Н. С. Ханин С. Б. Чистозвонов
АВТОМОБИЛЬНЫЕ РОТОРНО-ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
МАШГИЗ
1964
Н. С. ХАНИН, С. Б. ЧИСТОЗВОНОВ
АВТОМОБИЛЬНЫЕ РОТОРНО-ПОРШНЕВЫЕ ДВИГАТЕЛИ
млшгиз
ГОСУДАРСТВЕННОЕ НАУЧНО-ТЕХНИЧЕСКОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО МАШИНОСТРОИТЕЛЬНОЙ ЛИТЕРАТУРЫ Москва 1964
621.437 : 629.113 X 19
В книге рассмотрены различные схемы роторнопоршневых двигателей, предназначенных для автомобилей и других легких самоходных установок.
Приведены данные об особенностях протекания рабочих процессов в таких двигателях. Подробно описаны роторно-поршневые двигатели с планетарным движением ротора.
Рассмотрены также направления дальнейших работ по развитию двигателей данного класса.
Книга предназначена для инженерно-технических работников, интересующихся роторными двигателями.
Рецензент канд. техн, наук И. К. Агеев
Редактор инж. JJ. И. Егоркина
Редакция литературы по автомобильному и транспортному машиностроению
Зав. редакцией инж. И. М. Бауман
ПРЕДИСЛОВИЕ
В последние годы усилился интерес к проблеме роторных или роторно-поршневых двигателей внутреннего сгорания для автомобилей и других самоходных машин.
Основная идея таких двигателей состоит в замене кривошипно-шатунных механизмов поршневых двигателей другими механизмами с вращательным движением звеньев, но с сохранением поршней, разделяющих проточную часть на отсеки, объем которых циклически изменяется.
В отличие от газотурбинных двигателей в роторно-поршневых двигателях должны происходить те же рабочие циклы, что и в поршневых.
Видоизменение движения поршня (замена кривошипно-шатунного механизма на механизм с вращательным движением звеньев) позволяет значительно повысить компактность и снизить металлоемкость двигателя.
Повышению интереса к роторно-поршневым двигателям со стороны инженерно-технических работников и изобретателей способствовали многочисленные сообщения в периодической печати о двигателях типа Ванкель, образцы которых находятся в стадии совершенствования. Однако информация о таких двигателях в значительной мере носит рекламный характер.
Объем публикаций об особенностях рабочих процессов в роторных двигателях весьма ограничен.
Многочисленные изобретатели, работающие в данной области, недостаточно осведомлены о деятельности своих предшественников и поэтому часто повторно предлагают уже изобретенные схемы. Вследствие этого в дайной книге описаны основные виды и схемы роторных двигателей, произведено их сравнение, а также изложены особенности рабочих процессов в этих двигателях. Кроме того, приведены обзор конструкций роторно-
3
поршневых двигателей с планетарным движением ротора типа Ванкель и результаты испытаний на основании литературных материалов. В заключение дается анализ направлений развития роторно-поршневых двигателей.
Книга рассчитана на конструкторов, технологов, исследователей и других лиц, интересующихся роторными двигателями.
В данной книге основные величины даются в Международной системе единиц (СИ), а в скобках приводятся их значения в старых системах.
С 1 января 1963 г. введен в действие ГОСТ 9867-61 «Международная система единиц», который рекомендует предпочтительное применение Международной системы единиц. По этой системе основной единицей длины является метр (м), массы — килограмм (кг), времени — секунда (сек), силы электрического тока — ампер (а), термодинамической температуры — градусы по шкале Кельвина (°К), силы света — свеча (св). Производная единица силы — ньютон (н) равна силе, которая телу массой 1 кг сообщает ускорение 1 м/сек2. В качестве единицы давления (механического напряжения) принимается давление в 1 н на 1 м2 (н/м2). Эта единица давления мала, поэтому в технических расчетах давление рекомендуется выражать в кн/м2 (1 килоньютон = 1000 ньютонов) .
В Международной системе единиц отсутствует в качестве физической величины удельный вес, под которым часто понимают отношение весового количества вещества, определяемого .на рычажных весах и выражаемого в единицах массы, к его объему. Вместо этого понятия следует применять плотность (объемная масса) с основной единицей измерения кг/м3.
Понятие удельный вес (ГОСТ 7664-61) с размерностью н/м3, кГ/м3, дин/см3 представляет собой силу притяжения единицы объема вещества к Земле и не является справочной величиной, так как сила притяжения не постоянна и зависит от ускорения силы тяжести в точке измерения. Поэтому удельный вес следует определять пр формуле
Т = pg н/м3, где р —плотность вещества в кг/м3;
g— истинное ускорение силы тяжести в м/сек2.
4
Ниже приводятся соотношения между единицами давления в прежних системах и единицами по системе СИ:
1 кг/см2 =1 ат = 98066,5 нАи2.=0,98 бар;
1 кг/м2 = 1 • 10-4 = 9,80665 н/м2;
1 мм рт. ст. = 133,332 н/м2;
1 мм вод. ст. = 9,80665 н/м2.
В качестве единицы работы и количества теплоты в системе СИ принимается универсальная единица — джоуль {дж), равная произведению силы в 1 к .на путь в 1 м. Соотношение между единицами работы следующее:
1 кГм = 9,80665 дою;
1 ккал = 4186,8 дж;
1 л. с. ч. = 2,65-106 дж;
1 кет. ч = 3,6’106 дж.
За универсальную единицу мощности в системе СИ принимают ватт (вт), равный работе в 1 дж, совершенной в 1 сек (1 л. с. = 735,499 вт).
Более крупные и мелкие (кратные и дольные) единицы измерения, по сравнению с приведенными в системе СИ, образуются путем их уменьшения или деления на степень числа 10. Наименование кратных и дольных единиц получают прибавлением приставок к наименованиям основных и производных единиц.
В тех случаях, когда производная единица не имеет собственного наименования, а образована из наименований нескольких единиц, основываясь на ГОСТе 7663-55, десятичную приставку необходимо присоединять ко всей единице в целом, т. е. к наименованию первой единицы, стоящей в числителе (например, меганьютон на квадратный метр, а не ньютон на квадратный миллиметр).
ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ и обозначения
ДВС—двигатели внутреннего сгорания.
ПД — поршневые двигатели.
ГТД — газотурбинные двигатели.
РПД — роторно-поршневые двигатели.
ре — среднее эффективное давление в барах.
Vh — рабочий объем отсека в дм3(л), пв — число оборотов вала в минуту. пр—число оборотов ротора в минуту. Fa— максимальный коэффициент полезного использования площади поперечного сечения отсека РПД.
Уг — коэффициент полезного использования габаритного объема. riV— коэффициент наполнения.
а — коэффициент избытка воздуха.
ge — удельный расход топлива в гЦвт ♦ сек) [а/(л. с. ч)].
§ет[п — минимальный удельный расход топлива в гЦвт-сек)\г1(л.с.ч)]. г — радиус начальной окружности производящего круга в л«л<. R — радиус начальной окружности обкатываемого круга в леи. е — эксцентрицитет (для эпитрохоиды е = г — R) в мм.
гТ — радиус образующей точки производящего круга в мм.
— гт
гт~ — — относительная величина радиуса гт.
1р — длина (вдоль оси) ротора.
т 1”
1р-- ~ — относительная длина ротора.
— мощность в кет (л. с.)
РАЗВИТИЕ АВТОМОБИЛЬНЫХ ТЕПЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
В народном хозяйстве развитых в промышленном отношении стран все большее значение приобретают автомобили и тракторы. Рациональная численность автомобильного парка при населении 100 млн. человек должна составлять несколько миллионов автомобилей. В соответствии с этим суммарная мощность автомобильных двигателей исчисляется сотнями миллионов киловатт, что соизмеримо с суммарной мощностью электрических станций высокоразвитой в промышленном отношении страны при расчете на 100 млн. человек.
Программой Коммунистической партии Советского Союза предусмотрено интенсивное развитие автомобильного транспорта в СССР.
Вследствие использования тракторов для транспортных работ целесообразно приближение численности тракторного парка к автомобильному. В связи с этим, а также в связи с повышением скоростей движения тракторов уменьшается различие в технических требованиях, предъявляемых к автомобильным и тракторным двигателям. Все шире для тракторов применяются дефорси-рованные двигатели автомобильного типа.
Массовость применения автомобилей и тракторов приводит к большим затратам на их производство и эксплуатацию. Это определяется в первую очередь расходом моторного топлива, количеством металла, необходимого для изготовления и ремонта машин, и очень большими затратами труда на производство, обслуживание и ремонт автомобилей и тракторов.
Уровень показателей производительности, топливной экономичности, металлоемкости, компактности и срока службы автомобиля в первую очередь зависит от соответствующих качеств его двигателя. Поэтому даже неко-
7
торое улучшение этих показателей автомобильных двигателей дает большой экономический эффект. Следовательно, несмотря на развитие новых отраслей техники, все большее внимание необходимо уделять усовершенствованию автомобильных двигателей.
Повышение скоростей движения автомобилей, их грузоподъемности и топливной экономичности возможно прежде всего в результате увеличения мощности и эффективного к. п. д. автомобильных двигателей.
В связи с ростом мощности автомобильных двигателей все большее значение приобретают их компактность и вес. Среди удельных показателей компактности и веса различных двигателей наибольшее практическое значение имеет удельная мощность, т. е. мощность, приходящаяся на 1 м3 габаритного объема, и в большей мере мощность, приходящаяся на 1 дм длины двигателя, а также удельный вес двигателя.
Значение удельных показателей автомобильных двигателей различно для автомобилей разных классов. Для массовых автомобилей средней и большой грузоподъемности особенно большое значение имеет эффективный к. п. д. двигателя, так как доля расходов на топливо в себестоимости перевозок этими автомобилями сравнительно велика.
Для грузовых автомобилей малой грузоподъемности и легковых автомобилей первостепенное значение имеет удельная мощность, что обусловлено малыми весом и габаритами таких автомобилей.
По мере роста удельной мощности, снижения удельного веса автомобильных поршневых двигателей и приближения их индикаторного к. п. д. к к.п.д. идеального цикла поршневого двигателя решение задач дальнейшего увеличения рабочих показателей этих двигателей все более усложняется. Поэтому темпы повышения показателей, в частности, быстроходности двигателей относительно невысоки, несмотря на очень большие затраты труда на опытно-конструкторские и научно-исследовательские изыскания по автомобильным двигателям. Эти обстоятельства, а также усовершенствование материалов и технологии массового производства, определяют целесообразность развития объема поисковых работ для радикального улучшения показателей автомобильных поршневых двигателей и создания двигателей новых видов. 8
Очевидно, что типаж создаваемых двигателей тесно связан с экономикой страны. При работе над перспективными двигателями необходимо также учитывать развитие техники зарубежных стран.
Одной из характерных черт развития промышленного производства во второй половине XX в. является прогрессивное увеличение темпов добычи жидкого и газообразного топлива. Суммарная добыча жидкого топлива с 1936 по 1961 г. по данным, опубликованным ООН, увеличилась более чем в 6 раз. Темпы роста производства жидкого топлива выше темпов развития машиностроения. Еще более высоки темпы повышения потребления газообразного топлива.
Долголетняя практика выявила ряд бесспорных удобств применения для автомобилей жидкого топлива. К ним относятся большой запас хода автомобилей при умеренных размерах емкостей для топлива, хорошая транспортабельность жидкого топлива в разнообразных климатических условиях, простота организации системы заправки автомобилей топливом, а также простота устройства отопления их в зимних условиях. Среди различных видов жидкого топлива заслуживает внимание сжиженный газ. Применение этого топлива для городского транспорта позволяет решить проблему уменьшения токсичности отработавших газов.
Однако следует отметить, что использование сжиженных газов значительно, сложнее, чем применение обычных жидких топлив нефтяного происхождения.
Установка на автомобилях двигателей, работающих на ядерном топливе, пока не представляется возможной из-за очень большого веса биологической защиты и электродвигателей и сложности организации производства и эксплуатации двигателей данного класса.
Использование автомобилей с электрическими аккумуляторами рационально лишь в некоторых отраслях как из-за большого веса аккумуляторов и электродвигателей, так и вследствие сравнительно малого запаса хода таких автомобилей. Следует отметить, что суммарный к п. д. использования энергии в автомобилях данного класса, как и в троллейбусах, пока значительно ниже к. п. д. тепловых двигателей, работающих на жидком топливе.
9
Удельный вес тяговых электродвигателей примерно вдвое выше удельного веса двигателей внутреннего сгорания. Отношение средних показателей удельного веса тяговых электродвигателей к среднему удельному весу тепловых автомобильных двигателей за -истекшее десятилетие не снизилось. Средний к. п. д. тяговых электродвигателей все еще невысок — не превышает 0,8. Этим определяются ограничения в применении электродвигателей на автомобилях как при их питании от аккумуляторов, так и при использовании так называемых топливных элементов, где химическая энергия топлива непосредственно преобразуется в электрическую. Кроме того, удельный вес топливных элементов пока еще значительно выше удельного веса тепловых двигателей.
Следовательно, на планируемый период развития народного хозяйства для автомобильных двигателей новых видов целесообразно предусматривать применение жидкого топлива, в основном нефтяного происхождения. Поэтому способ преобразования химической энергии топлива в механическую работу, необходимую для движения автомобиля, в перспективных автомобильных двигателях должен быть основан на применении термодинамического цикла, позволяющего преобразовывать тепловую энергию, выделяющуюся при сжигании топлива, в механическую.
Таким образом, до появления таких результатов в области физики и химии, которые позволили бы ориентироваться на использование для автомобилей силовых установок иных видов, обеспечивающих автомобилю большой радиус действия при малом весе, наиболее перспективными остаются тепловые двигатели.
За последнее десятилетие наряду с продолжением работ по усовершенствованию тепловых поршневых автомобильных двигателей (ПД) значительное развитие получили поисковые работы, направленные на создание теплосиловых установок других видов. Большое внимание уделяется, в частности, созданию газотурбинных двигателей (ГТД) для автомобилей, что стимулируется успехами применения ГТД в авиации. В последние годы мировая техническая пресса изобилует публикациями о тепловых двигателях роторно-поршневого типа для автомобилей.
10
Основными элементами принципиальной схемы роторно-поршневого двигателя являются один или несколько роторов 1 (фиг. 1), совершающих вращательное или вращательно-возвратное движение по отношению к корпусу 2. Последний, в свою очередь, также может вращаться вокруг неподвижной оси.
Вследствие изменения относительного расположения роторов и корпуса по мере вращения объем рабочего тела, заключенного между этими элементами, периодически меняется, что дает возможность осуществлять в роторно-поршневых двигателях рабочий цикл, аналогичный рабочим циклам поршневых двигателей.
Над созданием двигателей роторно-поршневого типа многочисленные изобретатели работали еще до появления первых паровых двигателей И. Ползунова и Дж. Уатта.
Известно, что идея паровых роторно-поршневых двигателей выдвигалась еще Рамели в 1588 г., Паппенгей-мом в 1636 г., Гуерке в 1650 г., Гюйгенсом в 1673 г., Па-пеном в 1681 г., Амонтонсом в 1699 г., Ньюкоменом в 1711 г. и Уаттом в 1782—1788 гг. Сотрудник Дж. Уатта Мардок в 1799 г. .построил роторно-поршневой двигатель шестеренчатого типа (фиг. 2).
Среди известных изобретателей и ученых, работавших над созданием роторно-поршневых двигателей, следует отметить Лаваля, Парсонса, Де-Лаво и др.
Все эти ранние попытки создания роторно-поршневых двигателей, так же как и абсолютное большинство последующих, оказались безуспешными главным образом из-за несовершенства уплотнения рабочих отсеков между роторами и корпусом. Вследствие чрезмерных утечек рабочего тела через сопряжения этих элементов К. п. д. роторно-поршневых двигателей был очень низким, а надежность неудовлетворительной. Поэтому ряд специалистов в области тепловых двигателей относил схемы роторно-поршневых к разряду неосуществимых.
До последнего времени большинство изобретателей в области роторно-поршневых двигателей сосредоточивали свои усилия на создании новых схем механизмов роторных двигателей. Углубленной разработки систем уплотнений рабочих отсеков роторно-поршневых двигателей, как правило, не производилось. Лишь в последние
11
годы Ф. Ванкель и ряд других изобретателей предложили несколько схем уплотнений, показавших при испытаниях сравнительно высокую эффективность.
Это позволило создать к 1958—1959 гг. несколько конструкций роторно-поршневых двигателей — НСУ, Кертис-Райт и др., пригодных для опытной установки на автомобили.
Фиг. 1. Принципиальная схема роторного двигателя:
1 — ротор; 2 — корпус; 3 — свеча зажигания;
4 — впускное окно; 5 — элементы уплотнения, 6 — выпускное окно.
Фиг. 2. Схема роторного шестеренчатого двигателя Мардок.
Первые результаты испытаний этих двигателей были обнадеживающими. Весовые показатели и компактность роторно-поршневых двигателей оказались значительно более высокими, чем соответствующие показатели поршневых и газотурбинных двигателей.
Количество коллективов и лиц, работающих в области роторно-поршневых двигателей для автомобилей, резко возросло. Однако направленность этих разработок в ряде случаев представляется спорной или даже ошибочной. Не всегда учитывается опыт изобретателей, работавших ранее над этой проблемой (особенно в области уплотнения).
12
Ввиду безусловной перспективности направления поисковых работ по роторно-поршневым автомобильным двигателям и большого интереса, проявленного к данной проблеме, целесообразно рассмотреть сложившиеся направления разработок двигателей подобного вида и остановиться на основных задачах, которые .нужно решить для того, чтобы ускорить внедрение этих двигателей в производство.
Работы по созданию таких двигателей целесообразны только в том случае, если при их реализации могуг быть получены определенные технико-экономические преимущества по сравнению с тепловыми автомобильными двигателями других видов с учетом перспектив развития последних.
Поэтому изложению проблем развития роторно-поршневых двигателей должно быть предпослано краткое рассмотрение уровня и тенденций развития тепловых двигателей других видов для автомобилей и анализ их недостатков.
Как известно, автомобильные ПД прошли длительную эволюцию и в настоящее время достигли высокого совершенства. Они являются самыми распространенными видами первичных двигателей. Наименьший удельный вес серийных автомобильных ПД уже доведен до 0,95—1,09 кг!квт (0,7—0,8 кг]л. с.), и возможно дальнейшее снижение веса путем повышения числа оборотов коленчатого вала. Эффективный к. п.д. лучших автомобильных дизелей доведен до 0,39, а карбюраторных двигателей— до 0,31. Срок службы автомобильных двигателей до ремонта в ряде случаев превышает 10 тыс. ч.
Однако несмотря на относительно высокую компактность и небольшой удельный вес ПД современных моделей, возможности дальнейшего улучшения этих параметров уже невелики. Основной причиной этого является принципиальное несовершенство схемы ПД, что определяет небольшую долю полезного использования его габаритного объема, обычно не превышающую 0,015.
Повышению компактности ПД препятствует ограниченность наибольшего значения средней скорости поршня, которая за последние 25 лет не возросла. Увеличение средней скорости поршня и числа оборотов коленчатого вала затруднено из-за большой амплитуды знакопеременных сил инерции деталей кривошипно-
13
шатунного механизма, а также связанного с этим увеличения удельных нагрузок на подшипники коленчатого вала по мере повышения его числа оборотов. Эта амплитуда прямо пропорциональна средней скорости поршня, а также угловой скорости коленчатого вала. Наряду с этим увеличение скорости поршня приводит к росту механических потерь и снижению к. п.д. двигателя.
При ограниченном значении скорости поршня и определенном среднем эффективном давлении повысить мощность ПД (с данным числом цилиндров можно лишь путем снижения числа оборотов коленчатого вала, что приводит к увеличению удельного веса двигателя при повышении мощности более 220—290 кет (300—400 л. с.).
Другим фактором, препятствующим повышению компактности и снижению удельного веса карбюраторных двигателей, являются недопустимое увеличение напряженности деталей клапанных газораспределительных механизмов и нарушение их нормальной работы при повышении числа оборотов коленчатого вала. Следует также отметить, что применение этих механизмов в случае верхнего расположения клапанов приводит к резкому усложнению конструкции ПД, что является их существенным недостатком по сравнению с ГТД.
Топливная экономичность автомобильных ПД сравнительно высока, но дальнейшее ее улучшение очень ограничено.
Степени сжатия у современных серийных автомобильных ПД относительно высоки. Поэтому дальнейшее увеличение степени сжатия уже не приводит к значительному повышению термического к.п.д. цикла, а следовательно, и индикаторного к. п. д. поршневых двигателей. В то же время по мере повышения степени сжатия увеличиваются абсолютные механические потери в двигателе и может снижаться механический к. п. д., который у современных автомобильных ПД на номинальном режиме относительно мал — не более 0,8. Большая относительная величина механических потерь является принципиальным недостатком ПД.
Таким образом, возможности повышения эффективного к. п.д. путем увеличения степени сжатия невелики.
Другие возможности повышения эффективного к. п. д. у ПД, определяемые увеличением относительного к. п. д.. 14
весьма ограничены. Необходимо отметить и положительные качества ПД. Их топливная экономичность относительно высока, что объясняется сжиганием большей части топлива при постоянном или мало изменяющемся объеме. Поэтому в ПД очень высокие давления и температуры заряда достигаются без чрезмерной затраты энергии на сжатие и проталкивание воздуха или смеси и без чрезмерных температурных напряжений стенок камеры сгорания и органов газораспределения.
Элементы уплотнения цилиндров ПД в отношении герметичности доведены до высокой степени совершенства, однако, при их действии возникают большие механические потери, кроме того, сложен ремонт сопрягаемых поверхностей.
Детали ПД изготовляются из относительно дешевых материалов. Срок службы наиболее дорогих корпусных деталей ПД исчисляется несколькими десятками тысяч моточасов. Трудоемкость изготовления автомобильных ПД в зависимости от масштабов выпуска и их мощности составляет 6—60 станкочасов. Текущий -и средний ремонт ПД и их обслуживание в случае необходимости могут быть произведены при минимальном комплекте оборудования.
К положительным качествам ПД следует отнести также безопасность их работы и высокую надежность, что достигается без применения сложных систем регулирования и дорогих методов контроля. Случайные разрушения деталей ПД, а также нарушение действия органов управления не приводят к катастрофическим последствиям.
Основным видом тепловых двигателей, конкурирующим с ПД, являются ГТД, которые пока еще не выпускаются крупными сериями автомобильной промышленностью. Однако опубликованные данные по результатам испытаний опытных образцов автомобильных ГТД в совокупности с материалами теоретических исследований позволяют отметить следующее.
До последнего времени эффективный к. п. д. газотурбинных двигателей был ниже, чем поршневых, хотя разница в эффективных к. п. д. этих двигателей постепенно сокращается.
Теоретически в ГТД можно получить более высокий эффективный к. п. д., чем в поршневых двигателях.
15
Наибольший к. п. д. регенеративного цикла, описанного в диапазоне предельных температур: максимальной Ттах и минимальной Ттш цикла ГТД [2],
где Ттт — температура отработавших газов;
Тад — температура конца адиабатического расширения в турбине, пропорциональная Т1Пах.
Из этой формулы следует, что к. п. д. цикла ГТД может -быть повышен увеличением максимальной температуры цикла или уменьшением температуры отработавших газов. Повышение максимальной температуры цикла ограничено жаропрочностью материалов для турбин.
Темп повышения предельной температуры Ттах за последнее десятилетие был низким — в среднем не более 10° С в год. Увеличение этой температуры стало возможным только вследствие увеличения содержания дефицитных легирующих материалов в сплавах, применяемых для изготовления напряженных деталей.
Таким образом, повышение к. п.д. цикла ГТД путем увеличения температуры Ттах ограничено. Значительно большие возможности повышения к. п.д. заключены в снижении температуры отработавших газов в результате применения регенеративных циклов.
Однако при использовании регенеративных циклов в ГТД сравнительно невысокой мощности (менее 150 кет) такие двигатели не будут иметь преимуществ в отношении веса и компактности по сравнению с карбюраторными двигателями. Удельный вес и компактность ГТД ухудшаются по мере снижения их мощности.
Бесспорные преимущества в отношении веса и компактности в сравнении с ПД могут иметь лишь ГТД, выполненные по сложным схемам при большой (более 400 кет) мощности, или же неэкономичные агрегаты малой мощности, в которых реализуются простейшие циклы.
К существенным недостаткам ГТД по сравнению с ПД следует отнести высокую стоимость и дефицитность материалов, применяемых для изготовления деталей турбины, а также ограниченный срок службы наиболее тру-16
доемких и дорогих деталей, что объясняется ползучестью их материала при высоких температурах, а также износом деталей высокоскоростных редукторов и подшипников. Надежная работа ГТД может быть обеспечена только при безотказной работе систем автоматического регулирования. Выход из строя этих систем, а также несовершенство изготовления ГТД могут привести к аварии.
Таким образом, как ПД, так и ГТД -имеют определенные характерные недостатки, а возможности улучшения их показателей ограничены. Для первых некоторые из недостатков усугубляются .при больших мощностях, а для вторых — при малых.
Поэтому основной целью при разработке автомобильных двигателей новых видов, к которым относятся роторно-поршневые двигатели, должно быть устранение недостатков, характерных для ПД и ГТД, при одновременном повышении компактности и уменьшении удельного веса по сравнению с ГТД и ПД.
* *
*
К основным задачам, которые обычно ставятся при создании роторно-поршневых двигателей, надо отнести следующие:
а)	повышение компактности конструкции по сравнению с поршневыми двигателями; увеличение доли полезного использования габаритного объема для размещения рабочих отсеков;
б)	повышение скоростного режима двигателя путем увеличения числа оборотов роторов и валов отбора мощности по сравнению с числом оборотов коленчатых валов ПД; для этого стремятся устранить клапанные газораспределительные механизмы и так модифицировать силовые механизмы, чтобы не возникало знакопеременных сил инерции;
в)	упрощение конструкции по сравнению с ПД.
Решение этих задач должно достигаться без снижения надежности, срока службы и топливной экономичности роторно-поршневых двигателей по сравнению
17
ОСНОВНЫЕ РАЗНОВИДНОСТИ РОТОРНО-ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ
Одной из основных идей, осуществляемых в роторных двигателях, является замена поступательно-возвратного движения органов, формирующих рабочие полости на вращательное движение. В этОхМ отношении роторнопоршневые двигатели напоминают ГТД. Однако в отличие от -последних рабочие полости роторно-поршневых двигателей разделены на несколько отсеков, объем которых циклически изменяется. В течение цикла изменения -состояния рабочего тела скорость его движения относительно мала (по сравнению со скоростями газовых потоков в ПД и ГТД).
В роторно-поршневых двигателях вследствие последовательного изменения объемов рабочих отсеков осуществляются те же такты рабочего процесса, которые характерны для обычных поршневых двигателей. Именно поэтому ряд авторов предложил название — роторно-поршневые двигатели или двигатели с вращающимися поршнями, что принято в отечественных и немецких патентных публикациях. Это дает основание для сокращенного наименования роторных двигателей — РПД.
У РПД обычный кривошипно-шатунный механизм заменен механизмами, позволяющими получать необходимый закон изменения объема рабочих отсеков при отсутствии поступательно-возвратного движения основных звеньев, формирующих эти отсеки. В РПД эти звенья совершают вращательное или вращательно-возвратное движение.
Закон изменения объемов рабочих отсеков и ряд требований, предъявляемых к сопряжению звеньев, формирующих рабочие отсеки РПД, аналогичны соответствующим законам и требованиям, характерным для объемных насосов или воздуходувок. Вследствие этого ряд схем РПД аналогичен однотипным схемам объемных насосов и, в свою очередь, ряд схем объемных воздуходувок представляет логическое развитие схем РПД. Это дало основание некоторым авторам распространять на РПД термин «коловратные двигатели» (по аналогии с коловратными насосами), применявшийся и в отечественной патентной литературе, выпущенной до второй половины XX в.
18
Показатели совершенства роторно-поршневых двигателей
Основной целью, к которой обычно стремятся изобретатели РПД, является улучшение удельных габаритных и весовых параметров, наиболее полно характеризуемых удельными мощностями Ns и Nl и удельным весом Gv.
Мощность, приходящаяся на единицу габаритного объема двигателя Уг,
где Ne— эффективная мощность двигателя в кет (л, с.).
Мощность, приходящаяся на единицу габаритной длины L двигателя,
N, Nl = ~.
Вес двигателя <?, приходящийся на 1 кет (л. с.) мощности двигателя,
г _ G
Роторно-поршневые двигатели, так же как и поршневые, относятся к общей категории объемных двигателей; поэтому компактность РПД находится в прямой зависимости от литровой мощности:
Д'.
Nji = -г— квт/л (л. с./л), г л
где V4 — рабочий объем двигателя в л.
Удельный вес РПД тем ниже, чем выше литровая мощность и чем меньше вес двигателя, отнесенный к 1 л его рабочего объема.
Одним из наиболее важных параметров, характеризующих совершенство конструкции РПД, так же как и других объемных двигателей, является отношение рабочего объема двигателя V4 к габаритному объему V* двигателя:
V — г ~ ’ __ Очевидно, что чем больше величина Уг, тем выше компактность и тем меньше металлоемкость двигателя.
1»
Результаты работ изобретателей в области РПД не были в должной мере исследованы и обобщены, поэтому при рассмотрении относительных качеств РПД разных подклассов нельзя пользоваться данными по перечисленным выше удельным параметрам. Для двигателей, плоскость симметрии рабочих полостей которых перпендикулярна оси ротора, это может быть в известной степени заменено использованием данных по наибольшему коэффициенту Fa полезного использования площади поперечного сечения двигателя Рг для размещения рабочих отсеков:
где Fa — полезная площадь поперечного сечения рабочей секции.
Габаритный объем комплектного двигателя всегда значительно больше, чем произведение VZ=LFS, вследствие необходимости размещения вспомогательных агрегатов и систем на двигателе, а также маховика. В свою
очередь, рабочий объем двигателя не может быть больше, чем V^=Fa-L-k1 (где ki— константа для двигателей, сходных по конструктивной схеме). Поэтому р >-т4-=Уе. v г
Следовательно, коэффициент Fa характеризует теоре-
тически наивысшую степень полезного использования габаритного объема роторно-поршневого двигателя без вспомогательных агрегатов и систем, а также стенок.
Высокие показатели компактности и малый удельный вес РПД стремятся получать как путем увеличения параметров Fa и так и повышения скоростного режима, определяемого числом оборотов ротора в минуту и скоростью ст периферии ротора относительно корпуса.
По аналогии с ПД можно полагать, что для РПД ограничение скорости ст и числа оборотов ротора может быть обусловлено недопустимым возрастанием инерционных нагрузок на детали и резким увеличением механических потерь при повышении скорости ст сверх опре
деленного предела.
Как отмечено выше, в ПД утечка заряда из рабочего пространства очень мала. Этим определяются как небольшая величина энергетических потерь вследствие утечек, так и высокий срок службы деталей двигателя и его
20
хорошие пусковые качества. Поэтому одной из главных задач при создании РПД является обеспечение эффективного уплотнения рабочих отсеков.
Как будет показано ниже, утечки через сопряжения элементов, формирующих рабочий объем, на ряде режимов РПД могут быть чрезмерно большими, если не применять систем уплотнений контактного типа (фиг. 3, а), в которых сила давления уплотняющего элемента ротора на корпус уравновешивается реакцией по
Фиг. 3. Схемы двух основных видов уплотнений рабочих отсеков РПД:
а — контактное уплотнение; б — бесконтактное уплотнение;
1 — корпус; 2 — ротор; 3 уплотняющая пластина; 4 — пружина.
следнего, а ограничиваться сведением к минимуму рабочих зазоров в сопряжениях при бесконтактной системе уплотнений (фиг. 3, б). В последней нет силового взаимодействия ротора и корпуса.
Теория уплотнений рабочих отсеков объемных двигателей пока мало разработана. Тем не менее, исходя из накопленного опыта конструирования систем уплотнения ПД, можно выдвинуть ряд оценочных критериев схем уплотнений РПД. Очевидно, что доля рабочего тела, уносимая из рабочих отсеков через сопряжения системы уплотнения, пропорциональна отношению периметра Ln уплотнения к рабочему объему отсека Vh- Поэтому одним из характерных критериев качества системы уплотнения РПД может быть принят параметр уплотнения
Существенное значение имеют также форма уплотняемого контура и, в частности, непрерывность линии контура и непрерывность наклона касательной к нему. При нарушении непрерывности резко увеличиваются утечки
21
из одного отсека в другой, а конструктивное выполнение системы уплотнения значительно усложняется. Большую роль играет также рациональность устройства системы смазки элементов уплотнения или других сопряжений элементов, формирующих рабочие отсеки.
Возможности устройства системы уплотнений зависят от глубины зоны сопряжения. Достаточная длина этой зоны, как известно, определяет высокую эффективность уплотнений ПД.
Как и у тепловых двигателей других видов, эффективный к. п. д. РПД зависит от теплопередачи заряда в стенки рабочих отсеков. Как и у ПД, влияние теплопередачи на показатели РПД тем выше, чем ниже число оборотов вала отбора мощности.
При большой угловой скорости ротора отношение поверхности рабочего отсека к его объему не является решающим для оценки качества РПД. Тем не менее величина данного отношения, как и форма камеры сгорания, оказывает большое влияние на протекание процесса сгорания, как и во всяком двигателе внутреннего сгорания, что должно учитываться при оценке условий организации рабочего процесса РПД.
Совокупные результаты решения перечисленных основных задач дают основание для оценки целесообразности или совершенства РПД различных подклассов или разновидностей, предложенных или разрабатываемых разными авторами.
Классификация изобретений в области роторно-поршневых двигателей
В настоящее время РПД еще не выпускают серийно. С этим связана ограниченность литературных трудов, посвященных таким двигателям как по количеству, так и по объему их анализа. Исключение представляют лишь роторные двигатели типа Ванкель, которые в последние годы настолько широко освещены в литературе, что многие читатели отождествляют понятия «роторный двигатель» и «двигатель Ванкеля». Это, безусловно, мешает развитию идей в данной области.
Для того чтобы получить более полное представление о многообразии разновидностей РПД, следует обратиться к многочисленной патентной литературе в 22
области двигателей данного класса, опубликованной в СССР и за рубежом.
Общее число схем и конструкций РПД, оформленных патентами в развитых промышленных странах, исчисляется тысячами. Помимо Советского Союза, особенно большое число изобретений в данной области оформлено в США, Франции и ФРГ.
Схемы и конструкции РПД могут быть разделены на несколько подклассов или аналоговых групп. Такая система типовой классификации изобретений в области РПД удобна для работы изобретателей и исследователей: она способствует упрощению анализа сходных схем и позволяет распространять результаты рассмотрения изобретений на аналогичные с ними схемы.
Наиболее подробные системы классификации изобретений в области роторно-поршневых двигателей применяются в СССР, США, ГДР и ФРГ. Действующая отечественная классификация предусматривает деление изобретений класса «Двигатели внутреннего сгорания с вращающимися поршнями, качающимися поршнями и пр.» 1 на следующие подклассы:
1.	Двигатели с упорными лопастями.
2.	Двигатели с поршневыми заслонками.
3.	Двигатели с поворотными упорами.
4.	Двигатели с качающимися частями, расположенными на поршневом барабане или шайбе.
5.	Двигатели с поршнями:
5oi — с попеременно вращающимися и застопориваемыми поршнями;
Эю —с несколькими поршнями, движущимися неравномерно2.
6.	Двигатели с зубчатым зацеплением2 поршней друг с другом.
7.	Двигатели с качающимися лопастями и т. п.
8.	Двигатели с жидкостным кольцом.
9.	Особые конструкции.
10.	Детали двигателей.
Некоторый интерес представляет классификация изобретений в области РПД, действующая в США. Эта
1 Класс 46. Классификация изобретений СССР.
2 Редакция этих формулировок уточнена по сравнению с официальным перечнем.
классификация менее подробна, чем применяемая в СССР, но удобна вследствие достаточно четкой типизации и целесообразности названий подклассов.
Эта классификация предусматривает девять подклассов в классе «Роторные двигатели внутреннего сгорания»1, а именно:
11.	Роторные двигатели.
12.	Двигатели с переменным законом движения поршней.
13.	Двигатели с поршнями, приводимыми в движение шестернями.
14.	Двигатели с вращающимися заслонками.
15.	Двигатели со скользящими заслонками.
16.	Двигатели с качающимися заслонками.
17.	Двигатели со скользящими поршнями.
18.	Двигатели с качающимися поршнями.
19.	Двигатели с поршнями, совершающими колебательное движение.
Значительно менее подробно разработаны системы классификации РПД, применяемые в Англии, Японии, Франции, Голландии, Италии и Бельгии. В последних четырех странах действует так называемая международная система классификации изобретений. Эта система фактически дает лишь определение агрегатов данного класса «Машины с вращательным или колебательным движением поршня». В английской патентной литературе имеется класс двигателей «Роторные двигатели, насосы, нагнетатели».
Приведенные выше системы классификации изобретений в области РПД, разработанные в СССР и США, охватывают практически все возможные разновидности схем двигателей данного класса. Лишь в редких случаях не удается отнести .схему того или иного РПД к одному определенному подклассу отечественной системы. В этом отношении система классификации США невыгодно отличается от отечественной тем, что подкласс 11 может охватывать практически все характерные разновидности двигателей остальных подклассов.
До настоящего времени изобретатели и исследователя продолжают разработки РПД практически всех разновидностей, охватываемых перечисленными подклассами.
1 Класс 123. Классификация изобретений США.
24
Между тем можно показать, что при реализации РПД ряда подклассов нельзя решить перечисленные выше основные задачи, которые ставятся при создании этих двигателей.
При сравнительном рассмотрении схем РПД разных подклассов их целесообразно группировать по основным кинематическим признакам движения роторов и методам формирования закона изменения рабочих отсеков. Таким образом, в каждую из групп могут входить схемы РПД нескольких подклассов.
Схемы двигателей с вращательно-возвратным движением поршней
По аналогии с ПД, где поршни совершают поступательно-возвратное движение, в ряде схем РПД, в особенности предложенных в первой половине XX в., рабочие органы — роторы или поршни — гипотетически совершают вращательно-возвратное движение, напоминающее колебательное движение маятника. Среди отечественных авторов подобных схем РПД могут быть названы К. Ф. Борковский, В. Т. Фролов, В. М. Маслов и др.
В двигателях данного подкласса должны быть предусмотрены крышки рабочих отсеков (или упоры), ограничивающие перемещение поршней. Вследствие симметрии механизма в подобных схемах стремятся к осуществлению принципа двойного действия.
На фиг. 4 показана типичная схема РПД с поршнями, совершающими колебательное движение. Для этих схем характерно то, что обычный кривошипно-шатунный механизм заменен рычажной системой.
Основным звеном, позволяющим осуществлять движение системы поршней по дуге окружности, является спарник 4 (фиг. 4), соединяющий поршни и совершающий вращательно-возвратное движение при таком же движении поршней в «цилиндрах» с круговыми образующими. Поршни обычно имеют круглое сечение.
Шатуны 3 с одной стороны соединены со спарником, а с другой — с кривошипными шейками коленчатого* вала.
Для данных схем характерно размещение механизма в плоскости симметрии рабочего отсека, что увеличивает габаритные размеры двигателя.
25
в паз требуется удлинять
5
Фиг. 4. Схема двигателя с вращательно-возвратным движением поршней:
Л — рабочие отсеки; / — цилиндр; 2 — лопасть; 3 — шатун; 4 — спарник; 5 — свечи зажигания; 6 — окно газораспределения.
При изготовлении подобного двигателя иногда предусматривают кольцевой паз в рабочих полостях, напоминающих собой цилиндры, ось которых деформирована по дуге окружности, для прохода спарника. Наличие такого паза несколько ухудшает условия компоновки механизма, так как для избежания пропуска газов спарник, соединяющий пару поршней, размещенных в каждой из рабочих полостей, в таких пределах, чтобы при работе двигателя поршневые кольца не входили бы в паз.
Принципиальным недостатком РПД данной группы является размещение устройства для преобразования вращательно - возвратного движения поршней во вращательное движение вала отбора мощности в плоскости оси тороидных рабочих полостей. Кроме того, вследствие ограничения размаха поршней из-за наличия крышек и пазов определенной длины для хода спарника и необходимости размещения внутри рабочих полостей коленчатого вала,
шатунов и кривошипов коленчатого вала величины Fa и Уг получаются не&ольшими.
Динамика РПД данной группы сходна с динамикой ПД, с той разницей, что поступательно-возвратное движение поршней заменено вращательно-возвратным движением. Вследствие циклического возвратного движения механизма на его элементы действуют знакопеременные силы инерции и их моменты. Амплитуда этих сил и моментов увеличивается примерно пропорционально квадрату числа ходов поршней в единицу времени. В этом отношении РПД данной группы аналогичны ПД. Условия работы элементов цилиндрово-поршневой группы РПД сходны с соответствующими условиями в ПД за исключением отрицательного влияния кривизны образу-26
ющих тороидных поверхностей на точность геометрического выполнения последних.
По указанным причинам повышение скорости поршней и частоты их циклического движения при данной схеме РПД ограничивается теми же факторами, что и в ПД. При сопоставимой средней скорости поршней у таких РПД механические потери не могут быть ниже, чем у ПД, так как потери в основном зависят от скорости ст. Параметры Fa , V3 и гипотетические значения ст и г]мех У РПД данной группы не выше соответствующих параметров у ПД; поэтому нельзя ожидать, что такие РПД будут обладать существенными преимуществами по сравнению с ПД в отношении удельного веса и компактности.
К недостаткам схем РПД этого вида относится сложность технологии изготовления тороидных поверхностей деталей цилиндрово-поршневой группы. Следовательно, при реализации схем РПД данной группы нельзя рассчитывать на получение значительных преимуществ по сравнению с ПД.
Другая конструкция РПД данной группы отличается от предыдущей тем, что рычажный механизм для преобразования вращательно-возвратного движения поршней во вращательное движение вала отбора мощности вынесен за пределы плоскостей, ограничивающих рабочий отсек. Это позволяет значительно повысить полезное использование габаритного объема двигателя, определяемое параметром по сравнению с предыдущей схемой РПД и с ПД, а следовательно, снизить удельный вес двигателя.
Данная схема, так же как и предыдущие, имеет недостаток, обусловленный характером кинематики механизма: большая амплитуда знакопеременных моментов сил инерции, возникающих при вращательно-возвратном движении ротора. Кроме того, намного ухудшаются условия работы элементов уплотнений тороидных рабочих отсеков, так как они имеют некруглое сечение. В случае рабочих отсеков некруглого сечения затрудняется уплотнение элементов, в которых нарушается плавность кривой контура. Приходится применять составные устройства, позволяющие уплотнять оба пересекающихся участка контура. Однако уплотнение участка близ линии их пересечения оказывается практически невозможным.
27
Фиг. 5. Схема двигателя Селвуд с вращательно-возвратным движением поршней: / — траектория поршней; II— траектория точек «цилиндров»; / — неподвижная ось; 2—входное отверстие для свежей смеси; 3 — ротативный корпус; 4 — выпускное окно; 5 — поршневой палец крестовины; 6 — поршень; 7 — свеча зажигания; 8 — вал отбора мощности; 9 и 14 — подшипники корпуса; 10 — ребра воздушного охлаждения; // — барабан; 12 —- впускное окно;
13 — шнп крестовины.
К недостаткам системы уплотнений РПД данного типа следует отнести относительно большую длину уплотняемого контура.
Для одной из схем РПД рассматриваемого вида характерно применение «цилиндров» круглого сечения, оси которых расположены на поверхности сферы. Цилиндры попарно размещаются в диаметральной плоскости этой сферы во вращающемся корпусе двигателя.
Согласно публикуемым данным опытный двигатель Селвуд, изготовленный по данной схеме, имеет шесть «цилиндров». С каждым из «цилиндров» сопряжено по одному сдвоенному поршню, ось которого представляет собой часть диаметрального сечения сферы (фиг. 5). Поршни шарнирно соединены с поршневыми пальцами5 крестовины, установленной на подшипниках качения на цилиндрическом шипе 13, ось которого пересекается с неподвижной осью 1.
Корпус двигателя установлен на оси 1 на подшипниках качения 9 и 14. При вращении корпуса, жестко связанного с валом отбора мощности 8, вокруг оси 1 вследствие непараллельное™ этой оси, оси шипа и крестовины поршни совершают по отношению к «цилиндрам» вращательно-возвратное движение, одновременно вращаясь вокруг оси 1 вместе с корпусом.
Данный двигатель работает по двухтактному циклу. Для продувки применяется продувочный насос типа Руг. Воспламенение заряда осуществляется электрическими свечами 7, расположенными по концам каждого цилиндра. Бензо-воздушная смесь с присадкой масла подается через отверстие полого вала и далее через окна 12, открываемые поршнями при их движении. Выпуск отработавших газов производится через окна 4 в «цилиндрах». «Цилиндры» имеют ребра 10 воздушного охлаждения. Степень сжатия в демонстрационном образце двигателя составляла всего 3. При повышении степени сжатия требуется переходить от системы охлаждения без принудительного движения воздушных потоков к системам, обеспечивающим более интенсивное охлаждение. Для системы электрического зажигания характерно применение бесконтактной коммутации разряда через воздушный промежуток.
К недостаткам двигателей Селвуд относят сложность обработки цилиндров и поршней, трудности компенса-
29
ции разницы в тепловых деформациях цилиндра, низкий механический к. п. д. механизма для преобразования поступательно-возвратного движения поршней во вращательное движение вала отбора мощности, а также очень большие центробежные нагрузки на поршни, цилиндры и узлы сочленения поршней с крестовинами.
Схемы двигателей с несколькими поршнями, движущимися неравномерно в замкнутой рабочей полости
Логическим развитием схемы РПД с торообразной рабочей полостью круглого сечения (фиг. 4) является схема, показанная на фиг. 6. Отличительной особенностью этой схемы является использование двух или более пар непрерывно вращающихся поршней. Среди авторов, схем РПД данной группы следует отметить Г. А. Киселева, Г. Бредшоу и др.
Каждые два поршня сочленены со спарниками, вращающимися вокруг оси тороидной полости. Вследствие вращения каждого из спарников с циклически изменяемой угловой скоростью и несовпадения фаз их движения, угол между осями поршневых пальцев крестовины и неподвижной осью периодически изменяется, и поршни движутся вращательно-возвратно по отношению к «цилиндрам». Этим обеспечивается необходимое для осуществления цикла двигателей внутреннего сгорания изменение объемов рабочих отсеков.
Требуемый закон движения поршней достигается с помощью рычажного сочленения спарников с валом отбора мощности (фиг. 7). Кривошипы 1 -вала отбора мощности посредством шатунов 2 соединены с рычагами 3, сочлененными со спарниками. При постоянной угловой скорости кривошипов вращательное движение спарников происходит с переменной угловой скоростью. В свон> очередь, при действии на поршни периодических сил работа, совершаемая последними при изменении объема рабочих отсеков, равна работе, отдаваемой валом отбора мощности. Для обеспечения непрерывного вращения спарников и поршней необходимо, чтобы корпус вращался вокруг оси, совпадающей с осью вращения спарников и осью тороидных рабочих отсеков; при этом в корпусе должны быть сделаны прорези для прохрда 30
Фиг. 6. Двигатель Бредшоу «Омега»:
А — рабочий отсек; / — поршень; 2 — кожух; 3 — свеча зажигания; 4 — спарник.
Фиг. 7. Схема механизма двигателя Бредшоу «Омега» для преобразования движения поршней во вращательное движение вала отбора мощности.
спарников. Вследствие этого данный двигатель обладает рядом специфических недостатков, свойственных всем РПД с тороидной рабочей (Полостью.
В рассматриваемом двигателе спарники размещены в плоскости симметрии торовдной рабочей полости. Поэтому, несмотря на непрерывность этой полости, параметр Fa, определяющий габаритные и весовые показатели объемного двигателя, относительно невысок, хотя п больше соответствующего параметра ПД.
При реализации данной схемы РПД не удается устранить те недостатки, которые препятствуют повышению быстроходности и увеличению числа оборотов коленчатых валов ПД. Из-за неравномерного движения поршней силы инерции, действующие на детали механизма, имеют большую амплитуду.
Как и в других рассмотренных выше схемах РПД, скорость относительного движения поршней ограничена ростом потерь на трение в сопряжениях цилиндровопоршневой группы, увеличенных вследствие действия центробежных сил на детали. Кроме того, технология изготовления тороидной полости круглого сечения, а также поршней и поршневых колец отличается большой сложностью.
Вследствие отмеченных недостатков при относительно малой степени приближения к целям, которые ставятся при создании РПД, данная схема двигателя не нашла практического применения.
Недостатки двигателей с переменным движением поршней проявляются тем резче, чем выше наибольшее ускорение цикла движения, так как при этом увеличиваются инерционные нагрузки на детали. Если в начале и конце цикла поршни застопориваются, как это определяется формулировкой наименования подкласса 5oi отечественной классификации, то ускорение может возрастать до бесконечности, что соответствует ударной нагрузке на детали. Естественно, что в этом случае механизм не может работать продолжительное время.
Аналогично этому не могут быть надежными и РПД, в которых применяют храповые механизмы или муфты свободного хода. Для кинематики таких механизмов характерен циклический закон движения с мгновенным нарастанием скорости от нуля до конечного значения. При таком ударном характере сопряжения звеньев кон-32
тактике напряжения в их сопрягающихся частях недопустимо велики. Недопустимая перегрузка сопрягающихся деталей обусловлена также тем, что зона контакта имеет точечный или линейный характер. Поэтому для РПД практически невозможно применять механизмы с застопориванием поршней, а также использовать храповые механизмы или муфты свободного хода.
Схемы двигателей с заслонками скользящими в пазах ротора
Несколько типичных схем РПД, предложенных рядом изобретателей, основаны на использовании принципов, предложенных в области объемных воздушных нагнетателей или насосов так называемого коловратного типа (фиг. 8 и 9, а). Особенно много таких схем предлагалось в первой половине XX в.
Как видно из этих иллюстраций, отличительной чертой схем РПД данной группы является применение пластин, которые могут скользить в пазах ротора. Такие схемы в первой половине XX в. предлагались рядом изобретателей, например, А. П. Федоровым и П. И. Парри, П. Патерсоном, Г. Рожицким и др.
Ротор располагают дезаксиально по отношению к цилиндрической полости корпуса (фиг. 8) или последнюю делают сложного профиля, с переменным радиусом-вектором, проведенным из центра сечения ротора до линии профиля корпуса (фиг. 9). Чтобы избежать увеличения содержания остаточных газов в свежем заряде, стремятся уменьшить до необходимого минимума наименьший зазор между образующей ротора и отверстием корпуса. В этих РПД используют бесклапанные системы газораспределения.
В РПД данной группы часто предусматривают специальные виды элементов уплотнения рабочих отсеков, чтобы уменьшить утечки заряда. Одна из типичных систем уплотнения показана на фиг. 9, б. Плоскости симметрии уплотняющих радиальных элементов 3 пересекают ось ротора. Элементы 3 имеют контактную пяту в виде цилиндра относительно малого радиуса. Они прижимаются к поверхности корпуса силой давления пружин 4 и центробежными силами, величина которых циклически изменяется при вращении ротора вследствие
33
Фиг, 8. Схема двигателя с заслонками, скользящими в пазах ротора при круглом сечении корпуса.
непостоянства радиуса кривизны профиля корпуса. Таким образом, обеспечивается теоретически беззазорное сопряжение уплотняющих элементов с поверхностью корпуса. Наряду с этим предусмотрено уплотнение сопряжений торцовых частей ротора и корпуса. Для этого радиальные уплотняющие элементы сделаны составными со ступенчатым соединением частей и системой (Пружин. Другая система спиральных пружин с осью, параллельной оси ротора, позволяет компенсировать разницу аксиальных размеров ротора и корпуса. Следовательно, в данном РПД предусмотрена система уплотнений пр актиче-ски /всего периметра рабочей полости.
Оценивая целесообразность рассматриваемой схемы, следует отметить, что при ее реализации можно добиться относительно^ высокого значения Fa, что уменьшает габариты двигателя. Однако большим недостатком РПД данной группы
являются значительные знакопеременные инерционные нагрузки, действующие на уплотняющие элементы, что объясняется их большим радиальным перемещением за один цикл, большим значением центробежных сил и не-
постоянством радиуса кривизны корпуса.
При значительных давлениях на элементы уплотнения и поверхность корпуса скорость скольжения по его поверхности очень велика, а работа трения локализуется на относительно малом участке контактной пяты. Следовательно, при создании РПД по данной схеме не удается устранить те факторы, которые препятствуют повышению скоростного режима ПД.
Те же принципиальные недостатки свойственны и другой схеме РПД данной группы, показанной на фиг. 8.
34
a)
2
4 в 4
Фиг. 9. Схема двигателя Патерсона с заслонками, скользящими в пазах ротора, при некруглом сечении корпуса:
1 — ротор; 2 — корпус; 3 — радиальный элемент; 4 — пружина; 5 — выпускное окно; 6 — впускной канал; 7— форсунка, 8 — аксиальные пружины; 9 — торцовая часть корпуса.
35
Уплотнение торцовых сопряжений ротора и корпуса здесь вообще не разработано.
В одной из оригинальных схем РПД данной группы, Предложенной польским изобретателем Г. Рожицким (фиг. 10), применен овальный ротор, совершающий круговое плоско-параллельное движение в корпусе оваль-
Фиг. 10. Схема роторно-поршневого двигателя Рожиц-кого:
а — сжатие в зарядной секции и начало сгораиня в рабочей секции; б — начало впуска заряда и конец сжатия в зарядной секции и расширение в рабочей секции; в — впуск в зарядиой секции и начало выпуска в рабочей секции; г — впуск в зарядиой секции и выпуск в рабочей секции; /—зарядная секция; // — рабочая секция; /—ротор; 2 — ось кривошипного вала; 3 и 8 — окиа; 4 —свеча зажигания; б — камера сгораиия; 6 — отверстие; 7 — отверстие в роторе; 9 — клапаи: 10 и /2Г— каналы в заслонках; 11 и 13 — заслонки.
него сечения, состоящем из двух секций / и II. Такое движение ротора осуществляется с помощью шарнирного четырехзвенного механизма параллелограммного типа, одно из звеньев которого—первый (ведомый) кривошипный вал — сочленяется с валом отбора мощности. 36
Кривошипная шейка этого вала шарнирно связана со втулкой ротора. В роторе размещена также другая втулка, в которой вращается кривошипная шейка второго кривошипного вала.
Расстояние между осями опорных шеек кривошипных валов такое же, как и расстояние между отверстиями под шарнирные втулки ротора; поэтому последний при вращении кривошипных валов не поворачивается, а перемещается поступательно.
В пазах ротора симметрично по отношению к большой оси овала и перпендикулярно к ней располагаются две заслонки. Плоские концы их скользят по плоскому участку профиля корпуса и одновременно в пазах ротора.
В этом двигателе применена золотниковая система газораспределения. Функции золотников выполняют заслонки 11 и 13, в которых имеются каналы 10 и 12. При вращении ротора эти каналы последовательно совмещаются с окнами 3 и 8 в торцовых частях корпуса. При вращении кривошипных валов против часовой стрелки в полость, расположенную слева от заслонок (зарядную секцию), входит свежий заряд, который далее сжимается и выталкивается через клапан 9 в накопительную камеру. Из последней через отверстие 6 в торце корпуса и отверстие 7 в торце ротора сжатый заряд поступает в камеру сгорания 5, представляющую собой выемку в роторе, расположенную справа от заслонок, и воспламеняется искрой от свечи зажигания 4.
В отсеках между корпусом, ротором и заслонками— справа от них (рабочая секция) —при вращении кривошипных валов происходит расширение, после чего эти отсеки очищаются от отработавших газов через канал 12 в заслонке и окна S, а затем цикл повторяется.
К особенностям данной схемы можно отнести то, что расстояние между двумя заслонками теоретически постоянно и отсутствуют центробежные силы, действующие на заслонки.
Недостатками схемы являются очень невыгодная форма камеры сгорания и большая затрата энергии на перемещение рабочего тела из отсека в отсек при ограниченных сечениях каналов. Устройство уплотнений заслонок в торце связано с большими конструктивными трудностями.
37
Схемы двигателей с заслонками, скользящими в пазах корпуса
Для двигателей данной группы характерно применение системы заслонок, скользящих в пазах корпуса (фиг. 11). Среди авторов схем этих РПД следует, например, отметить П. А. Кропачева, С. Апельтауна и др.
Контактные поверхности заслонок должны скользить по наружной поверхности ротора при вращении послед-
Фиг. 11. Схема двигателя Колегги с заслонками, скользящими в пазах корпуса:
/ — ротор; 2 — корпус; 3 — свеча; 4 — заслонка; 5 — выпускное окно; 6 — впускное окно.
него. Ввиду непостоянства радиуса кривизны ротора концы заслонок должны быть изготовлены в виде частей цилиндров. Закон перемещения заслонок вдоль оси пазов корпуса определяется формой ротора.
Среди разновидностей схем РПД данной группы надо отметить схемы с непрерывным движением заслонок при непрерывном изменении радиуса-вектора ротора и схемы со «ступенчатым» законом движения заслонок для пропуска лопастей роторов ступенчатого профиля, радиус-вектор которых резко изменяется в зоне сопряжения с лопастью. Использование последних схем практически невозможно по тем же соображениям, что и храповых механизмов. В наиболее простых схемах РПД заслонки приводятся в движение в результате контакта с вращающимся ротором подобно приводу толкателей кулачками газораспределительных механизмов,
К недостаткам такого привода заслонок необходимо отнести плохие условия смазки сопряжений при больших окружных скоростях ротора и ограниченную поверхность контакта пластин при больших нагрузках. Для устранения этих отрицательных явлений предлагают в качестве привода заслонок применять кулачковые механизмы, обеспечивающие требуемый закон движения заслонок. В этом случае отмеченные недостатки привода заслонок могут быть несколько уменьшены. Однако те же недостатки будут свойственны механизмам, управляющим движением заслонок. При этом потребуется решить сложную задачу компенсации зазора между заслонками и ротором, обусловленного неточностью изготовления ротора и кулачков, а также температурными и силовыми деформациями деталей. Достаточно целесообразных решений данной задачи не найдено. Поэтому сопряжения поверхностей ротора и концевых частей заслонок, а также заслонок и корпуса РПД оказываются нагруженными большими инерционными нагрузками, которым должны противодействовать возвратные пружины. Эти же сопряжения должны выполнять функции подвижных уплотнений, предотвращающих чрезмерную утечку газа из рабочих отсеков. Вследствие переменности радиуса кривизны ротора контактные концы заслонок должны быть закругленными.
Из-за большой инерционной нагрузки на заслонки и высокой удельной нагрузки на их контактные поверхности допустимая окружная скорость ротора двигателя данной группы весьма ограничена. Повышению числа оборотов ротора в таких двигателях препятствует увеличение инерционной нагрузки на заслонки и ротор, примерно пропорциональное квадрату числа оборотов ротора.
В этом отношении рассматриваемые РПД не только не имеют преимуществ по сравнению с ПД, но в принципе уступают им вследствие нерациональной формы наиболее нагруженных инерционными силами пар, которые имеют противоположные знаки радиуса кривизны поверхностей сопрягаемых деталей. Последнее невыгодно отличает РПД данной группы от РПД предыдущей группы, у которых знак радиуса кривизны подвижных заслонок для большинства участков сопряжения совпадает со знаком кривизны поверхности корпуса.
39
Принципиальным недостатком как данных, так и описанных выше схем РПД является нерациональное размещение сочленений механизма. Наиболее высокую удельную нагрузку имеют сопряжения, расположенные непосредственно в рабочих отсеках, где механическая нагрузка сочетается с тепловой. Наряду с этим сплошность масляной пленки в подвижных сопряжениях нарушается газовыми потоками, что обусловливается неплотностью сопряжений. Таким образом, несмотря на относительно высокое значение параметра Fa, реализация схем РПД с заслонками, скользящими в пазах корпуса, не позволяет устранить те ограничения, которые препятствуют повышению удельной компактности ПД.
При одинаковых возможностях повышения параметра Fa РПД с заслонками, скользящими в пазах корпуса, имеют недостатки по сравнению с РПД с заслонками, скользящими в пазах ротора, что объясняется значительно более тяжелыми условиями работы сопряжений.
Изложенные обстоятельства определяют причины прекращения использования данных схем не только для РПД, но и для воздуходувных машин.
Много общего с рассмотренными схемами РПД имеют схемы РПД с заслонками, шарнирно укрепленными на роторе, т. е. качающимися относительно последнего (фиг. 12), и с заслонками, шарнирно укрепленными в корпусе, т. е. качающимися относительно корпуса. Авторами подобных схем являются А. Вуд, Е. Хаммере и др.
Как видно из схемы (фиг. 12), к РПД подобного типа в значительной мере могут быть отнесены соображения, изложенные при рассмотрении схемы двигателей с заслонками, скользящими в пазах ротора (фиг. 8). Существуют схемы РПД комбинированного типа с шарнирным сопряжением наконечников заслонок и их несущей части, скользящей в пазах корпуса. Следует отметить специфические трудности уплотнения шарнирных сопряжений заслонок с ротором и высокую нагруженность этих сопряжений, а также поверхностей сопряжений концов заслонок с корпусом. Последнее позволяет отнести к данным схемам соображения о недостатках функционирования сопряжений, в которых действуют большие инерционные нагрузки в условиях обтекания их деталей горячими газами, 40
РПД с качающимися заслонками, шарнирно укрепленными в корпусе, свойственны те же недостатки, что РПД с заслонками, скользящими в корпусе. Это следует из того, что кинематическая схема двигателей последнего подкласса представляет частный случай более общего вида двигателей с заслонками, качающимися вокруг оси, закрепленной на корпусе.
Общей особенностью всех РПД, схемы которых изображены на фиг. 3—12, является действие на их детали
циклически изменяющихся сил инерции, амплитуда которых увеличивается примерно пропорционально квадрату числа оборотов ротора. В этом отношении подобные РПД не имеют преимуществ по сравнению с поршневыми двигателями с криво-шипно - шатунными механизмами. Силы инерции вызывают циклически изменя
Фиг. 12. Схема двигателя с заслои-
ками, шарнирно укрепленными на
роторе:
А — рабочая полость; 1 — корпус; 2 — вал ротора; 3 — ротор; 4 — рычаг; 5 — башмак.
ющиеся напряжения
в деталях двигателя, в том числе и в большинстве деталей,
формирующих сопряжения и выполняющих функции уплотнения рабочих отсеков. Такие циклические изменяю-
щиеся силы или их моменты увеличивают механические потери в двигателе с повышением его числа оборотов, а также вызывают колебания элементов шасси, на кото
ром установлен двигатель.
Схемы двигателей с непрерывным вращением звеньев при постоянной относительной угловой скорости
За последние 25 лет изобретатели и инженеры, работающие в области РПД, все чаще используют схемы, которые позволяют полностью или почти полностью устра-
41
нить циклически изменяющиеся составляющие сил инерции или их моменты, действующие на детали двигателя. Естественно, что амплитуды составляющих сил инерции, действующих на звенья РПД и имеющих постоянную величину, но переменное направление, обычно нельзя уменьшить до нуля, потому что угловая скорость роторов должна быть достаточно большой, чтобы обеспечить высокую компактность двигателя.
Циклическое изменение сил инерции или их моментов, действующих в РПД рассмотренных выше видов, обусловлено периодическим законом относительного неравномерного движения их деталей. Поэтому основным направлением в развитии РПД, на детали которых не действовали бы циклически изменяющиеся силы инерции или их моменты, является создание механизмов с равномерным движением звеньев. В то же время эти механизмы должны позволять осуществление рабочих циклов ДВС, для чего необходимо, чтобы объемы рабочих отсеков РПД изменялись циклически. Выполнение этих двух требований, предъявляемых к динамике и кинематике РПД, возможно лишь при создании двигателей с непрерывным вращательным движением их звеньев. В случае других механизмов с ограниченным рабочим объемом отсеков неизбежны возвратные стадии движения, а потому переменные по величине силы инерции.
Предложенные схемы РПД с непрерывным равномерным вращением звеньев в основном могут быть разделены на две группы: с вращающимися заслонками и с поршнями (роторами), приводимыми во вращение шестернями. Так как привод вращающихся заслонок также осуществляется с помощью зубчатых механизмов, через которые на вал отбора мощности может передаваться значительная часть работы расширения, то деление РПД на эти две группы является условным.
К РПД с вращающимися заслонками обычно относят двигатели, у которых доля работы расширения, передаваемая через механизм привода заслонки, относительно мала по сравнению со всей работой цикла.
На фиг. 13 показана типичная схема РПД с вращающимися заслонками, предложенная С. Бейлиным. Как следует из этой схемы, роторы, имеющие одну, две или больше лопастей, вращаются в цилиндрическом отверстии корпуса. В других отверстиях, оси которых параллельны 42
Фиг. 13. Схема двигателя Бейлина с вращающейся заслонкой:
/ — полость сжатия; II — полость расширения; 1 — впускное окно; 2 — заслонка; 3 — ротор.
оси первого, вращаются заслонки-золотники с выемками, сопрягающимися с лопастями ротора. Наружная цилиндрическая поверхность заслонки теоретически без скольжения сопрягается с поверхностью впадин ротора. Такой характер сопряжения заслонки и ротора достигается путем синхронизации их вращения с помощью пары шестерен.
Цикл изменения объема отсека завершается его увеличением до объема, ограниченного двумя лопастями ро-	9	1
тора и корпусом, а затем уменьшением до величины, равной разности Объемов лопасти ротора и отверстия заслонки. В РПД данного вида можно осуществлять двухтактный рабочий цикл без применения клапанного газораспределительного механизма или четырехтактный цикл в случае применения золотникового или клапанного (механизма.
Вследствие разрывного характера профилей заслонки и ротора со скачкообразным изменением направления касательной к профилям и соответственно скачкообразным изменением объема рабочих отсеков протекание рабочего процесса в двигателях данного вида невыгодно отличается от протекания рабочего процесса в ПД. В частности, при скачкообразном изменении объема рабочих отсеков неизбежны значительные энергетические потери ударного характера. При переходе с одной ветви сопряжения заслонки и ротора на другую возникают потери вследствие утечки заряда из одного отсека в другой — сопряженный. Последний недостаток можно устранить, применяя газораспределительное устройство, что усложняет конструкцию двигателя и связано с существенными энергетическими потерями.
В результате разрыва непрерывности сопряжения ротора, корпуса и заслонки затрудняется решение проблемы уплотнения рабочих отсеков в РПД данного вида.
43
Это обусловлено невозможностью использования уплотняющих элементов, расположенных в области вершины лопастей роторов и нежестко связанных с последними» а также невозможностью применения аналогичных элементов на периферии заслонки.
При надлежащем -профилировании элементов рассматриваемых РПД -параметр Fa у них может быть относительно большим—примерно 0,2—0,3. Повышение числа оборотов роторов практически не ограничено увеличением инерционных нагрузок.
В случае создания РПД по данной схеме возможно значительное уменьшение фрикционных потерь в сопряжениях двигателя по сравнению с ПД, хотя и не исключены большие газодинамические потери. В этом отношении РПД данного подкласса имеют бесспорные преимущества по сравнению с РПД других рассмотренных подклассов.
В то же время при практическом использовании РПД с вращающимися заслонками возможны большие затруднения, обусловленные трудностью размещения элементов уплотнения рабочих отсеков.
Схемы РПД с вращающимися заслонками во многом сходны с рядом схем РПД с роторами, вращение которых синхронизировано с помощью зубчатого механизма. В таких РПД устанавливают несколько роторов с внешним сопряжением (фиг. 14). Иногда эти схемы дополнительно усложняют путем применения вращающихся за^ слонок.
В отличие от схем РПД с вращающимися заслонками в данных схемах амплитудные значения моментов на валу каждого из сопряженных роторов различаются мало. Вал отбора мощности обычно сочленяют с одним из роторов. В этом случае зубья шестерни синхронизирующего механизма оказываются ‘нагруженными относительно большими и резко изменяющимися нагрузками. Динамичность приложения этих нагрузок особенно увеличивается рри нарушении нормального протекания рабочего процесса двигателя, в частности, при чрезмерно раннем воспламенении заряда. Обеспечить удовлетворительный срок службы шестерен при таком характере их нагружения крайне трудно.
Синхронизирующие шестерни могут быть как круглыми, так и некруглыми. В последнем случае вращение ро-44
4
Фиг. 14. Схема двигателя Трахселя, у которого вращение роторов синхронизировано с помощью зубчатого механизма:
1 — ротор; 2 — лопасть ротора; 3 — корпус; 4 — заслонка.
торов будет неравномерным. В этом отношении РПД с некруглыми синхронизирующими шестернями не имеют преимуществ по сравнению с ПД, поэтому большей частью применяют круглые синхронизирующие шестерни. Использование таких шестерен позволяет уменьшить до нуля амплитуду тангенциальных *сил инерции механизма, а следовательно, устранить одно из основных препятствий к повышению числа оборотов РПД.
В ряд^ РПД данного типа уменьшают окружное усилие, действующее в сопряжении синхронизирующих шестерен, путем уменьшения размеров одного из роторов. В этом случае схема двигателя приближается к схемам РПД .предыдущей группы, при осуществлении которых нагрузка на синхронизирующие шестерни невелика.
При применении в РПД данного подкласса двух или более сопряженных роторов возможности устройства уплотнений, как и в двигателях предыдущего подкласса, оказываются ограниченными вследствие разрыва непрерывности сопряжения роторов и корпуса и скачкообразного перехода с одной ветви зацепления на другую. При таком характере сопряжения роторов и корпуса неизбежны ударные потери в момент резкого изменения объема рабочих отсеков. Как известно, эти потери особенно велики в объемных машинах типа Рут из-за скачкообразного изменения параметров газа в процессе вращения роторов. Более рационально использование схем, позволяющих осуществить глубокое расширение заряда в рабочих отсеках.
Коэффициент полезного использования габаритного объема Vs У РПД данной группы еще выше, чем у двигателей предыдущих групп, ввиду высокого значения пара-
45
метра Fa. Соответственно этому и относительная длина периметра уплотнения у РПД с непрерывным вращением звеньев может быть значительно меньше, чем у двигателей предыдущей группы.
Таким образом, РПД данной группы имеют очевидные преимущества по сравнению с РПД других видов. Поэтому не удивительно внимание, уделяемое изобретателями и исследователями схемам РПД с роторами, вращение которых синхронизируется шестернями.
Схемы двигателей с планетарным абсолютным или относительным движением роторов
Особенно большой интерес в последнее пятилетие вызвало применение РПД, которые в принципе могут быть отнесены также к двигателям с непрерывным вращательным движением звеньев, хотя имеются предложения об их выделений в подклассе РПД с планетарным абсолютным или относительным движением роторов [7].
Одними из первых предложили схемы РПД с планетарным абсолютным движением роторов Майлар в 1943 г. (фиг. 15) и Г. Пашке в 1954 г. (фиг. 16). Позднее были предложены другие схемы РПД, выполненные по тому же принципу (Ф. Ванкель, В. Фреде, М. Бентеле, А. И. Пель-цер -и др.).
На фиг. 17 изображена схема РПД, предложенная Ф. Ванкелем и В. Фреде. В данном двигателе, как и в двигателе Пашке, ротор вращается вокруг своей оси, которая, в свою очередь, синхронно вращается вокруг неподвижной оси вала отбора мощности. Такое движение ротора обеспечивается путем дезаксиального расположения его на кривошипной шейке эксцентрикового вала и использования пары синхронизирующих шестерен с внутренним зацеплением.
При вращении ротора объем отсеков между боковыми сторонами ротора и внутренней рабочей поверхностью ротора непрерывно циклически меняется по закону, определяемому изменением кривизны профиля корпуса, от максимального значения до минимального.
Принципиальным отличием кинематики РПД данной группы от кинематики других РПД является непрерывность перемещения точки сопряжения по поверхности 46
корпуса и ротора. Это позволяет устранять утечки, обусловленные разрывом непрерывности сопряжения, а также обеспечить непрерывность перемещения зоны контакта уплотнительных элементов всему контуру корпуса.
Фиг. 15. Схема РПД Майлар.
3 1 2
Фиг. 17. Схема двигателя Ванкеля-Фреде с с планетарным движением ротора:
А — рабочая полость; 1 — корпус; 2 — ротор; 3 — свеча; 4 — впускное окно*, 5 — выпускное окно.
#1=0°	45°
Фиг. 16. Схема двигателя Пашке с планетарным движением ротора и золотниковым газораспределительным механизмом:
«— угол поворота эксцентрикового вала; «г—угол поворота ротора.
По остальным показателям схемы РПД с планетарным вращательным движением роторов не уступают другим схемам РПД с зубчатым зацеплением роторов или с роторами, приводимыми в движение шестернями.
47
По конструкции РПД с планетарным движением одного ротора более просты, чем РПД с несколькими роторами, приводимыми в движение шестернями. Поэтому стоимость их изготовления и ремонта при надлежащей технологии изготовления может быть относительно невысокой.
При использовании в РПД данной группы, как и в РПД других групп, контактной системы уплотнений повышению окружной скорости ротора препятствует увеличение механических потерь и износа деталей, несмотря на относительно благоприятные условия смазки сопряжений. Этим ограничивается возможность увеличения компактности двигателя и его мощности, а также снижения удельного веса РПД с контактной системой управления.
Во многих из рассмотренных выше схем РПД предполагается применение клапанных газораспределительных механизмов. Использование подобных механизмов приводит к усложнению конструкции двигателей и увеличению числа высоконапряженных пар. Допустимая частота рабочих циклов в РПД с клапанными газораспределительными механизмами ограничивается несовершенством клапанного механизма. Это обстоятельство препятствует практическому использованию РПД с клапанными механизмами взамен обычных ПД.
Схемы двигателей с жидкостным кольцом
Ряд изобретателей в СССР и за рубежом (Г. П. Ин-дриксон, М. В. Максимов, Е. А. Полянский »и Ю. П. Кузь-ко и др.) разрабатывали схемы РПД с непрерывным равномерным вращением ротора и уплотнением рабочих отсеков по их периферии с помощью слоя жидкости.
На фиг. 18 показана типичнаяхсхема РПД с жидкостным кольцом. При вращении ротора его лопасти приводят во вращение слой жидкости в дезаксиально расположенном корпусе. Вследствие изменения радиального расстояния от поверхности жидкости до оси ротора при вращении последнего периодически меняется объем рабочих отсеков. Это теоретически позволяет применять механизм с жидкостным кольцом для осуществления рабочего 4$
процесса двигателя подобно тому, как аналогичные схемы используют для вакуум-насосов.
Механизм двигателя с жидкостным кольцом не имеет сочленений и в нем относительно совершенно уплотнение рабочих отсеков, что следует отнести к преимуществам данной конструктивной схемы.
Однако эти РПД имеют ряд недостатков. Наиболее
существенными среди них являются унос жидкости во время смены рабочего тела, насыщение жидкости абразивными, «частинами и продуктами неполного сгорания топлива, а также большие гидродинамические потери при движении слоя жидкости относительно корпуса и лопастей. Из-за .наличия этих потерь ограничивается возможность повышения механического к. п. д. РПД с жидкостным кольцом по сравнению с ПД.
Вследствие относительно большой радиальной толщины слоя жидкости величина
Ра, которая может быть реализована в схемах РПД данного подкласса, относительно невелика. По этой причине, а также из-за увеличения гидродинамических потерь с ростом числа оборотов относительные показатели компактности РПД с жидкостным кольцом ниже, чем у РПД других видов.
Фиг. 18. Схема двигателя с жидкостным кольцом:
1 — ротор; 2 — лопасть ротора; 3 -свеча зажигания; 4 — выпускное окно; 5 — продувочное окно; 6 — кор* пус.
Схемы двигателей внешнего сгорания
Большинство перечисленных выше схем РПД могут быть использованы как в случае осуществления внутреннего сгорания в рабочих отсеках двигателя, так и при использовании РПД в качестве объемных турбин при применении систем внешнего сгорания. В этом отношении заслуживают внимания схемы, в которых предусматривается непрерывное равномерное вращение роторов,
49
что позволяет получить более компактный силовой агрегат.
На фиг. 19. показана схема силовой установки, имеющей РПД внешнего сгорания, осуществляемого в специальной камере 4 (фиг.. 19, б). Сжатый воздух подается в последнюю объемными нагнетателями.
Фиг. 19. Схема роторного двигателя внешнего сгорания Планше:
1 — ротор; 2 — заслонка; 3 — корпус; 4 — камера сгорания.
Ротор 1 (фиг. 19, а) с одним выступом равномерно вращается в цилиндрическом отверстии корпуса и периодически сопрягается с заслонкой 2. Этим обеспечивается периодическое изменение • объема рабочих отсеков, что позволяет использовать двигатель в качестве объемной расширительной турбины.
Созданию РПД внешнего сгорания препятствует чрезмерная температурная напряженность деталей корпуса
и особенно potopa, непрерывно обтекаемого горячим газом, наряду с теми же недостатками, которые пока ограничивают использование РПД внутреннего сгорания с равномерно вращающимися роторами. Вследствие высокой температуры деталей РПД и невозможности достаточной смазки элементов сопряжения обеспечить надежную работу двигателей с внешним сгоранием значительно труднее, чем двигателей с внутренним сгоранием. Поэтому применение РПД с внешним сгоранием не имело успеха.
Наряду с идеей использования роторно-поршневых двигателей в качестве расширительных машин выдвинут ряд предложений о применении роторных генераторов газа в составе турбопоршневых установок.
В периодической технической литературе, так же как и в патентной, мало содержится подробных сведений о специальных системах уплотнения рабочих отсеков и результатах доводки и исследования этих систем. Исключение представляют в основном данные об уплотнениях РПД с одним ротором, совершающим планетарное движение, опубликованные изобретателями Ф. Ванкель, В. Фреде, Ч. Бентеле, А. И. Пельцером и фирмами НСУ и Кертис-Райт.
Сравнение совершенства различных роторно-поршневых двигателей
Основываясь на приведенных выше сведениях о РПД и исходя из основных целей их разработки, можно дать приближенную сравнительную оценку РПД разных видов, сопоставляя их с ПД.
1.	У большинства схем РПД, за исключением РПД с возвратно-вращательным движением поршней в цилиндрах круглого сечения и РПД с несколькими ^торшня-ми, движущимися неравномерно, параметры Fa и V лучше, чем у ПД, что характеризует относительные потенциальные преимущества РПД в отношении компактности при равной частоте рабочих циклов.
2.	Одним из факторов, ограничивающих повышение предельной частоты циклов в ПД, является недопустимо^ увеличение сил инерции, изменяющихся циклически. В этом отношении большинство схем РПД не имеет
51
Преимуществ по сравнению с ПД. В то же время РЙД с равномерно вращающимися роторами или заслонками допускают увеличение частоты циклов, так как в этих двигателях амплитуда переменных циклических сил инерции теоретически может быть доведена до нуля.
3.	При использовании контактных систем уплотнений рабочих отсеков допустимая окружная скорость скольжения в сопряжениях элементов, ограничивающих отсеки РПД, может зависеть от тех же ^факторов, которые препятствуют повышению средней скорости скольжения поршней в ПД. В этом отношении, а также по величине механических потерь все схемы РПД не имеют преимуществ по сравнению с ПД. В то же время применение в РПД бесконтактных уплотнений пока не было успешным.
В связи с тем, что механические потери в РПД главным образом зависят от средней относительной скорости скольжения в сопряжениях элементов уплотнения рабочих отсеков, РПД рассмотренных видов по величине относительных механических потерь и по износостойкости основных деталей не обладают преимуществами по сравнению с ПД, а скорее уступают последним вследствие большей напряженности контактных поверхностей.
4.	По удобству размещения элементов систем уплотнения рабочих отсеков и по условиям сопряжения подвижных элементов контактных систем уплотнения с неподвижными поверхностями РПД всех видов уступают ПД. Особенно существенные недостатки в этом отношении имеют РПД с заслонками, скользящими в пазах корпуса, и РПД с заслонками, шарнирно укрепленными в корпусе.
Из РПД с равномерно вращающимися роторами или заслонками наилучшие возможности размещения систем уплотнения могут быть обеспечены в РПД с планетарным движением ротора. Реализация таких схем в принципе позволяет получить очень простую конструкцию РПД.
5.	Ряд схем РПД не имеют перспектив для внедрения, так как у них пет преимуществ по сравнению с ПД или в них нельзя осуществить достаточно эффективную и надежную систему уплотнений. Это, в частности; относится к большинству схем, аналогичных схемам воздушных нагнетателей, к РПД с неравномерным движением поршней, а также к РПД с заслонками в корпусе или на роторе.
62
Рассмотрим, в какой мере реализация описанных выше схем РПД позволяет решить задачи, которые ставятся при создании этих двигателей. Можно констатировать, что использование большинства из перечисленных схем РПД позволит повысить компактность двигателя по срав-нению с поршневыми двигателями, устранить клапанные газораспределительные механизмы и в целом значительно упростить конструкцию.
Применение ряда схем РПД с неравномерным (за один цикл) движением звеньев не позволяет устранить знакопеременные силы инерции, действующие на звенья механизма. Поэтому создание двигателей с вращательновозвратным движением поршней или заслонок не позволяет решить одну из основных задач, которую ставят при создании РПД,—повышение скоростного режима.
Более высокая температура деталей и ухудшение условий смазки сопряжений в двухтактных двигателях, а также ухудшение очистки рабочих отсеков от отработавших газов — вот те затруднения, которые необходимо преодолеть при создании двухтактных РПД.
В большинстве схем и конструкций РПД намечается осуществлять четырехтактный цикл. Это дает возможность уменьшить тепловую нагрузку на поршни и несколько повысить топливную экономичность двигателя по сравнению с двухтактным. В то же время в большинстве схем четырехтактных РПД удается осуществлять все такты цикла за один оборот ротора.
В роторно-поршневых двигателях шеститактный цикл осуществить проще, чем в поршневых.
Обобщая результаты работ в области РПД, можно отметить, что определенные практические успехи, определяемые выпуском ряда экспериментальных образцов, их успешными испытаниями на стендах и автомобилях и получением опытных данных, подтверждающих высокую компактность и удовлетворительную топливную экономичность РПД, были впервые получены лишь по двигателям с одним ротором, совершающим планетарное движение (двигатели НСУ-Ванкель и Кертис-Райт).
Очевидно, что долговечность опытных РПД, выполненных по другим схемам, была совершенно недостаточной для постановки вопроса о широких экспериментальных работах и тем более о внедрении этих Двигателей взамен ПД вследствие неудовлетворительного 53
решения проблемы уплотнений или ненадежности механизма двигателя.
Это объясняется принципиальным несовершенствова-нием устройства уплотнений у большинства схем РПД.
* *
*
Лишь в РПД с планетарным, абсолютным или относительным движением роторов обеспечено сочетание равномерного вращения роторов и движения элементов систем уплотнения, а также непрерывного сопряжения подвижных и неподвижных элементов, формирующих рабочие отсеки. В отношении компактностей веса такие РПД имеют не меньшие преимущества, чем РПД других схем. Поэтому последующие опытные работы по РПД должны быть направлены на усовершенствование модификаций двигателей с одним ротором в отсеке, совершающим планетарное движение, или на изобретение более совершенных схем, позволяющих в еще большей мере рационализировать действие элементов системы уплотнений и повысить срок службы и компактность двигателя.
ЭЛЕМЕНТЫ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА РОТОРНО-ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ С ЗУБЧАТЫМ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ РОТОРОВ
Параметры напряженности рабочего процесса и внешние показатели
В качестве одного из характерных параметров напряженности рабочего процесса РПД может быть принято среднее индикаторное давление pt и соответственно среднее эффективное давление ре.
Исходя из определения давления pi, индикаторную работу, совершаемую за цикл в одном отсеке РПД, можно представить в следующем виде:
L4i = 100p£ Vft дж
или
(1)
Vh
f PqidVh = рУ* дж
54
где Vh — рабочий объем отсека (разность между наибольшим и наименьшим объемами отсека) в дм3 (л);
Pul — текущее значение давления в отсеке в барах; Аналогично этому эффективная работа за цикл в одном отсеке РПД
£.чэ = 100peVft дж.
Следовательно, индикаторная мощность РПД может быть определена по формуле
д, _ Lnl ' "ч _ PlVhntZq ~ 60 • ЮОО 600 квт'
где Пц— число рабочих циклов, совершаемых в отсеках
РПД. в минуту;
пв— число оборотов вала отбора мощности в ми* нуту;
гц— число рабочих циклов, совершаемых за один оборот вала отбора мощности.
Аналогично этому эффективная мощность РПД
ДГ  Ре^НПвгц	™
600 к&М"	(3)
Таким образом, литровая мощность РПД
Л^л =	квт/л.
Число рабочих циклов, совершаемых за один оборот вала отбора мощности для РПД с несколькими взаимно сопряженными роторами, может быть определено по формуле __
где ie — передаточное отношение привода от ведущего ротора (сопряженного с валом отбора мощности посредством передаточного механизма) к валу отбора мощности; ie
г0 — число Циклов изменения объема отсеков за один оборот ведущего ротора;
т — число тактов цикла.
Вводя понятие Уг — коэффициента полезного использования габаритного объема Для размещения рабочих
55
отсеков, удельная мощность на единицу габаритного объема двигателя ]/г может быть выражена следующим образом:
Л7г = —6QQ — квт/л, т. е. удельная_ мощность Мг прямо пропорциональна коэффициенту Уг.
Для представляющих наибольший интерес четырехтактных РПД с планетарным движением одного ротора в отсеке при числе выступов ротора zp = 3; ie = ^ ; z0 = 3. В этом случае 2Ц = 1. Для такого двигателя
Ne = (4) и теоретически
Na = кет/л.	(5)
В рабочих отсеках РПД происходят те же термодинамические циклы тепловых двигателей, что и в обычных ПД.
Как было отмечено выше, эффективность уплотнения рабочих отсеков РПД пока значительно -ниже, чем эффективность уплотнения цилиндров ПД. Вследствие этого и из-за невыгодной для организации дизельного процесса формы рабочих отсеков ® выполненных образцах РПД, как правило, осуществляют циклы с воспламенением заряда от искры.
Очевидно, что закономерности, определяющие величину Рг в РПД, аналогичны таковым в ПД. Исключение составляет необходимость учета в РПД утечек рабочего тела йз отсеков; в ПД эти утечки имеют ничтожно малое значение. Как и у ПД, давление pi в РПД может быть определено по формуле
™~5HuTliW>K , Р‘ =—577— бар’ где Ци — теплотворность топлива в дж/кг\
Hi — индикаторный к. п. д.;
—коэффициент наполнения;
Рк — плотность воздуха, подаваемого н отсеки двигателя, в кг/м3{
a — коэффициент избытка воздуха;
Lo — теоретически необходимое количество воздуха для сжигания 1 кг топлива в кг.
Условия протекания рабочего процесса в отсеках РПД несколько хуже, чем условия протекания рабочего процесса в ПД. В частности, теплоотвод от заряда в стенки рабочего отсека РПД выше, чем у ПД, что объясняется большим отношением поверхности отсека РПД к его объему, чем у ПД. Это связано с заменой рабочего пространства круглого цилиндра геометрическими фигурами с разрывом непрерывности касательной к контуру рабочего отсека РПД. Следует отметить, что в высокооборотных двигателях потери вследствие теплоотвода от рабочего тела невелики. Их полное устранение позволило бы повысить индикаторное давление всего на 3—4%.
Условия организации процесса сгорания в РПД более сложны и менее благоприятны, чем в ПД, ввиду зависимости их от продолжительности цикла, т. е. от числа оборотов ротора, а также от скорости относительного движения свечи зажигания по отношению к рабочим отсекам.
В РПД значительно труднее, чем в ПД, организовать такое движение воздушного заряда в камере сгорания, которое благоприятно влияет на протекание рабочего процесса в ПД.
Единственным преимуществом РПД по сравнению с ПД по условиям протекания рабочего процесса является более низкая максимальная температура поверхностей камеры сгорания, так как отсутствуют выпускные клапаны.
Индикаторный к. п. д. может быть выражен следующей формулой
= УЦтЩоЩутг	(6)
где T|im — к. п. д. теоретического цикла со сгоранием при V = const;
т]0 —коэффициент, учитывающий неполноту сгорания и конечную скорость протекания процесса, догорание, теплоотвод от заряда и другие виды внутренних потерь в двигателе, кроме утечек;
'Цут — коэффициент, учитывающий утечки и зависящий от числа оборотов ротора.
57
Для цикла со сгоранием при V = const величина Пгт зависит в основном от степени расширения, которая в ПД равна степени сжатия еа*
Для каждого образца РПД вследствие циклического, периодически повторяющегося закона изменения объемов рабочих отсеко»в их максимальный V\max и минимальный V/imin объемы постоянны и зависят от конструктивного выполнения механизма. Поэтому отношение объемов у.
т-х = ед является постоянной величиной, одинаковой vh. tn in
как для стадии сжатия заряда, так и для стадии расши-рения. Эта величина, как и в ПД, может быть названа степенью сжатия.
Следовательно, как и в ПД, к. п. д. теоретического цикла rjtm в РПД с воспламенением от искры может быть рассчитан но формуле
1	1
^llm — 1 — jCT’ ед
где k — показатель адиабаты.
Как известно, темп повышения к. п. д. по мере увеличения степени сжатия ед падает. Повышение степени сжатия 'более 10—11 уже не приводит к значительному увеличению к. п. д. хотя максимальное давление цикла возрастает более резко, чем к. п. д.
Величина к. п. д. у РПД может быть выше, чем у ПД, вследствие меньшей склонности к детонации, так как теоретически возможно увеличение степени сжатия. Кроме того, в более компактных, чем ПД, роторно-поршневых двигателях можно осуществить модификацию цикла, направленную на снижение действительной степени сжатия при сохранении высокой степени расширения, путем соответствующего подбора фаз газораспределения. Такая модификация цикла РПД позволила бы облегчить условия работы элементов уплотнения рабочих отсеков.
Практическое осуществление модифицированного цикла РПД возможно путем перепуска части заряда из отсеков во впускной тракт в начале сжатия. В этом случае, однакр, значительная доля давления Рг должна быть затрачена на компенсацию увеличенных потерь насосных ходов. Определенные возможности повышения к. п. д. РПД имеются также в случае применения шеститактного цикла.
58
Однако теоретические преимущества РПД почтит сравнительно с ПД ограничены. Они могут оцениваться увеличением к. п. д. на 4—5%.
Вместе с тем значения т]0 и у РПД ниже, чем у ПД, вследствие отмеченных причин. Поэтому индикаторный к. п. д. т]г у РПД может быть таким же, как и у ПД соответствующих классов.
Условия протекания процесса наполнения у РПД более благоприятны, чем у ПД. Это объясняется тем, что у РПД отсутствует клапанный газораспределительный механизм, имеется возможность значительно увеличить время-сечение впускных органов и более эффективно использовать волновые процессы во впускных трубах.
Вследствие этого коэффициент наполнения у РПД значительно выше, чем у ПД, и достигает 0,98—1,1 на номинальном скоростном режиме вместо 0,75—0,8 у ПД. Поэтому среднее индикаторное давление в РПД выше, чем в ПД.
В РПД, как и для двигателей других видов с циклическим изменением объема рабочих отсеко»в, между индикаторным давлением pi и эффективным ре имеется следующая связь:
Ре == Pi Pja. п = РР]мех,	(7)
где р м п — среднее давление механических потерь;
П мех— механический к. п. д.
По аналогии с ПД работа, соответствующая механическим потерям РПД за цикл изменения объема отсеков:
Lst.n “ Рм.пУh дж.
Структура баланса механических потерь у РПД в принципе такая же, как и у ПД. Величина рм- п может быть представлена как сумма следующих составляющих:
Рм.п = рф + рнх + ра,	(8)
где рф — давление, соответствующее суммарной величине фрикционных потерь в механизмах РПД, включающей потери на взбалтывание масла в роторах и потери в сопряжении роторов и корпуса, потери в механизме, сочленяющем ротор и вал отбора мощности, и т. д.;
рнх — давление, соответствующее суммарным потерям насосных ходов;
59
ра—давление, соответствующее суммарным потерям на привод вспомогательных агрегатов систем охлаждения и смазки.
Периферийные части выступов ротора в сопряжении с корпусом РПД формируют подвижную границу рабочих отсеков.
При применении контактной системы уплотнений элементы уплотнения скользят по корпусу. Средняя скорость скольжения ст уплотнителей по цилиндрическому корпусу РПД близка к окружной скорости роторов со. Вследствие этого, а также вследствие затраты энергии на взбалтывание охлаждающего масла в роторе величины рф и рм п в РПД данного вида увеличиваются при повышении окружной скорости роторов.
Как показано ниже, условия работы элементов уплотнения РПД менее благоприятны, чем условия работы элементов уплотнения цилиндров ПД. Следовательно, повышение окружной скорости роторов РПД с контактной системой уплотнения, как и увеличение средней скорости поршней ПД, ограничивается в основном ростом механических потерь. Как видно из фиг. 64, полученной при исследовании РПД Кертис-Райт, при увеличении ст свыше 22—24 м/сек. величина ре снижается из-за увеличения механических потерь рЛ.п.
За исключением потерь на насосные ходы, остальные составляющие баланса механических потерь РПД аналогичны соответствующим составляющим баланса механических потерь в ПД. В ПД потери насосных ходов больше, чем в РПД, однако в последних имеются гидродинамические потери вследствие необходимости прокачки охлаждающего масла через ротор. Из-за наличия гидродинамических потерь в РПД и ухудшенных по сравнению с ПД условий сопряжения элементов уплотнения с. корпусом РПД не имеют принципиальных преимуществ по сравнению с ПД по относительной величине механических потерь. Следовательно, учитывая приведенные сведения по величинам, определяющим к. п. д. тркех роторных и поршневых двигателей, РПД по величине тр также не •имеют преимуществ по сравнению с ПД.
Таким образом, РПД по сравнению с ПД не обладают преимуществами в отношении топливной экономичности, но отличаются лучшей компактностью и меньшим удельным весом.
60
При опрёделенной прёдёлЬной скорости ст карйкТёр-ный размер РПД — радиус цилиндрической поверхности корпуса г к или описанный радиус ротора гр — обратно пропорционален числу Оборотов ротора в минуту пр. В то же время рабочий объем отсеков подобных двигателей пропорционален кубу характерного размера.
Поэтому, исходя из формулы (3), можно установить, что мощность секции РПД данного класса изменяется пропорционально квадрату характерного линейного размера РПД при геометрическом подобии сопоставляемых моделей:
^ = /7/2,
где /71 — размерный комплекс, одинаковый для моделей с разным радиусом гр.
Подобно зависимости веса ПД от диаметра цилиндра зависимость веса РПД от радиуса гр может быть ориентировочно выражена следующим образом:
где В, и #2 — коэффициенты, постоянные для подобных двигателей.
Первый член правой части данного равенства харак-теризует вес элементов РПД, толщина стенок которых не зависит от гр, а обусловлена технологическими факторами; второй член определяет вес элементов, размеры которых выбраны с учетом механической напряженности; третий член Bz обусловлен наличием в конструкции конкретных моделей РПД элементов, унифицируемых с элементами других моделей. Для обеспечения хороших весовых показателей массовых моделей РПД относительная величина последнего члена не должна быть большой. В этом случае зависимость удельного веса РПД от г может быть представлена в форме
Gu~Bi + В&гр,
где Bi и В5—величины, постоянные для подобных двигателей, т. е. удельный вес РПД увеличивается пропорционально характерному линейному размеру секции двигателя.
Согласно понятию геометрического подобия значение абсолютного габаритного объема РПД пропорционально кубу характерного размера.
61
Как было отмечено йыше, коэффициент полезного использования габаритного объема Уг РПД данного класса выше, чем соответствующий коэффициент ПД. Так, для РПД типа Ванкель мощностью 33 кет (45 л. с) с планетарным движением ротора, имеющего три выступа, Уг = = 0,04 вместо 0,013 для быстроходного ПД той же мощности.
Исходя^ из принципов подобия, можно считать, что значение Vz у РПД, как и у ПД, относительно мало зависит от абсолютной величины характерного размера. В то же время для РПД с контактными системами уплотнения, при которых окружная скорость ротора ограничена, можно установить характерную зависимость габаритного объема от абсолютной мощности и соответственно от литровой мощности. Учитывая зависимость абсолютного объема РПД от характерного размера, удельную мощ-ность РПД можно выразить формулой
П?р	'•р
и аналогично этому
. /Л
W грУг ~ гр ’
(Ю)
где П2, П3, 1Ц—размерные комплексы, одинаковые для подобных РПД.
Таким образом, мощность секции подобных РПД, приходящаяся на единицу габаритного объема, так же как и литровая мощность, обратно пропорциональна 'их характерному размеру. Выразив, в свою очередь, зависимость характерного размера от абсолютной мощности секции ЛГЬ можно получить
N г =	И Na =	,
VNj.	ул\
где П5 и П6 — размерные комплексы, одинаковые для подобных РПД.
Следовательно, при использовании 'контактной системы уплотнений литровая мощность и мощность, приходящаяся на единицу габаритного объема РПД, снижаются по мере увеличения абсолютной мощности отсека. Для того чтобы сохранить высокую компактность РПД при 62
большой мощности, необходимо применять многосекцйон-ные двигатели.
Таким образом, эффективная мощность подобных РПД при определенном значении ре изменяется пропорционально квадрату характерного размера, тогда как рабочий объем отсека пропорционален кубу этого размера. Поэтому литровая мощность у подобных РПД уменьшается обратно пропорционально характерному размеру или квадратному корню из мощности отсека.
Удельный вес РПД достигает минимума при определенном значении мощности Л/\ и увеличивается как при снижении, так и при значительном росте ее. В этом отношении свойства РПД с контактной системой уплотнений напоминают свойства ПД.
* * *
Таким образом, преимущества РПД в отношении компактности и веса по сравнению с ПД возрастают при малых значениях мощности. Это связано и с отсутствием у РПД клапанного газораспределительного механизма, который служит препятствием при повышении числа оборотов двигателя.
По значению эффективного к. п. д. РПД не имеют преимуществ по сравнению с ПД, так как ряд факторов определяет более высокий уровень потерь, характерных для цикла РПД.
Особенности геометрии и кинематики зацепления механизма роторно-поршиевых двигателей с зубчатым зацеплением роторов
Как было отмечено выше, в РПД с зубчатым зацеплением роторов применяют круглые синхронизирующие шестерни, расположенные соосно с роторами. При этом обеспечивается постоянное передаточное отношение между роторами на установившемся режиме.
При вращении вала отбора мощности с постоянной угловой скоростью угловые скорости роторов также будут постоянными. Как известно из теории механизмов,_ в этом случае центроиды в относительном движении синхронизирующих шестерен и сопрягаемых роторов цли корпуса будут окружностями.
63
При сопряжении роторов с постоянным передаточным отношением нормаль в общей точке соприкосновения профилей проходит через неизменную точку, являющуюся точкой касания кругов центроид, и делит линию центров в отношении, обратном угловым скоростям.
Наличие синхронизирующих шестерен определяет относительное движение роторов, если в сопряжении профилей имеются конструктивно необходимые зазоры. Поэтому для осуществления зацепления роторов и корпуса РПД допускается «циклоидально-точечное» сопряжение профилей. В этом случае один из сопрягаемых профилей вырождается в точку или острие, а другой представляет собой циклоидальную кривую.
При наличии синхронизирующих шестерен силовое взаимодействие между сопряженными роторами устраняется. Следовательно, для удовлетворительного сопряжения профилей роторов РПД с бесконтактным уплотнением не имеет значения явление самоторможения. В таких сопряжениях отсутствуют контактные напряжения.
Однако при использовании ко»нтактных систем уплотнения желательно, чтобы скорость скольжения не была резко переменной и контактные напряжения не превышали допустимого значения. Для снижения контактных напряжений и повышения стойкости элементов контактного уплотнения предпочтительно, чтобы знак кривизны сопрягаемых поверхностей был одинаковым. Роторы и корпусы РПД должны иметь такие профили, которые обеспечивали бы максимальный коэффициент полезного использования площади сечения отсека Fa.
Из известных систем профилирования зацеплений большинству изложенных выше требований лучше других удовлетворяют циклоидальные зацепления.
Использование циклоидальных зацеплений позволяет уменьшить скорость скольжения и снизить амплитуду ее колебаний по сравнению с эвольвентным зацеплением. Площадь контактной зоны в сопряжении циклоидальных профилей в общем случае больше, чем соответствующая площадь при сопряжении эвольвентных профилей. Вследствие вращательного движения звеньев при циклоидальной системе профилирования сравнительно просто добиться непрерывности перемещения точки зацепления по сопряженным профилям и локализации зоны контакта на одном из сопрягаемых профилей. При зацеплениях 64
других видов не удается достичь непрерывности нерёмё-щения точки зацепления по профилям. Поэтому при циклоидальном зацеплении роторов значительно проще, чем при зацеплениях других видов, решается задача конструирования контактных систем уплотнения и обеспечения непрерывности уплотнения рабочих отсеков. Кроме того, механическая обработка поверхностей с циклоидальными профилями может производиться с использованием имеющегося оборудования. Вследствие этого роторы с циклоидальным профилем преимущественно применяются для РПД, как и для роторных компрессоров.
Во всех приведенных выше схемах РПД с зубчатым зацеплением роторов применена циклоидальная система профилирования элементов, ограничивающих рабочие отсеки.
В то же время нельзя 'исключать возможность применения зацеплений других видов, при разработке которых необходимо стремиться к высокому значению Fa, небольшой и относительно постоянной скорости скольжения, а также к непрерывности и монотонности перемещения зоны контакта по одному из профилей при ее локализации на спаренном профиле. При такой разработке заслуживает внимания вопрос об углублении зоны уплотнения по сравнению с точечной (в профиле) зоной, характерной для циклоидальных систем профилирования элементов РПД.
На фиг. 20 показана схема образования профилей элементов РПД при применении циклоидального метода профилирования в его наиболее общем виде (трохоид-ный профиль).
Если при обкатывании без скольжения одной из начальных окружностей по сопряженной окружности выбрать на плоскости обкатывающего (производящего) круга какую-либо точку Мт , то ее траектория на плоскости обкатываемого круга будет представлять собой участок одной из циклоидальных кривых. Очевидно, что в случае соответствия профиля обкатываемого ротора этой кривой и наличия синхронизирующих шестерен может быть обеспечено непрерывное сопряжение данной точки производящего круга с этим участком циклоидальной кривой. Если длина циклоидального участка образуемого профиля будет равна длине ветви циклоиды,
65
то будут обусловлены условия непрерывного перемещения точки зацепления по контуру профиля.
Обозначим буквой радиус обкатываемого (неподвижного) круга, г — радиус обкатывающего (производящего) круга и введем обозначение модуля т:
Как и в случае зубчатых колес, количество выступов zp и соответственно впадин одного ротора РПД может
Фиг. 20. Схема образования циклоиды в наиболее общем виде (трохоидный профиль) ,
выражаться только натуральным числом. Следовательно, модуль т должен быть представлен в виде несократимой дроби
где р и q—натуральные числа.
Таким образом, производящий круг должен сделать q оборотов для того, чтобы конечная точка циклоиды совпала с начальной. Так как производящий круг катится по обкатываемому без скольжения, то циклоидальная кривая на обкатываемом роторе будет иметь q ветвей и столько же точек возврата. Выступы обкатываемого ротора должны входить во впадины на производящем роторе. Поэтому число выступов и соответственно впадин на производящем роторе должно быть равно р. В этом 66
случае будет обеспечено вращение сопряжённых роторов при заданном передаточном отношении.
Из теории плоских кривых известно, что наиболее общим видом циклоидальных кривых являются трохоиды. Они представляют собой траектории точек Мт производящего круга по отношению к обкатываемому без скольжения в тех случаях, когда эти точки не лежат на производящем круге, а находятся на расстоянии гт от его центра.
В том случае, когда гт> г, трохоиду называют удлиненной, когда гт< г — укороченной.
Форма трохоидных кривых зависит от модуля ш и от — Гу-
величины Гт —у или от пропорциональной ей величины ур-у ~у, где величину е = г + можно назвать эксцентрицитетом.
Уравнения координат трохоиды могут быть написаны в следующей параметрической форме:
х = —[(1 +/n)cos/n<p—гт/п cos (1 +/п)<р];
?	-	(И)
£/ = — [( 1 + m) sin m <? — Гт sin (1 + tn) ср],
где ф — угол поворота производящего круга трохоиды относительно оси водила ООЬ
В случае эпитрохоид обычно принимают положительные значения иг и г. При расчете координат гипотрохоид ш заменяют на—ш и соответственно гт на—гт, а направление оси ординат изменяют на обратное. При гт= I, когда образующая точка лежит на окружности производящего круга, возможны два частных случая трохоид с точками возврата, расположенными на обкатываемом круге: эпициклоиды — при внешнем расположении производящего круга и гипоциклоиды — при внутреннем расположении производящего круга по отношению к обкатываемому. Эпициклическое профилирование использовано в ряде схем РПД с зубчатым зацеплением роторов, как и в некоторых роторных нагнетателях. Возможность вариаций форм роторов и корпуса при этих частных видах зацеплений ограничена. Поэтому за последнее десятилетие при создании новых схем РПД данной группы большей частью ориентируются на трохоид-
67
НОе профилирование. Для обеспечения непрерывности перемещения точек контакта по контуру профиля ротора или корпуса РПД следует применять лишь те виды тро-хоидных кривых, которые не имеют петель, как, например, укороченные эпитрохоиды и удлиненные гипотрохоиды. Одним из частных видов эпитрохоид является так называемая перитрохоида, образуемая в том случае, когда обкатываемый круг находится внутри производящего круга, т. е. когда |m| > I.
Не развивая доказательств, отметим несколько характерных свойств трохоид [8]:
1.	Трохоиды с рациональным модулем представляют собой алгебраические кривые.
Когда т — рациональное число, трохоида будет замкнутой, т. е. исходная точка совпадает с конечной после целого числа оборотов производящего круга. Очевидно, что только эти случаи представляют интерес для практического использования при профилировании элементов РПД. В других случаях роторы не могут непрерывно вращаться.
2.	Касательная к трохоиде перпендикулярна лучу РМ т, проведенному из точки касания обкатываемого и производящего кругов Р (фиг. 20) к образующей точке последнего. Это следует из того, что точка Р является мгновенным центром взаимного обкатывания обоих кругов, а также видно из построения.
3.	Дифференциал дуги трохоиды может быть найден из условия
dS — У dx2 -f- dy2 = г (1	т ) x
xP^coStp — rT)2 sin2 <p d<f,	(12)
где	= 'Л,
r
Длина S ветви кривой трохоиды при отсчете от начальной точки может быть найдена в форме элептиче-ского интеграла второго рода:
2тс
_
S — r(l+/n) J K(coscp — rr)2 + sin2(f)d(f). (13)
68
Этот интеграл может быть представлен в виде сходящегося ряда
Г / 1 \2 Ь2 £ = 8.|
1 . 3
2-4*3
1 • 3 • 5 • 7 &
2-4•6-8 ‘ 7
(И)
где k = —
1 + гт
4.	При определенной угловой скорости производящего круга соп = (где t — время) может быть определена скорость скольжения ст образующей точки по сопряженной трохоиде:
Cm = ~dt =	• dt =	о + m>r х
X V"(cos<p — гт)2 + sin2 <р.	(15)
5.	Полагая согласно фиг. 20, что
а = arcsin у- sin <р (где ф = V 1 +	— 2rT cos <р )
и, следовательно,
„ л	. гт .
Р = -g- -ф- ту — arc sin sin <p, находим дифференциал dp = f (<p)dtp (где f(q>)—аналитическая функция параметра <p). Это позволяет, используя уравнение (12), получить уравнение для расчета радиуса кривизны эпитрохоиды:
,._5
Одним из характерных свойств перитрохомд является возможность образования их путем внешнего обкатывания производящим кругом, внутри которого находится 6Э
обкатываемый, или путем обкатывания производящим кругом, расположенным вне обкатываемого, как и в случае образования эпитрохоиды. Это свидетельствует об эквивалентности перитрохоидных и эпитрохоидных про-
филей. На фиг. 21 показано построение, подтверждающее данное положение. Одна и та же точка профиля может быть получена построением, соответствующим перитрохоиде (которая также называется подерой), и построением, соответствующим эпитрохоиде. Для этого необходи-
Фиг. 21. Два метода построения профиля: сплошные линии — построение перитрохоиды (подеры); штриховые линии — построение эпитрохоиды.
мо иметь определенные соотношения между параметрами механизмов, производящих перитрохоиду и эпитро-хоиду, что следует из построений на фиг. 21.
Построение перитрохоиды (подеры)
О'М = гТ1 =	• Г\',
Построение эпитрохоиды
ОР = г; 0J> = R ОМ = Гт = Гт • г,
Из подобия треугольников РОМ и Р'О'М имеем
rTj _ г
Гу ’
70
откуда
1
Гт = -- -• r7't
Из подобия треугольников Р'О'М и Р'О^Р следует, что
но по построению гг, = г + R, поэтому
= + 1 = «! = « + 1,
т. е.
mx = m + 1.
Так как
Г г, = r + R = r(l +4")’ поэтому
г(!+4-)=7г‘г'-
Следовательно,
При использовании трохоидных профилей в РПД с роторами с внешним зацеплением, имеющими малое число выступов, нельзя добиться одновременного сопряжения нескольких производящих точек одного ротора с соответствующими трохоидными поверхностями сопрягающегося ротора. Как известно, в случае зубчатых передач с внешним зацеплением при малом числе зубьев нельзя добиться высокого коэффициента перекрытия. Это распространяется и на зацепление роторов РПД. Следовательно, при вращении сопряженных роторов внешнего зацепления неизбежен разрыв непрерывности контура уплотнения на роторе, обусловленный переходом точки зацепления с одного участка профиля ротора на другой.
Как видно из фиг. 14, в этом случае образующие точки производящего ротора в течение значительного угла 71
поворота не будут сопрягаться с профилями спаренных роторов, т. е. не будут пространственно «замкнуты». Поэтому в зоне образующих точек ротора невозможно разместить элементы контактного уплотнения. Это обусловлено тем, что центробежная сила, действующая на них, не может быть уравновешена реакцией сопряженного ротора или статора в периоды нарушения непрерывности сопряжения. Вследствие этого, а также для уменьшения числа деталей РПД в последние годы все большее внимание обращают на схемы роторно-поршневых двигателей с внутренним зацеплением роторов. Среди наиболее рациональных разновидностей этих схем следует отметить схему РПД с одним ротором, совершающим планетарное движение, который сопрягается с отверстием корпуса. Последнее имеет трохоидный теоретический профиль. Две типичные схемы РПД данного вида показаны на фиг. 16 и 17.
На фиг. 22 показана кинематическая схема двигателя Ванкель-НСУ (на стр. 119—120 приведены геометрические параметры секции этого двигателя с рабочим объемом 250 см3). В данном двигателе применен цилиндрический ротор 1 с тремя криволинейными сторонами. Ротор совершает планетарное движение вокруг оси Савала двигателя, так как ось вращения ротора смещена по отношению к оси вала на величину е = ООь К ротору жестко крепится синхронизирующая шестерня 2 внутреннего зацепления. Последняя входит в зацепление с неподвижной шестерней 3, жестко укрепленной в неподвижном корпусе и расположенной соосно валу внутри производящего круга. Радиус начальной окружности этой шестерни обозначен R. Из фиг. 22 видно, что разность радиусов начальных окружностей пары синхронизирующих шестерен
е = г-/? = г(1-^).
При вращении эксцентрикового вала теоретические образующие точки, расположенные на расстоянии гт от оси ротора, опишут по отношению к неподвижному
корпусу эпитрохоиды.
_	'	р
Выше было отмечено, что если пг = - представляет собой дробь, чисдитель и знаменатель которой являются
72
Фиг. 22. Кинематическая схема РПД с планетарным движением ротора: Т — теоретическая кривая; Д — действительная кривая.
натуральными числами, то трохоида будет замкнутой, и в этом случае возможно непрерывное вращение ротора. Чтобы изменение объема рабочих отсеков было монотонное, а прочность вала достаточно высокой, значение -должно быть высоким, но оно не должно быть равным единице, так как при этом эпитрохоида вырождается в круг.
Этим двум требованиям удовлетворяет следующий ряд: - =	3, 4, 5 и соответственно отношения числа
выступов ротора к числу ветвей профиля корпуса: 2: 1; 3 : 2; 4 : 3; 5 :4 и т. д.
При данной кинематической схеме РПД можно найти соотношение между величиной т и передаточным отношением ip от вала к ротору. Применяя обычные методы кинематического анализа, можно установить, что
1
(17)
т где и о>р — угловые скорости соответственно вала и ротора;
<fe и <fp — абсолютные углы поворота соответственно вала и ротора.
Профили отверстий в корпусах РПД с планетарным движением ротора по отношению к корпусу могут быть образованы двумя способами. Кинематические схемы двух устройств для образования профилей отверстий корпуса показаны на фиг. 23.
Для первого способа (устройство для него показано на фиг. 23, а) характерно расположение производящей точки на поверхности, жестко связанной с планетарной шестерней, диаметр которой больше диаметра обкатываемой шестерни. При вращении эксцентрикового вала с шипом, несущим сателлит, производящая точка опишет трохоидную кривую, которая, как это следует из приведенного анализа (см. стр. 67), может быть отнесена к разряду укороченных эпитрохоид.
При втором способе образования профилей отверстий в корпусах РПД с планетарным движением ротора производящая точка располагается на поверхности, жестко связанной с сателлитом, расположенным внутри непо-74
движной солнечной шестерни. Образуемый при этом профиль относится к удлиненным гипотрохоидам. Устройство для образования такого профиля схематически показано на фиг. 23, б.
В соответствии с этими двумя методами профилирования корпусов РПД данных видов должны применяться
Фиг. 23. Схемы устройств для профилирования элементов двигателя с планетарным движением ротора:
а — для эпитрохоидного профиля: б ~ для гипо-трохоидного профиля.
и надлежащие методы профилирования боковых сторон роторов.
В приложении, составленном с учетом результатов исследований ряда авторов, приведены основные расчетные уравнения для РПД с планетарным движением роторов в общем виде и для ротора с тремя сторонами [1], [5], [6], [8]. Как это следует из уравнений, приведенных в приложении, и фиг. 22 все геометрические и кинематиче-
75
ские соотношения, характерные для РПД с планетарным движением ротора представляют функции параметров:
г - гт r-m= # гт=-.
Для удобства в приложении индексы у геометрических элементов соответствуют начальным буквам названий элементов.
При определенном значении параметров г, m и г т уравнения, приведенные в приложении, представляют собой функции параметра (р или углов и кратных параметру <р (см. фиг. 22).
Соотношения между углами <р, <рр и <рв приведены в 1-й и 2-й строках приложения. Аналогичные соотношения существуют между угловыми скоростями вала со в, ротора сор и угловой скоростью со водила OOi по отношению к производящему кругу.
Геометрические размеры всех элементов РПД данного вида являются линейными функциями одного из характерных размеров механизма. В уравнениях, приведенных в приложении, в качестве такого размера принят радиус г производящего круга. Все остальные линейные размеры Гг элементов теоретического отсека РПД могут быть представлены в следующем виде:
(РА
P^\—)r = P^r.
где рг — безразмерный параметр, одинаковый для подобных РПД.
Аналогично этому могут быть составлены системы геометрических соотношений, отличающихся от приводимых в приложении тем, что в качестве характерного размера принят радиус обкатываемого круга R или эксцентрицитет е = г — R. Некоторое преимущество системы с характерным размером г заключается в том, что этот размер имеет более важное Компоновочное значение по сравнению с размерами е или R.
Полученные на основании общих уравнений (11) уравнения координат теоретического троховдного профиля ротора или, в частном случае, корпуса РПД с планетарным вращательным движением роторов приведены в 8-й строке приложения. Рассмотрение этих уравнений показывает, что при данном значении /и, размере г и определенном значении параметрического угла <р или <рр коор-динаты профиля корпуса зависят лишь от параметра 76
Для повышения стойкости сопрягающихся деталей системы уплотнения РПД — корпуса и радиальных элементов — профиль последних делают с закруглением радиусом гу (фиг. 22 и 24).
В существующих образцах РПД гу ~	« 0,03^-0,05.
Дальнейшему увеличению параметра гу, очевидно, препятствует увеличение центробежных сил, действующих на пластины. При чрезмерном уменьшении параметра гу может значительно увеличиться износ контактной поверхности. При данной величине параметра гу сопряженный с пластинами корпус должен иметь профиль не теоретической эпитрохоиды Т (фиг. 22 и 24), очерчиваемый центром радиуса гу, а эквидистанты Д к ней. Последняя представляет собой кривую, расположенную на одинаковом расстоянии от эпитрохоиды при отсчете по нормали к ней, или огибающую к семейству окружностей радиуса Гу, центры которых лежат на эпитрохоиде.
Уравнения эквидистанты можно получить исходя из общих уравнений теоретической трохоиды и уравнения для определения угла 6 между нормалью к трохоиде и радиусом-вектором г? (см. фиг. 22) производящей точки ротора Мт. Из кинематического анализа следует, что нормаль к профилю трохоиды совпадает по направлению с отрезком РМт, соединяющим точку сопряжения Р производящей и обкатываемой окружностей й точку М т.
Это позволяет выразить угол б в виде уравнений, приведенных в 11-й строке приложения. Как видно из этих уравнений, угол б представляет собой периодическую функцию аргумента <р₽ с периодом я. Амплитудные значения угла бШах являются функцией гт и т,
По литературным данным нормальная работа сопряжений систем уплотнений РПД может быть обеспечена при угле бшах в 18-ь 30° [26], [17], [20]. При малых углах бтах чрезмерно суживается контактная поверхность радиальных пластин, а при чрезмерно больших углах бШах может недопустимо увеличиваться трение в сопряжении этих пластин с пазами в роторе.
При каждом значении параметрического угла ср может быть найдено значение угла б и, следовательно, величина проекций отрезка гу нормали к трохоиде. Это позволяет
77
Написать уравнение (эквидистанты к эпитрохоиде в форме, приведенной в 9-й строке приложения.
При данных значениях угла бтах и величины гу может быть рассчитана минимальная толщина Ьу радиальной уплотнительной пластины по формуле
by min — уГ sin §max —	~
Чтобы уменьшить вероятность схватывания, действительное значение Ьу должно быть примерно на 20% больше, чем Ьу
Среди других геометрических свойств профиля внутренней поверхности корпуса РПД с планетарным движением ротора большое значение имеют закономерности изменения радиуса кривизны ра (см. фиг. 22 и 24) в функции параметрических углов. При-
Фиг. 24. Сопряжения элементов системы уплотнения с корпусом двигателя Ван-кель-НСУ:
Т — трохоида; Д — эквидистанта.
меняя для данного случая обычную методику анализа плоских кривых, получим уравнения для расчета радиуса кривизны эквидистанты к эпитрохоиде в форме, приведенной в 14-й строке приложения.
При анализе этих уравнений можно установить, что закономерности изменения радиуса_кривизны зависят от абсолютной величины параметра гт.
Для случая m = |знак радиуса кривизны не меняется
при изменении угла когда гт > 3. При значениях гт < 3 знак радиуса кривизны дважды изменяется вдоль замкнутого контура профиля.
На фиг. 25, а показан закон изменения радиуса ра в функции при гт = 2,5. Обращает внимание разрыв-78
ной характер изменения радиуса кривизны ра, абсолютная величина которого возрастает до бесконечно большого значения в зоне изменения знака. Такой характер изменения отрицательно влияет на условия сопряжения элементов системы уплотнения РПД данного вида.
Для оценки условий действия этих элементов необходимо определить длину So контура профиля эквидистанты к трохоиде. Исходя из общего уравнения (13) для случая РПД с планетарным движением ротора, могут быть получены расчетные уравнения для определения длины контура в форме, приведенной в 15-й строке приложения.
а — относительный радиус кривизны профиля корпуса; б — относительная ско-
рость — *П-  скольжения элементов уплотнения по корпусу; в — относительная ^тах
радиальная составляющая ускорения ——; г — тангенциальная составля-Х?П11П
N ющая ускорения — 'АГтах
79
Значение интеграла в данном уравнении варьирует соответственно изменению величины Е от 2,3348 при гт = = 2,5 до 2,3 при гт = 2,15.
В качестве характерных параметров формы отверстия в корпусе, могут быть приняты отношение длины А (см. фиг. 22) большой оси отверстия к длине В малой
, А	'
оси Ф1 = и отношение наибольшего поперечного раз-
втах мера Втах отверстия к длине В малой оси Ф2 = ~g— тт	3
Для случая m = 2 > т- е- ПРИ числе выступов ротора, равном 3, длины осей отверстия в корпусе могут быть определены простейшими выражениями:
А = 2г {г? + -у- +	(18)
В = 2г (гт-4- + гД	(19)
Следовательно, при данном характерном размере г величина параметра формы_Ф) зависит лишь от значения безразмерного параметра гт.
Чтобы определить величину ВШах профиля корпуса, необходимо найти максимум функции f/ = f(<p₽). Полученное этим путем выражение для Вгаах приведено в 5-й строке приложения, а значение параметра формы Фг — в 7-й строке. Рассмотрение последнего выражения позволяет установить, что и этот параметр, характеризующий форму отверстия в корпусе РПД данного вида, зависит в основном от значения гт.
Таким образом, форма отверстия в корпусе РПД при определенном характерном размере г зависит лишь от величины гт.
На основании приведенных выше критериев компактности необходимо оценить величину отношения
где Ра— полезно используемая площадь поперечного сечения рабочей секции;
Fs—габаритная площадь поперечного сечения рабочей секции.
80
Для одного отсека величина представляет собой разность между максимальной и минимальной площадями фигуры, ограниченной отверстием корпуса и одной из сторон ротора.
Тогда для данной секции РПД, роторы которого имеют zp выступов,
Fa ~ ^pFav
По определению величина ? й1 не зависит от формы боковых сторон ротора. При нечетном числе выступов ротора величина Fat может быть определена по формуле
ь
Fat~ Fai max Fa± mln = J ydx — (Xa Хь) У a “b a
d
+ i xdy — (yc —yd) XC9 c
где x и у — прямоугольные координаты точек контура;
а и b — границы участка минимального объема отсека;
с и d — границы участка максимального объема отсека;
а, Ь, с, d — индексы координат границ.
Как видно из уравнений в 13-й строке приложения, значение /^находится в прямой зависимости от г, а также от гт и гу.	_
По мере увеличения m значение Fa возрастает. Этим определяется отрицательное влияние увеличения числа выступов ротора на габаритную характеристику РПД данного вида.	__
При определении значения Fa в качестве оценочной величины может быть принята F' = А • Вгаах или площадь отверстия в корпусе.
Для ротора с тремя сторонами
При среднем для РПД с роторами^ имеющими три выступа, значении гг = 2,3 величина Fa — 0,56, что значительно больше величины Fa, которая может быть 6 2049	81
реализована в ПД с V-образным расположением цилии-дров.
Как видно из уравнений, приведенных в 13-й строке приложения, рабочий объем отсека РПД данного вида практически не зависит от значения гт. Таким образом, с повышением параметра гт возрастают габариты отсека РПД, а рабочий объем его не увеличивается.	_
Приведенное выше выражение для определения Fa позволяет установить неизбежность уменьшения компактности РПД по мере увеличения параметра
Следует также отметить, что в прямой зависимости от параметра гт находится механическая напряженность вала и подшипников РПД. Кроме того, от величины параметра гт зависит число оборотов вала двигателя. Поэтому конструкторы РПД данного вида стремятся к уменьшению этого параметра до минимально допустимого значения. Наряду с геометрическими и конструктивными факторами снижению величины гт препятствует увеличение амплитуды центростремительной составляющей силы инерции уплотняющих элементо_в.
Таким образом, диапазон значений rTl реализуемых в образцах РИД с планетарным движением ротора по отношению к корпусу, весьма ограничен. По сведениям, опубликованным в периодической печати, гт = 2,15— ч-2,55.
Изменение объема рабочих отсеков представляет собой гармоническую функцию угла <рр. В этом отношении РПД данного вида напоминают ПД с большой относительной длиной шатунов.
Из уравнения в 13-й строке приложения следует, что рабочий объем отсеков РПД не зависит от профиля боковых сторон роторов. Однако от формы профиля в большой мере зависит степень сжатия.
От формы боковых сторон ротора зависит и протекание процессов газообмена, так как рабочие отсеки РПД, образуемые между боковой стороной ротора и корпусом в зоне в. м.т., одновременно сообщаются со впускными и выпускными окнами.
Для уменьшения перетекания свежего заряда в выпускной тракт и забрасывания отработавших газов в процессе впуска, а также для снижения минимального
<82
объема рабочих отсеков зазор между боковыми сторонами ротора и отверстием корпуса должен быть минимальным.
Как следует из построения (фиг. 22), наибольшее возможное значение минимального радиуса-вектора профиля ротора по отношению к его геометрической оси (фиг. 26) может быть определено по уравнению
^min = 7* Г г 2 fl—-|- Гу .
Величина безразмерного минимального радиуса-вектора ротора
7	— гппп
Г min	~
при данном значении m зависит главным образом от параметра г т*
Очевидно, что величина rmin характеризует размеры пространства для размещения на роторе комплекта торновых элементов уплотнения рабочих отсеков. Это определяет одно из обстоятельств,
Фиг. 26. Профиль боковых сторон двигателей с планетарным движением ротора.
ограничивающих уменьшение величины гт. При данном значении rmin ротора простейший метод профилирования его боковых сторон состоит в очертании их дугами окружности радиуса Гб касательно к окружностям радиусом rmin и гу. Центры дуг, проведенных радиусом гв> размещены на равных расстояниях от центра производящего круга трохоиды. В этом случае уравнение для расчета радиуса г б может быть представлено в виде, приведенном в 10-й строке прило-
жения.
При выборе предельных значений радиуса г б следует учитывать наличие зазоров в сопряжениях деталей и деформаций последних.
Данный вид профилирования боковой поверхности ротора РПД дает возможность получить более высокую степень сжатия, чем это допустимо для современных автомобильных сортов бензина. Для того чтобы степень

сжатия не превышала допустимого значения в двигателях с воспламенением от искры, в боковых сторонах роторов делают выемки.
Для осуществления в автомобильном двигателе процесса с воспламенением от сжатия, как известно, степень сжатия необходимо довести по крайней мере до 14. Чтобы повысить степень сжатия в РПД с планетарным движением ротора, следует ограничить нижний предел допустимых значений гт и заменить круглый профиль боковых сторон ротора более сложными профилями, которые представляют собой огибающие совокупности положений профиля корпуса на плоскости, связанной с ротором.
На фиг. 27 показана зависимость форм ротора и корпуса, величин Вшах И бшах для различных чисел zp и zK, разных вариантов трохоидного профилирования корпуса или ротора, совершающего планетарное движение при гт = 2,55, что следует из данных по двигателю НСУ ККМ-250 [17], [18], [21], [25], [27].
Как видно из фиг. 27, для эпитрохоидного профиля корпуса, образованного с помощью устройства, показанного на фиг. 23, а (как это сделано в РПД НСУ и Кертис-Райт), элементы уплотнения удается разместить на роторе (см. нижний ряд изображений на фиг. 27). Знак радиуса кривизны уплотнительных элементов и корпуса на большинстве участков совпадает. Применение ротора с тремя выступами теоретически позволяет получить достаточно высокую степень сжатия 8тах (до 15,5) при невысоком значении угла бтах (до 30°). При увеличении числа выступов ротора наибольшая степень сжатия быстро снижается, а угол 6max возрастает. Уменьшение числа выступов ротора до 2 дает возможность еще более увеличить степень сжатия (до 140) при уменьшении угла бшах ДО 19,5°. В этом случае, однако, увеличивается степень неравномерности вращения вала двигателя, а необходимая для осуществления цикла поршневого двигателя последовательность работы отсеков не может быть обеспечена без применения золотниковых механизмов.
Применение корпусов с гипотрохоидными профилями, которые могут быть образованы с помощью устройства, схема которого показана на фиг. 23, б, не позволяет добиться достаточно высокой для двигателей внутреннего сгорания степени сжатия (ряды III и IV на фиг. 27). 84
I— Уплотнение
Фиг. 27. Зависимость форм ротора и корпуса, максимальной сте-пени сжатия £щах и угла бшах для различных чисел zp и zk и разных вариантов трохоидного профилирования корпуса и ротора:
I — эпитрохоида с образующей точкой иа производящем круге» связанном с ротором; // — эпитрохоида с образующей точкой на производящем круге, связанном с корпусом; III — гипотрохоида с образующей точкой на производящем круге, связанном с ротором; IV — гипотрохоида с образующей точкой на производящем круге, связанном с корпусом.
85
Наиболее низкая степень сжатия етах получается при расположении образующих точек на корпусе (IV, фиг. 27). При этом методе практически неизбежно нарушение непрерывности сопряжения элементов уплотнения с контуром корпуса.
Таким образом, из рассмотренных вариантов трохоид-ного профилирования РПД с планетарным движением ротора безусловные преимущества имеет эпитрохоидное профилирование корпуса при числе выступов ротора zp — 3.
Следовательно, пока для РПД с планетарным движением роторов диапазон варьируемых геометрических параметров оказывается весьма ограниченным. Чтобы обеспечить компактность и прочность конструкции РПД с принятым значением Гт, выбирают необходимую длину ротора 1Р, применяя эпитрохоидное профилирование кор-з
пуса при Zp = 3 и, следовательно, m = ? . В этом случае получается приемлемое значение угла бШах и достаточно высокая для цикла двигателей внутреннего сгорания степень сжатия етах.
Среди кинематических параметров РПД с контактными системами уплотнения большое значение имеет относительная скорость скольжения элементов. Очевидно, что скорость скольжения радиальных элементов по корпусу можно найти путем дифференцирования по времени уравнения длины контура поверхности корпуса. Исходя из построения, приведенного на фиг. 22, можно показать, что максимальная за один оборот ротора скорость скольжения по корпусу
Стах = <»РГ (Г г + 1 + Гу), а минимальная
с mtn = ®рГ(Гг 4-Г— 1), где со р — угловая скорость ротора.
Таким образом, в отличие от ПД скорость скольжения планок системы уплотнения по поверхности корпуса РПД данного вида сохраняет постоянный знак. Отношение максимальной скорости скольжения к минимальной в РПД составляет
с max _ гГ + 1 + cmin ^Т~Х + ~у
86
При обычном значении гт = 2,5 это отношение в РПД данного вида равно 2,2 (фиг. 25).
Средняя скорость скольжения радиальных элементов по корпусу РПД
г __So __So • 60
~ ’ Т1	пр
где Ti — продолжительность одного оборота ротора в сек\
пр — число оборотов ротора в минуту.
По уравнению в 17-й строке приложения можно установить, что при гт = 2,5
_ cmax _ п о7 —	27	— м>и'стах-
Эта величина всего на 7% отличается от среднеарифметического значения скорости ста, вычисленного по приведенным амплитудным значениям (16-я строка приложения).
При гт = 2,15 скорость c?n = 0,36cmax.
Аналогично этому можно установить, что средняя скорость перемещения линии контакта по цилиндрической поверхности радиальных уплотнительных пластин
л пр -	1
сту = 4гу gp-arc sin
Как следует из приведенных ниже данных, допустимая максимальная скорость стах у РПД типа Ванкель-НСУ близка к соответствующему значению скорости у ПД. Поэтому у РПД допускается более высокое значение скорости ст по сравнению со средней скоростью поршня у ПД.
Ускорение любых точек ротора РПД в их абсолютном движении может быть получено путем сложения составляющих векторов: центростремительного ускорения вращательного движения точек ротора по отношению к его оси и центростремительного ускорения переносного движения ротора [его поступательного перемещения при движении оси производящего круга вдоль окружности, описываемой осью О (фиг. 22)].
Эти векторы имеют постоянную величину, но переменное направление.
87
Первый вектор направлен противоположно радиусу-вектору точки ротора, а скалярная величина его
/1 =
где rTi — относительное значение радиуса-вектора исследуемой точки ротора;
(о р—угловая скорость ротора.
Второй вектор направлен противоположно радиусу-вектору центра производящего круга, проведенному из центра обкатываемого круга; скалярная величина этого ускорения
/2 = rwF-
Как следует из построения на фиг. 22 и данных при-3
ложения, при т= проекция вектора ускорения на радиус-вектор точки i ротора определяется уравнением
/Р = ru>p (3cos2<pp+7n).
а перпендикулярная к этому радиусу составляющая
/w = 3/'tupsin2?p-
При тех значениях гт, которые реализуются в РПД с планетарным движением ротора, имеющего три выступа, знак вектора jp меняется при вращении ротора.
На выпуклом участке профиля вектор jp направлен к центру обкатываемого_круга, а на вогнутых участках — от центра круга. При гт > 3 профиль не имеет вогнутых участков. В этих случаях знак ускорения jp остается неизменным при вращении ротора. Это следует учитывать при анализе движения масла, находящегося внутри ротора.
С переменностью знака составляющей ]n связано поперечное перемещение радиальных элементов системы уплотнения в пазах ротора.
При рассмотрении механизма РПД с планетарным движением ротора можно установить, что нагрузка на зубья синхронизирующих шестерен определяется лишь моментом сил трения элементов системы уплотнения.
На подшипники ротора и эксцентрикового вала действуют силы давления газов, равнодействующая которых пересекает ось ротора, и центробежные силы ротора и 88
эксцентрика. Амплитуда удельных нагрузок от центробежных сил возрастает пропорционально квадрату числа оборотов. Поэтому одним из 'препятствий к повышению числа оборотов валов РПД данного вида является недопустимое увеличение инерционных нагрузок на подшипники. В то же время следует отметить возможность полной динамической и статической балансировки ротора РПД. Вследствие этого центробежные силы ротора в комплекте и моменты этих сил могут быть практически полностью уравновешены.
При схеме РПД типа Ванкель с числом выступов ротора 3 и = ~2 за ТРИ оборота эксцентрикового вала осуществляются три рабочих цикла в одной секции (совокупности отсеков между отверстием корпуса и ротором). В этом случае одна секция РПД в отношении равномерности вращения эксцентрикового вала эквивалентна одноцилиндровому двухтактному или двухцилиндровому четырехтактному ПД. При установке такого двигателя на автомобиле возникают значительные колебания его элементов. Необходимый момент инерции маховика двигателя получается большим, что отрицательно влияет на приемистость автомобиля. Вследствие этого, а также вследствие отмеченного выше увеличения удельного веса секции с ростом мощности наряду с односекционными РПД разрабатываются схемы РПД с несколькими отдельными секциями при общем вале ротора. Возможно также выполнение силового агрегата^ состоящего из нескольких параллельно действующих РПД.
При переходе к схемам РПД с несколькими параллельно действующими секциями кинематика каждой из них и динамика элементов уплотнения остаются такими же, что и у односекционного РПД.
Увеличение числа секций РПД данной мощности дает возможность уменьшить момент инерции и вес маховика. Однако многосекционный РПД значительно сложнее односекционного.
* * ❖
Рассмотрев особенности кинематики и динамики элементов РПД с зацеплением роторов посредством синхронизирующих шестерен, можно отметить, что в на
стоящее время наиболее целесообразными из кинематических схем этих двигателей являются схемы с планетарным движением одного ротора.
В случае реализации этих схем достигаются благоприятные условия для непрерывного сопряжения элементов контактного уплотнения с корпусом. При наличии контактных уплотнений предельная окружная скорость в сопряжении с корпусом определяется чрезмерным увеличением сил трения.
Приведенные конкретные данные о кинематических и динамических закономерностях РПД данного подкласса относятся в основном к схемам с эпитрохоидным профилированием корпуса.
Дальнейшие изыскания в области кинематики и динамики РПД должны быть направлены на расширение сведений, относящихся к разным модификациям схем РПД с планетарным движением роторов, и на разработку способов профилирования, способствующих улучшению условий работы элементов системы уплотнения при повышении коэффициента Ль
Элементы рабочих процессов в системах уплотнений отсеков
Изучение рабочих процессов, протекающих в сопряжениях системы уплотнений отсеков РПД, пока находится в начальной стадии. В известной степени здесь сказывается недостаточная изученность аналогичных процессов в системах уплотнений ПД, что может быть объяснено хорошими практическими результатами применения уплотнений в последних.
При рассмотрении процессов, происходящих в сопряжениях систем уплотнений РПД, в первую очередь следует остановиться на процессах истечения через очень узкие щели в сопряжениях и стыках элементов контактных уплотнений.
Результаты исследований ПД показывают, что нормальная работа объемных двигателей, к которым следует относить РПД, возможна, если относительная доля утечки заряда из отсека не превышает 3%. При большей утечке не только существенно снижаются эффективные и экономические показатели двигателя, но и резко ухудшаются условия работы контактирующих элементов вследствие разрушения масляной пленки потоками газов. 90
Влияние утечек на показатели двигателя значительно возрастает по мере снижения числа оборотов, и особенно оно отражается на пусковых качествах двигателя.
Уплотнения рабочих отсеков РПД пока менее совершенны, чем уплотнения ПД. Значительно большая сложность создания уплотнений РПД, как было отмечено при рассмотрении их известных схем, определяется разрывным характером контура уплотняемых отсеков с пересечением нескольких ветвей контура и малой длиной зоны уплотнения. Последнее в особенности относится к РПД с трохоидно-точечными системами профилирования, где в каждом из сопряжений удается разместить лишь один элемент уплотнения.
Если в обычных системах уплотнений ПД влияние износа отдельных поршневых колец на утечки в большой мере компенсируется остальными кольцами данного поршня, то в РПД -с циклоидальным профилированием элементов такая система компенсации износа элементов уплотнения невозможна. Однако износ элементов системы уплотнений РПД не приводит к раскрытию стыка сопряжений радиального и торцовых элементов.
При износе элементов уплотнения РПД эти элементы перемещаются под действием пружин-расширителей, поэтому теоретически износ может быть компенсирован. Практически уплотнения в РПД необходимо заменять вследствие неравномерного износа деталей и нарушения их исходных геометрических форм.
Как и в ПД, работа уплотнений в РПД происходит при наличии масляной пленки, образованию которой способствует действие центробежных сил на частицы масла, введенные в рабочую полость. Наличие масляной пленки, необходимой для предотвращения сухого трения и уменьшения потерь в сопряжении, способствует повышению эффективности уплотнений. Однако образование устойчивой масляной пленки на поверхностях деталей двигателя после его пуска происходит относительно медленно. Ввиду этого при пуске двигателя и в период его последующего прогрева наличие масляной пленки относительно мало влияет на величину утечек газа через сопряжения системы уплотнения РПД. В то же время после образования масляной пленки влияние ее на эффективность уплотнения весьма велико.
91
Истечение газа через сопряжения системы уплотнения из одного отсека в другой в РПД происходит при переменных давлении и температуре газа.
При относительно больших скоростях изменения давления в отсеках, что характерно для быстроходных двигателей, использование уравнений стационарных течений для расчета расхода газа через каналы, обусловленные неплотностью сопряжений контактных систем уплотнений (фиг. 29,6), носит условный характер. Эта услов-
Фиг. 28. Развернутые индикаторные диаграммы сопряженных отсеков двигателя с планетарным движением ротора, имеющего три выступа.
ность определяется нестационарностью процесса и наличием масляной пленки на сопрягаемых поверхностях, что необходимо учитывать в последующих исследованиях. На фиг. 28 показаны развернутые по углу и совмещенные по времени индикаторные диаграммы сопряженных отсеков РПД.
Штриховой линией показано отношение £1= 1	(гяе
Р2 £	'
pi— давление в данном отсеке, р2 — давление в соседнем отсеке).
Заштрихованное поле соответствует давлению р2 при первом критическом отношении давлений газа в диапазоне температур, определяемом предельными температурами’процесса расширения.
92
Как видно из диаграммы, в течение большей части процесса расширения режим истечения через сопряжения элементов системы уплотнения является надкритическим. Обращает внимание возможность частичного использования утечек газа из отсека, где давление выше, чем в сопряженных отсеках, для пополнения газом предыдущих отсеков. Такие условия характерны для РПД с большим числом выступов ротора.

5)
Фиг. 29. Форма каналов в сопряжениях систем уплотнения РПД.
Каналы в сопряжениях элементов систем уплотнения, через которые происходит истечение газа из рабочих отсеков РПД, представляют собой узкие щели (фиг. 29).
Профиль канала типа А соответствует теоретическому сопряжению образующей точки с боковым трохоидным профилем при циклоидально-точечной системе зацепления элементов РПД.
Профиль канала типа В соответствует более общим случаям неточечного сопряжения элементов РПД. К этим случаям относится, в частности, сопряжение скругленных пластин с эпитрохоидным корпусом.
Профиль канала типа С свойственен щелям в стыке радиального и торцового элемента уплотнения.
На фиг. 29, б показано сечение каналов, обусловленных микронеровностями сопряженных поверхностей. Максимальный расход газа через каналы типа В (фиг. 29, а) при надкритическом режиме истечения может быть рассчитан по уравнению
1
G. - (НлГ’ У^Р,?:	<20>
93
а максимальная скорость истечения
(2|>
где k =	— отношение теплоемкостей газа при по*
стоянном давлении и объеме;
2—расчетная площадь сечения канала в м2;
^отв—коэффициент расхода для канала, зависящий от его формы;
Pi>TvPi>— параметры газа в отсеке, из которого происходит истечение (давление в н/м2, температура в °К, плотность в кг/м3), р> —давление газа в сопряженном отсеке, куда поступают потоки газа, в н/м2,
(piL — пеРВОе критическое отношение давления, которое для воздуха при &=1,4 равно 0,53.
При большой высоте неровностей поверхности и острых кромках на границе канала коэффициент цота меньше, чем для каналов с гладкими стенками и скругленными кромками. Однако относительная разница в величине цотв для различных каналов в системах уплотнения РПД не превышает 20—30%.
Представляют интерес данные об особенностях истечения газа через каналы типа А и В (фиг. 29, а).
Для максимальных температур цикла двигателей с воспламенением от искры скорость Стах достигает 950 м/сек.
Как следует из работ отечественных авторов [11], в первом случае максимальный расход газа G** в надкритическом диапазоне режимов достигается при так называемом втором критическом отношении давлений (—) значительно меньшем, чем величина (—) 'Pl'**	'Р1'*‘
Для канала типа В максимальный расход газа соответствует первому критическому отношению давлений. Однако максимальная скорость газа в расширяющейся части такого канала может значительно превышать скорость звука. Поэтому в случае «применения уплотнений, профиль каналов которых сначала плавно суживается, а затем расширяется, может значительно увеличиться 94
эрозия поверхностей, ограничивающих уплотнения. Чтобы избежать этого, не следует значительно увеличивать радиус гу, что необходимо учитывать наряду с факторами контактной напряженности при конструировании деталей систем уплотнения РПД.
Для оценки утечек газа через стык элементов уплотнений отсеков РПД (тип С, фиг. 29, а) можно пользоваться уравнением (20).
Из различных составляющих баланса утечек газа из отсека РПД типа Ванкель наибольшую величину имеет утечка через сопряжения типа С. При расчете расхода газа через такие сопряжения следует учитывать трение. В этом случае критический режим достигается при значении отношения давлений £'*=£* </, так как значение функции q<\.
Регулярность процесса истечения через щели систем бесконтактных уплотнений дает основание с достаточной для инженерного анализа точностью рассчитывать суммарную утечку (расход) газа из отсека на цикл, пользуясь выражением
G4y = f <JlHdx + f Gindx = f (GiHA + GiHB 4- G<Hc) dx + t,	t2	T,
+ J* {GinA + GinB + Ginc) dx,	(22)
где Ti и T2 —время начала и конца надкритического истечения из отсека;
т2 и тз — время начала и конца подкритического истечения из отсека.
Буквами с индексами GiftA, G[hB, G£hC, G£nA, GlnB, Ginc обозначены секундные расходы через сопряжения типа А, В и С (фиг. 29), соответствующие надкритическому и подкритическому истечению.
Форма уравнения (22) основана на квазистационар-ной трактовке процесса истечения, что в определенной мере справедливо для каналов малой длины.
Разности Т2 — ti и т3 — т2 обратно пропорциональны числу оборотов ротора пр.
Этим объясняется значительное уменьшение расхода газа GqV по мере увеличения числа оборотов ротора, а также многократное увеличение утечки газа из отсеков РПД на пусковых режимах.
Вследствие того, что увеличение отношения — свыше Pi критического не приводит к повышению расхода газа
95
через каналы, увеличение давления цикла в РПД не влечет за собой роста утечек через уплотнения, но условия работы сопряжений ухудшаются.
При контактных системах уплотнения типа Ванкель уравнения (20) и (22) непосредственно применимы лишь для относительно коротких участков контура уплотнения, не уплотняемых специальными устройствами. К ним, в частности, относятся сравнительно короткие участки сопряжений торцовых элементрв уплотнений с поверхностью корпуса, напоминающие зазоры с стыках поршневых колец ПД (сопряжение С, фиг. 29). Однако наряду с этим утечка газа из отсеков РПД с контактными системами уплотнения происходит через зазоры в сопряжениях уплотняющих элементов с корпусом, обусловленные микронеровностями поверхностей (фиг. 29, б). Величина этих утечек газа зависит от исходного состояния поверхностей корпуса и сопряженных элементов уплотнения, а также от изменения их состояния при длительной работе РПД. При удовлетворительнокм состоянии поверхностей и наличии масляной пленки эти утечки невелики. Очевидно, именно ухудшение состояния контактирующих поверхностей определяет значительное увеличение утечки газа из отсеков и необходимость ремонта РПД в процессе эксплуатации.
Вопросы трения и смазки в сопряжениях элементов систем уплотнения РПД пока еще не исследованы. Исходя из имеющихся литературных данных об износе поверхностей, можно утверждать, что трение в сопряжениях радиальных элементов систем контактного уплотнения с трохоидной поверхностью корпуса носит граничный характер. Это обусловлено малой толщиной масляной пленки и высокими значениями контактных напряжений в поверхностных слоях пластин, многократно превосходящими соответствующие напряжения поршневых колец ПД.
При относительно большом темпе износа поверхностей неизбежно ухудшение их микро- и макрогеометрии, что должно приводить к увеличению утечки газа.
В случае превышения определенной максимальной скорости скольжения уплотнительных элементов по корпусу, близкой к максимальным скоростям поршней в ПД и равной 22—30 м/сек, резко увеличиваются механические -потери, вследствие чего приходится ограничивать допустимую скорость вращения роторов РПД.
96
Это явление, как и другие стороны процессов трения и смазки в сопряжениях РПД наряду с аэрогазодина-мическими процессами в них, подлежит всесторонним исследованиям.
Фазы газораспределения
Во всех РПД с вращательным движением роторов в замкнутой рабочей полости можно использовать бесклапанные щелевые системы газораспределения без применения специальных механизмов. Как и у ПД, у РПД имеются положения механизма, соответствующие максимуму и минимуму объема рабочих отсеков. Эти положения по аналогии с ПД целесообразно именовать «мертвыми точками»—м. т. Соответственно фазы газораспределения целесообразно отсчитывать от м. т. в градусах поворота ротора, сопрягающегося с газораспределительными окнами.
Как отмечено выше, закон изменения относительного (по отношению к минимальному объему Клтш) объема
Vhi
рабочего отсека Vhi	представляет собой гармони-
ческую функцию угла поворота ротора q?p. _
Условная скорость изменения объема—Vh у РПД в зоне м. т. относительно мало отличается от соответствующего параметра у ПД. В то же время применение щелевой схемы газораспределения позволяет реализовать значительно большие ускорения изменения площади газораспределительных окон, чем соответствующие ускорения у двигателей с клапанными механизмами газораспределения, так как в последних допустимое значение ускорения движущихся органов ограничивается высокой напряженностью их звеньев. Это дает возможность увеличить допустимые значения средних свт и максимальных скоростей истечения заряда через впускные органы РПД данных видов по отношению к ПД. Скорость свт у РПД может быть определена по выражению, сходному с формулой для расчета средней скорости во впускных органах ПД: __
Свт ~ 60/^ ’
где Fe — площадь сечения впускных окон.
97
По опубликованным данным [24] расчетная скорость свт у РПД с планетарным движением ротора может быть примерно на 30,% выше, чем у ПД, при этом значение коэффициента наполнения у роторно-поршневых двигателей оказывается более высоким, чем у поршневых. Отмеченная выше особенность кинематики газораспределительных органов РПД дает возможность при меньших фазовых углах газораспределения получить больший коэффициент наполнения, чем в высокооборотных ПД.
Одним из требований при выборе фазных углов конца выпуска и начала впуска РПД является сведение к минимуму перетекания свежего заряда в выпускную систему вследствие сообщения окон между собой через пространство между ротором и корпусом.
Выбор геометрических размеров двигателей с контактными системами уплотнений отсеков
Одной из основных задач, которую необходимо решить при расчете секции РПД данной мощности,— это определить рабочий объем и число оборотов ротора пр или эксцентрикового вала пв в единицу времени.
В качестве одного из главных расчетных параметров РПД следует принять скорость ст на номинальном скоростном режиме. При выборе скорости следует учитывать требования, предъявляемые к двигателю в отношении срока службы до ремонта, топливной экономичности, продолжительности работы при высоких числах оборотов вала, качества применяемых материалов и т. д.
Основываясь на приведенных соображениях, необходимо выбрать безразмерную величину гг производящего радиуса ротора и задаться расчетной величиной давления ре.
После этого уравнение для расчета мощности РПД, имеющего ротор с тремя выступами, может быть представлено в следующем виде:
Ne
\^Per\rT + ry)nQT^ 600
кет,
(23)
где г—радиус в дм;
7 = 1р г
98
Уравнение (23) можно преобразовать, используя уравнение расчетной средней скорости ста, тогда
Ne = 0,0093pecmflr2/p кет.	(24)’
Как следует из последнего уравнения, для того чтобы определить характерный размер РПД рассматриваемого вида, необходимо найти значение 1Р.
Рассматривая схему механизма РПД, легко установить, что при данном максимальном давлении цикла в прямой зависимости от величины 1Р находится напряженность опорных подшипников и шеек эксцентрикового вала. В то же время удельные нагрузки на подшипник ротора не зависят от значения 1Р, так как длина этого подшипника практически пропорциональна длине ротора.
Для повышения прочности и жесткости эксцентрикового вала диаметры его цапф dQ выбирают максимально большими. Для этого при данных радиусах г и R применяют коррекцию синхронизирующих^ шестерен. Диаметр de может быть выражен как de =der, где dQ—относительный параметр цапфы. В результате использования обычных методов конструирования параметр de mqwmq довести примерно до одинаковых значений у РПД с разным радиусом г. Аналогично этому другие относительные размеры pt вала и опорных подшипников РПД с разным
,	— Pi
радиусом г, выраженные в форме pi= - > могут иметь примерно одинаковое значение.
Так как нагрузки на ротор от сил газов пропорциональны параметру относительной длины ротора 7Р, то напряжения в элементах вала или подшипниках РПД или их деформации могут быть выражены в форме линейной функции данного параметра и максимального давления цикла pz.
Так, например, формула для расчета максимального удельного давления на поверхность опорных подшипников может быть представлена в виде
Qmax — Pz * Wlp,	(25)
где безразмерный параметр, одинаковый для геометрически подобных РПД.
При заданной величине <?тах или других допустимых напряжениях или деформациях может быть найдено значение /р, допустимое при данном давлении pz.
99
Далее по уравнению (24) может быть найден радиус г. Это позволяет вычислить остальные размеры элементов РПД и затем определить номинальное число оборотов ротора, пользуясь уравнением в 16-й и 17-й строках приложения.
Зная радиус г и пользуясь выбранными значениями гт» найденной величиной 1Р, а также соотношениями R — ~ и е = г^1—, можно определить все характерные геометрические параметры РПД.
Такой принцип определения размеров РПД аналогичен принципу определения размеров ПД по величинам Ne, Ре, Сщ И S = р .
Следовательно, как и у ПД, все основные геометрические размеры отсека РПД при данном допустимом напряжении взаимосвязаны и зависят от мощности отсека.
Приведенные выше соотношения размеров РПД рациональны при относительно невысоком давлении рг, характерном для карбюраторного двигателя без наддува.
При увеличении давления pz до значения, соответствующего процессу с воспламенением от сжатия, величина 1Р уменьшается в такой степени, что габаритные и весовые показатели РПД резко ухудшаются. Наряду с этим по мере увеличения рг ухудшаются геометрические соотношения камеры сгорания. Поэтому использование механизма РПД с планетарным движением ротора типа Ванкель при высоком давлении рг нецелесообразно. В этом случае необходимо изыскивать пути создания других схем РПД с планетарным движением ротора.
СОВРЕМЕННЫЕ РОТОРНО ПОРШНЕВЫЕ
ДВИГАТЕЛИ С ПЛАНЕТАРНЫМ ДВИЖЕНИЕМ РОТОРА
Развитие роторно-поршневых двигателей с планетарным движением ротора
Практические работы по двигателям с планетарным движением ротора начались лишь в первой половине 50-х годов, когда ими по предложению инж. Ф. Ванкеля заинтересовалась западногерманская мотоциклетная и автомобильная фирма НСУ.
100
Первоначально работы по созданию РПД базировались на двухроторной схеме DKM (DrehKolbenmaschine — машина с вращающимся поршнем). Один из роторов при этой схеме расположен внутри другого; роторы соединены зубчатой передачей и вращаются каждый вокруг своей неподвижной оси. Оси параллельны и, следовательно, внутренний ротор совершает относительно внешнего планетарное движение. Схема была проверена на ряде макетов и на роторно-поршневом компрессоре.
В феврале 1957 г. фирма НСУ изготовила первый опытный образец РПД DKM-54 с рабочим объемом 0,125 л. После некоторой доводки он развил мощность 21,33 кет (29 л. с.) при числе оборотов 17 000 в минуту. Во время испытаний был выявлен ряд серьезных недостатков двигателя DKM-54, обусловленных в основном наличием у него двух роторов. Это стимулировало поиски более простой конструктивной схемы, в результате чего была разработана однороторная схема ККМ (Kreis-kolbenmaschine—машина с круговым поршнем) с ротором, совершающим планетарное движение относительно неподвижного корпуса.
К концу 1957 г. был изготовлен вариант РПД, выполненного по схеме ККМ, имеющий также рабочий объем 0,125 л. При испытаниях двигатель ККМ-125 имел примерно те же показатели, что и двигатель DKM-54. У обоих РПД исключительно малым оказался вес, равный 17 кг при изготовлении корпусных деталей из чугуна и 11 «г в случае применения для них алюминиевого сплава (оба числа приведены без учета веса вспомогательных агрегатов двигателя).
В дальнейшем фирма НСУ изготовила опытные РПД ККМ-250 и ККМ-400 (с рабочими объемами соответственно 0,250 и 0,400 л) и в январе 1960 г. выступила с официальным сообщением о достигнутых результатах на внеочередной конференции Общества немецких инженеров (VDI) в Мюнхене.
В короткий срок сведения о РПД НСУ-Ванкель были опубликованы почти во всех журналах мира, имеющих отношение к автомобильной технике и к моторостроению, а также в большинстве научно-популярных журналов.
В 1960—1962 гг. фирма продолжала конструкторско-экспериментальные работы по РПД, выполненным по
схеме ККМ. К доводке их систем уплотнений и зажигания были привлечены специализированные фирмы (Гетце и Р. Бош).
Несколько исследовательских организаций было занято подбором для РПД топлива и смазочных материалов.
В дополнение к указанным выше моделям фирма НСУ спроектировала и изготовила РПД ККМ-60 с воздушным охлаждением корпуса и ротора, унифицированные РПД KKM-150L и KKM-150W (первый с воздушным и второй с жидкостным охлаждением корпуса), РПД ККМ-500, для новых микролитражных автомобилей НСУ «Принц» и двухсекционный РПД 2x300, развивающий мощность 44,2 кет (60 л. с.) при п s = 5000 ъб]мин.
В 1962 г. в ФРГ были проведены испытания оборудованного РПД НСУ-ККМ-150 переносного пожарного насоса фирмы Магирус, ранее выпускавшегося с ГТД. Испытаны также газонные косилки с РПД и подвесные силовые установки с РПД и с винтовыми и реакгивными («водометными») движителями для моторных лодок и водяных лыж. Промышленный выпуск таких установок с РПД НСУ ККМ-150 начался в 1963 г.
В декабре 1962 г. было объявлено, что фирма НСУ 'начнет в 1964 г. крупносерийный выпуск микролитражных автомобилей НСУ с РПД, а в 1963 г. будут изготовлены опытные партии таких автомобилей для проверки их в эксплуатационных условиях.
За время работы над РПД фирма НСУ совместно с организацией Ф. Ванкеля получила около 60 патентов в большинстве индустриальных стран. Ею получены патенты на схемы DKM и ККМ, на способы уплотнений отсеков РПД, охлаждения роторов, коррекции трохоид-ных поверхностей с учетом их термических деформаций, синхронизации относительного движения ротора и эксцентрикового вала, на относительное расположение эксцентриков вала у многосекционных РПД, а также на конструкции сварных элементов РПД, на РПД, работающие по шеститактному циклу, и т. п.
Лицензии на патенты НСУ-Ванкеля приобретены многими зарубежными фирмами. Первой (еще в 1958 г.) их приобрела американская авиамоторостроительная фирма Кертис-Райт. В дальнейшем лицензии приобрели 102
западно-германские фирмы Мерседес-Бенц, Фольксваген, Клокнер-Гумбольдт-Дойтц, Ман, Крупп и Фихтель унд Захс, английская дизелестроительная фирма Ф. Перкинс, японские фирмы Тойо Когице и Янмар-Дизель-Энжин.
С наибольшим размахом работы по РПД организованы американской фирмой Кертис-Райт, создавшей в г. Вуд-Ридж (штат Нью Джерси) конструкторско-экспериментальный отдел по РПД, руководимый инж. М. Бентеле.
Работы фирмы Кертис-Райт первоначально велись на односекционном, лабораторном РПД RC-6 с рабочим объемом около 1 л. На нем изучались особенности рабочего процесса, подбирались оптимальные размеры и места расположения газообменных окон, отрабатывались элементы уплотнений рабочих отсеков и системы зажигания и охлаждения, измерялись температуры и деформации отдельных деталей. В течение двух с половиной лет было построено десять последовательно улучшаемых экземпляров ФПД RC-6.
Для изучения влияния на работу РПД их абсолютных размеров были изготовлены экспериментальный односекционный РПД RC-19 с рабочим объемом 31,5 л (по конструкции являющийся пропорционально увеличенным двигателем RC-6) и РПД с воздушным охлаждением с рабочим объемом 0,07 л. Были построены и испытаны двух- и четырехсекционные образцы РПД, а также испытаны РПД с наддувом.
В конце 1961 г. суммарная продолжительность работы всех РПД в лабораториях фирмы Кертис-Райт превысила 11 000 моточасов.
Фирма Мерседес-Бенц работает над созданием двухсекционного РПД мощностью 147 кет (200 л. с.) для легкового автомобиля Мерседес-Бенц 220-Е, как с карбюраторным смесеобразованием, так и с непосредственным впрыском топлива в рабочие отсеки.
Фирмы MAN, Крупп и Клокнер-Гумбольдт-Дейтц разрабатывают возможность применения для РПД дизельного цикла. Успешно развиваются экспериментальные работы у японской фирмы Янмар-Дизель-Энжин, добившейся такой же долговечности опытных РПД, как и фирмы НСУ и Кертис-Райт.
103
Устройство и принцип действия роторно-поршневого двигателя с планетарным движением ротора
Устройство односекционного РПД с планетарным движением ротора, на основе которого в настоящее время ведется большинство конструкторско-экспериментальных работ по двигателю данного типа, показано на фиг. 30.
РПД состоит из эксцентрикового вала 2, ротора 3, свободно посаженного на эксцентрик, неподвижного корпуса 1 с двумя боковыми крышками 9, в которых находятся подшипники эксцентрикового вала, и двух маховиков-противовесов 4 и 6, жестко закрепленных на обоих концах вала.
Ротор 3 имеет в поперечном сечении форму равностороннего треугольника со сторонами, очерченными по дуге.
Возможно также применение роторов с двумя, четырьмя или большим числом сторон.
На одном из торцов ротора жестко закреплена цилиндрическая шестерня с внутренним зацеплением, ось которой совпадает с осью ротора. Эта шестерня входит в зацепление с неподвижной шестерней, закрепленной на одной из боковых крышек корпуса и расположенной соосно с эксцентриковым валом, шейка которого проходит с зазором через центральное отверстие в ступице шестерни.
При применении ротора с тремя выступами отношение чисел зубьев шестерни ротора и неподвижной шестерни равно 3 :2.
При вращении эксцентрикового вала ротор вращается вместе с ним и одновременно (вследствие обкатывания шестерни с внутренним зацеплением по неподвижной шестерне) вращается вокруг своей оси, т. е. совершает планетарное движение. При этом, как это подробно рассмотрено выше, вершины всех выступов ротора теоретически движутся по одной и той же .замкнутой кривой эпитрохоиде.
Поперечное сечение внутренней цилиндрической рабочей поверхности неподвижного корпуса имеет профиль эквидистанты к эпитрохоиде и отстоит от нее на величину радиуса скругления пластин системы уплотнения. В соответствующих местах корпуса располагаются 104
впускное и выпускное окно и электрическая свеча зажи-жигания. Впускное окно сообщается с впускной трубой и карбюратором, а выпускное — с выпускной трубой и глушителем.
Фиг. 30. Односекционный РПД с планетарным движением ротора:
1 — корпус; 2 — эксцентриковый вал; 3 — ротор; 4 — задний маховик-противовес; 5 — выпускной патрубок; 6 — передний маховик-противовес; 7 — впускной патрубок; 8 — прерыватель системы зажигания; 9 — крышка корпуса; 10 — свеча зажигания; 11 — маслоотводящий диск.
Противовесы и маховики могут изготовляться вместе или раздельно. Вместо двух маховиков Может применяться один.
Зазоры между наружными поверхностями ротора, внутренней рабочей поверхностью неподвижного корпуса 105
и поверхностями боковых крышек корпуса уплотняются системой элементов, прижимаемых силой давления рабочих газов, пружинами и силами инерции.
Помимо перечисленных деталей, РПД имеет устройства для подвода смазки к трущимся поверхностям, отвода тепла от корпуса, боковых стенок и ротора и обеспечения появления в нужный момент электрической искры между электродами свечи.
Противовесы служат для уравновешивания центробежной силы, возникающей от вращения ротора и эксцентрика вокруг оси вала.
При применении ротора с тремя выступами между поверхностями ротора, корпуса и его боковых стенок образуются три. замкнутых отсека, объемы которых при вращении вала непрерывно изменяются от минимального до максимального, и наоборот. Изменение объемов используется для организации в этих отсеках четырехтактного цикла с внешним смесеобразованием и принудительным (от электрической искры) воспламенением рабочего заряда.
В принципе возможно также применение цикла с впрыском топлива в рабочие отсеки через форсунку и воспламенением рабочего заряда за счет тепла сжатия.
В каждом из отсеков РПД осуществляется полный четырехтактный цикл, хотя газообмен в них происходит через одни и те же окна, к которым эти отсеки последовательно подводятся при вращении эксцентрикового вала. Точно так же воспламенение заряда, введенного в отсеки РПД, последовательно осуществляется одной и той же свечой зажигания.
Чтобы избежать слишком высокой степени сжатия, на каждой из боковых поверхностей ротора делаются выемки, в которых размещается часть объема камер сгорания.
Схема чередования тактов в одном из трех рабочих отсеков РПД, имеющего ротор с тремя выступами, показана на фиг. 31. Там же схематически показаны аналогичные процессы, происходящие в цилиндре обычного поршневого четырехтактного верхнеклапанного двигателя.
Выступы ротора, ограничивающие рассматриваемый рабочий отсек, обозначены буквами А и В.
106
Фиг. 31. Схема работы РПД с планетарным движением ротора:
/ — впуск; II— сжатие; III — воспламенение; IV — расширение (рабочий ход); V — выпуск.
Положение 1 ротора 'соответствует началу такта впуска в рабочем отсеке АВ, имеющем в этот момент минимальный объем. В обычном поршневом двигателе это соответствует положению поршня в в. м.т. в начале такта впуска. В этот момент, как известно, имеет место так называемое перекрытие клапанов, т. е. оба клапана находятся в незакрытом состоянии; впускной клапан уже начал подниматься, а выпускной еще не закрылся полностью. Рассматриваемый рабочий отсек РПД в этом положении также сообщается с впускным и выпускным окнами.
При движении ротора в направлении по часовой стрелке объем рабочего отсека АВ увеличивается, и в него через впускное окно начинает поступать горючая смесь. Выступ А ротора отсекает выпускное окно, и отсек остается сообщенным только с впускным окном. При показанных на схеме положениях 2 и 3 ротора в отсеке АВ осуществляется такт впуска. При положении 4 ротора объем рассматриваемого отсека является максимальным, соответствующим объему рабочего отсека обычного поршневого двигателя при нахождении поршня в н. м. т. в конце такта впуска. У современных поршневых двигателей впускной клапан в этот момент продолжает еще оставаться открытым для использования с целью улучшения наполнения цилиндра инерции столба горючей смеси, движущейся во впускном трубопроводе. С этой же целью при положении 4 ротора рабочий отсек продолжает сообщаться с впускным каналом.
При дальнейшем вращении ротора объем рабочего отсека АВ уменьшается и, после того как выступ В ротора перекроет впускное окно, начинается такт сжатия (положения 5 и 6 ротора).
Положение 7 ротора, при котором объем отсека 5 АВ вновь становится минимальным, соответствует у обычного двигателя положению поршня ib н. м. т. в конце такта сжатия. К этому времени, как видно из фиг. 31, ротор успевает повернуться вокруг своей оси на 180°, а эксцентриковый вал на РА оборота, т. е. на 540°. Незадолго до этого положения ротора (в соответствии с обычным опережением момента зажигания) между электродами свечи зажигания проскакивает искра, поджигающая рабочую смесь в отсеке АВ. Весь заряд воспламеняется, давление в рабочем отсеке возрастает и при дальнейшем 108
вращении ротора по направлению часовой стрелки между равнодействующей сил давления газов на поверхность ротора в отсеке АВ и осью эксцентрикового вала появляется плечо, а следовательно, и момент, заставляющий вал вращаться. При этом осуществляется рабочий ход, или такт расширения газов.
В положении 8 ротора указанное выше плечо достигает максимальной величины (в поршневом двигателе с обычным кривошипным механизмом этому соответствует положение, при котором угол между радиусом кривошипа и осью шатуна равен 90°). При дальнейшем вращении эксцентрикового вала плечо, на котором действует равнодействующая сил давления газов, начинает уменьшаться, а объем полости АВ продолжает возрастать.
В положении 9 ротора объем полости АВ вновь достигает максимальной величины. У обычного поршневого двигателя это соответствует положению поршня в н. м. т. в конце такта расширения. Эксцентриковый вал к этому времени делает два оборота, а ротор повертывается вокруг своей оси на 240°.
При дальнейшем вращении ротора выступ В сообщает полость АВ с выпускным окном (положение 10); объем полости начинает уменьшаться и происходит выталкивание продуктов сгорания через выпускное окно в выпускную трубу, т. е. такт выпуска (положения 11 и 12 ротора). Наконец, ротор снова приходит в положение 1 (соответствующее положению поршня в в. м. т. у обычного поршневого двигателя в конце такта выпуска и в начале такта впуска), и после этого четырехтактный цикл в отсеке АВ начинается сначала.
Таким образом, в течение четырех тактов ротор совершает один оборот (360°), а эксцентриковый вал — три оборота (1080°). Каждый такт соответствует 1080:4 = 270° угла поворота эксцентрикового вала.
В двух других отсеках РПД осуществляется такой же четырехтактный цикл, но со сдвигом фазы в направлении вращения ротора в первом отсеке на 120° и во втором — на 240° по отношению к отсеку АВ.
Следовательно, на один оборот ротора приходится три рабочих такта, а на один оборот эксцентрикового вала — один рабочий такт. Поэтому описанный РПД по равномерности крутящего момента на выходном эксцент-109
риковом валу подобен одноцилиндровому двухтактному
двигателю.
Реактивный момент РПД воспринимается корпусом
и лапами крепления двигателя к раме машины или к фундаменту. Если бы был закреплен эксцентриковый вал, а не корпус, то последний вращался бы вокруг оси
вала, так как равнодействующая
Фиг. 32. Система уплотнения рабочих отсеков РПД Ванкель-НСУ.
сил газов, воспринимаемых трохоидной поверхностью корпуса, не проходит через ось вала.
Неподвижная шестерня и обкатывающаяся по ней шестерня ротора служат только для соответствующей синхронизации движения ротора и эксцентрикового вала, поэтому их иногда называют синхронизирующими шестернями.
Уплотнение рабочих отсеков РПД В ан-кель-НСУ (фиг. 32) состоит из радиаль
ных элементов — ло-
паток 1 (по одной на каждый выступ ротора), торцовых планок 2 (три планки на каждом торце ротора соответственно числу рабочих отсеков) и угловых сухариков 3 (по три сухарика на каждом торце ротора соответственно числу выступов ротора). Под лопатками, торцовыми планками и угловыми сухариками помещаются гофри-
рованные ленточные пружины, прижимающие перечисленные детали к рабочим поверхностям корпуса или боковых крышек.
При работающем двигателе к давлению пружин добавляется давление рабочих газов на внутренние поверхности торцовых пластин и угловых сухариков.
На детали системы уплотнения действуют также силы инерции, возникающие в результате планетарного движения ротора. При прохождении лопатками участков
но
Фиг. 33. Продольный разрез двухроторного РПД DKM-54:
/ — карбюратор; 2 — внутренний ротор; 3 — боковая стенка внешнего ротора; 4 — средняя часть внешнего ротора; 5 — каналы для охлаждения; 6 — радиальные лопатки; 7 — торцовая пластина; 8— прерыватель зажигания; 9 — торсионный вал; 10 — зубчатая передача между внешним и внутренним роторами; // — свеча зажигания; /2 — подшипник внешнего ротора; 13 — уплотнение; 14 — подшипник внутрен* него ротора.
сопряжения ветвей трохоиды силы инерции имеют отрицательное значение и стремятся оторвать лопатку от внутренней рабочей поверхности корпуса. Этому противодействуют пружины, необходимые, кроме того, еще при пуске двигателя, когда силы давления газов и силы инерции невелики. Торцовые планки одновременно препятствуют попаданию избыточного количества смазочного масла в рабочие отсеки. Угловые сухарики необходимы для уплотнения стыка между концами радиальных лопаток и торцовых планок.
Особенно большое значение действие уплотняющих лопаток и планок РПД приобретает тогда, когда в одном из соседних отсеков находится рабочая смесь, а в другом находятся раскаленные продукты сгорания. При недостаточной герметичности может произойти преждевременное воспламенение смеси.
Конструкция, результаты испытаний и исследования роторно-поршневых двигателей фирмы НСУ
Первый опытный образец РПД DKM-54, изготовленный фирмой НСУ в 1957 г., был выполнен по двухроторной схеме, проверенной ранее на опытных компрессорах.
Для двухроторной схемы характерно наличие внешнего ротора с внутренней рабочей поверхностью, выполненной по трохоиде, и внутреннего ротора, изготовленного как одно целое с валом или свободно посаженного на неподвижную ось. Оба ротора связаны между собой зубчатой передачей и вращаются в одном и том же направлении, но с разными числами оборотов и вокруг разных, но параллельных одна другой осей. Между внутренним и внешним роторами находятся рабочие отсеки, объемы которых при вращении роторов циклически изменяются.
Продольный разрез первого опытного РПД DKM-54 показан на фиг. 33. Внутренний ротор выполнен как одно целое с полым валом, сообщающимся со смесительной камерой горизонтального карбюратора 1. Бензо-воздушная смесь из полости вала поступает в соответствующий рабочий отсек при совмещении одного из трех окон на каждом торце внутреннего ротора с радиальными выемками на боковых стенках внешнего ротора.
Внешний ротор и его боковые стенки изготовлены из азотируемой стали.
112
Оба ротора опираются, на игольчатые подшипники и соединены между собой системой цилиндрических шестерен.
Отбор мощности, развиваемой двигателем, производится от вала промежуточной зубчатой передачи при помощи шлицевого торсионного вала 9,
Выпуск отработавших газов осуществляется через окна во внешнем роторе, периодически совпадающие с выпускным каналом в неподвижном корпусе двигателя, В углублениях внутреннего ротора 2 расположены три свечи зажигания 11, электрический ток к которым подводится в нужный момент по проводам, смонтированным в полости вала, при помощи вращающегося распределителя. Разрыв цепи первичного тока осуществляется в прерывателе 8 специальной конструкции.
Зазоры между торцами внутреннего ротора 2 и боковыми стенками 3 внешнего ротора уплотняются посредством особых торцовых пластин 7, которые вращаются вместе с внутренним ротором, но могут свободно перемещаться вдоль оси последнего. Кроме пластин, система уплотнения имеет радиальные лопатки 6, угловые сухарики и разжимные пружины, подобные описанным выше.
Внутренний ротор 2 охлаждается проходящей через него бензо-воздушной смесью; тепло от внешнего ротора отводится с помощью смазочного масла. В дальнейшем была разработана конструкция с водяным охлаждением обоих роторов.
Во время стендовых испытаний РПД DKM-54, имекъ щего рабочий объем 0,125 л, при числе оборотов вала 16 000 в минуту была получена мощность 21,33 кет (29 л, с.); литровая мощность — более 170,6 квт!л (232 л.с.1л). Удельный расход топлива доходил до 340 г!(кет • ч) [250 г/(л. с. </.)], а среднее эффективное давление при 7500 об/мин доходило до 8,5 бар.
Наибольшее число оборотов, которое удалось получить при испытаниях двигателя DKM-54, составляло 17 000 в минуту.
Как видно из описания, конструкция двухрэторного двигателя DKM-54 относительно сложна и обладает следующими весьма существенными недостатками:
1)	Свечи зажигания, размещенные на внутреннем роторе, не доступны для обслуживания.
113
2)	Момент инерции внешнего ротора и его боковых стенок слишком велик, что отрицательно сказывается на приемистости двигателя. Кроме того, не исключена опасность деформации трохоидной поверхности при высоком числе оборотов внешнего ротора от действия центробежных сил.
3)	Надежная герметизация мест подвода свежей смеси в отсеки между вращающимися роторами и отвода из них отработавших газов достигается увеличением потерь на трение и еще большим усложнением конструкции.
4)	Система цилиндрических шестерен, синхронизирующих относительное вращение внутреннего и внешнего роторов, очень громоздка и испытывает слишком большую нагрузку при передаче через нее всего развиваемого двигателем момента.
5)	Недостаточна надежность работы игольчатых подшипников роторов в условиях высоких окружных скоростей.
Наряду с перечисленными недостатками принципиальная схема двигателя DKM-54 имеет преимущества, обусловленные наличием у каждого из роторов простого вращательного движения вокруг неподвижной оси, что устраняет необходимость в каких-либо противовесах, освобождает подшипники роторов от нагрузки их центробежными силами и облегчает условия работы уплотнительных элементов, так как инерционные нагрузки на них постоянны по направлению.
Однако недостатки двигателя DKM-54 более значительны, чем его достоинства, поэтому фирма НСУ перешла к созданию двигателей по схеме ККМ с одним ротором, совершающим сложное планетарное движение. В таком двигателе возникает неуравновешенная центробежная сила, создающая дополнительные нагрузки в подшипниках ротора и -вала двигателя и вызывающая его вибрацию. Для уравновешивания этой силы двигатель снабжают специальными противовесами, но при этом подшипники ротора не разгружаются. Значительно усложнился характер действия сил инерции на уплотнительные элементы. Однако конструкция двигателя стала более простой по сравнению с двигателем DKM-54. Выполнение корпуса неподвижным устранило все трудности, связанные с герметизацией мест ввода в двигатель свежей смеси и отвода из него отработавших газов, 114
с подводом к свече зажигания тока высокого напряжения и с обеспечением необходимого доступа к ней (свечу оказалось возможным устанавливать снаружи «неподвижного корпуса двигателя).
Отпала необходимость в сложной зубчатой передаче, синхронизирующей относительное вращение двух роторов. Вместо нее установлены две синхронизирующие шестерни: одна неподвижная, закреплена на боковой стенке корпуса; другая подвижная, с внутренним зацеплением, закреплена на роторе и совершает вместе с ним планетарное движение.
Замена внешнего ротора, вращающегося с большим числом оборотов, ’неподвижным корпусом коренным образом упростила проблему его охлаждения проточной жидкостью. Однако организация прокачки охлаждающей жидкости через внутренний ротор усложнилась из-за его планетарного движения, и, кроме того, в качестве жидкости для охлаждения ротора практически можно применять только смазочное масло.
Очень важным обстоятельством является то, что -при использовании схемы ККМ можно осуществлять отбор мощности непосредственно от конца вала и комплектовать в один блок несколько РПД с общим валом. Применение такого многосекционного двигателя, по-видимому, необходимо для получения особо больших мощностей и для повышения равномерности вращения выходного вала двигателя.
При равном рабочем объеме РПД, выполненные по схеме ККМ, оказались более легкими и компактными, чем при применении >схемы DKM.
Первые два опытных РПД, изготовленных фир(Мой НСУ по схеме ККМ, имели рабочие объемы 0,125 л (двигатель ККМ-125) и 0,250 л (двигатель ККМ-250) и почти одинаковую конструкцию.
Поперечный и продольный разрезы первого РПД ККМ-250 показаны на фиг. 34.
Вал двигателя и эксцентрик изготовлены как одно целое из азотируемой стали. Эксцентрик для уменьшения неуравновешенной массы имеет боковые «выемки. На обоих концах эксцентрикового вала / посажены маховики-противовесы 4, соединяющиеся с ним при помощи неразрезных конусные втулок, запатентованных Западно-Германской фирмой Уердингер. При нажатии на
115
А-А
Фиг. 34.
2 — подшипник эксцентрикового вала; 3 —
Продольный и поперечный разрезы РПД ККМ-250:
/ — эксцентриковый вал; _	------- -------.—г	_
подшипник ротора; 4 — маховик-противовес; 5 — крышка корпуса; 6 — средняя часть корпуса; 7 — водяная рубашка; 8 —ротор; Р—место установки прерывателя; 10— трубка для подвода масла; Н неподвижная синхронизирующая шестерня; 12 шестерня ротора; 13 — маслопт^одящий диск; 14— место присоединения вала отбора мощности; 15 саеча зажигания; 16 — радиальная уплотнительная лопатка; 17 — камера сгорания, 18 — впускной каиал; 19 выпускной канал
втулки в осевом направлении их посадочные «размеры изменяются и создается радиальный натяг примерно такой же, как при горяче-прессовой посадке. Угловое положение маховиков-противовесов относительно вала
Фиг. 35. Отвод охлаждающего масла из внутренней полости ротора РПД ККМ-250:
/ — крышка корпуса; 2 — ротор; 3 — неподвижный маслоотводящий диск с изогнутыми ребрами.
устанавливается с помощью радиальных установочных штифтов.
Вал с маховиками опирается на два подшипника качения, посаженных на ступицы маховиков и входящих в расточки крышек корпуса двигателя. Стальной ротор, помимо деталей системы уплотнения, имеет отдельную ступицу, крышку, выполненную как одно целое с синхронизирующей шестерней /X и маслоотводящий диск /5.
Ступица запрессована в ротор и дополнительно крепится к нему тремя винтами. Поверхность отверстия в ступице азотируется и служит наружным кольцом игольчатого или роликового подшипника. Внутренним кольцом является поверхность эксцентрика. Крышка 5 корпуса крепится к ротору двенадцатью винтами и фиксируется шестью цилиндрическими штифтами.
Маслоотводящий диск (фиг. 35), свободно входит во внутреннюю полость ротора и в дальнейшем, при сборке двигателя, выходящая из ротора ступица диска крепится к задней крышке корпуса двигателя. Таким образом, при 1вращен!ии ротора маслоотводящий диск остается неподвижным.
Смазочное масло подводится через неподвижную трубку 10 в центральный канал эксцентрикового вала, далее через радиальные каналы попадает к игольчатому или роликовому подшипнику и во внутреннюю полость ротора, охлаждая его стенки.
На поверхности неподвижного маслоотводящего диска имеются изогнутые ребра, направленные так, что вращающееся вместе с ротором мцсло, попадая в проме-
117
жут.ки между ребрами, направляется под действием скоростного напора к центру диска и далее через соответствующие отверстая выводится наружу в маслосборник двигателя.
Неподвижная синхронизирующая шестерня //, по которой обкатывается шестерня 12 ротора, закреплена на передней крышке .корпуса. Эксцентриковый вал 1 проходит с зазорами через отверстия в ступицах неподвиж-нойшестерни и маслоогводяЩего диска 13.
^Koprtyc и его передняя и задняя крышки отливаются из чугуна или* из алюминиевого сплава и имеют внутренние ^Толостй (рубашки), через которые циркулирует охлаждающая жидкость. Рабочие поверхности -крышек корпуса покрываются молибденом или твердым хромом. ВнутрШ^яя дрохоидная поверхность корпуса при изго-тойлй’ий| е£омйз чугуна азотируется, а .при изготовлении из алюминиевого сплава покрывается твердым хромом.
^рьшкйлцентрируются по внешнему кольцевому буртику корпий и крепятся к нему двенадцатью стяжными болтами, проходящими непосредственно через рубашку с охлаждающей жидкостью. Стыки между корпусом и его крышками уплотняются четырьмя .кольцами (по два с каждой стороны) из термостойкой резины, входящими в проточки корпуса.
В нижней части .корпуса имеются впускное и •выпускное окна; в верхней части со смещением по направлению вращения ротора установлена свеча зажигания специальной конструкции (искра от центрального электрода пробивает прямо на массу корпуса).
Прерыватель первичного тока системы зажигания закреплен на передней крышке двигателя и приводится в действие от переднего конца эксцентрикового вала.
Оба маховика-противовеса, чтобы на них не попадало смазочное масло, окружены кожухами из листовой стали.
Радиальные уплотнительные лопатки, угловые сухарики и торцовые планки системы уплотнения рабочих отсеко© двигателя изготовлены из серого чугуна, обычно применяемого для поршневых колец. Материалом для разжимных ленточных пружин служит бериллиевая бронза повышенной термостойкости.
С боков на роторе имеются три концентричные проточки, в двух из которых помещена кольца из упругого П8
маслостойкого синтетического материала. Назначение колец — уменьшить попадание смазочного масла в рабочие отсеки двигателя.
Для смазки трохоидной поверхности корпуса в бензин, применяемый в качестве топлива, добавляется масло в отношении il : 50.
Ротор в оборе подвергают предварительной статической балансировке и затем вместе с эксцентриковым валом и маховиками-противовесами — тщательной динамической балансировке. Внутренние полости ротора при этом наполняют маслом.
Угол опережения открытия впускного окна у РПД К КМ-250 соответствует 60° угла поворота эксцентрикового вала до положения ротора, соответствующего минимальному объему данного рабочего отсека. Закрытие впускного окна осуществляется после поворота эксцентрикового вала на 60° от указанного положения ротора.
Угол 60° поворота эксцентрикового вала у РПД соответствует 40° угла поворота коленчатого вала у обычных поршневых двигателей с кривошипно-шатунным механизмом.
Габаритные размеры двигателя ККМ-250 показаны на фиг. 34. Сухой вес его (по данным фирмы) цри изготовлении основных отливок из чугуна равен 33 кг, а прп выполнении из алюминиевого сплава — 22 кг. Вес РПД ККМ-125 составлял соответственно 17 и 11 кг.
Кроме стального ротора, испытывался также ротор, изготовленный из алюминиевого сплава с содержанием 11—118% кремния. Срок службы такого ротора оказался меньшим, и, кроме того, при применении алюминиевого сплава из-за большой разницы в коэффициентах линейного расширения трудно сохранить необходимую посадку стального кольца подшипника.
В двигателе ККМ-250 для ротора применен четырехрядный роликоподшипник. Использование игольчатого подшипника, а также подшипника сколыжения оказалось мало успешным. Основные геометрические параметры двигателя ККМ-250 приведены ниже.
Рабочий объем вл....................... 0,250
Число выступов ротора.................. 3
Число ветвей трохоиды на корпусе ....	2
Отношение чисел зубьев синхронизирующих 2 _ 1 шестерен	t	t ,
ПЭ
Теоретический радиус образующей точки ротора гг в мм.......................... 84
Диаметр начальной окружности шестерни внутреннего зацепления синхронизирующего механизма 2 г в мм................. 66
Диаметр начальной окружности неподвиж-2г нои шестерни — в мм . .................... 44
Эксцентрицитет е=г(1— —] в мм . ... И \ т]
Относительный параметр гт——........... 2,55
Г у Отношение .............................. 7,6
е
Глубина секции 1р в мм................ 52
Отношение ..............................||	= ],5ь
Радиус уплотнительных пластин ротора гу н мм.................................... 1
Наибольший угол между нормалью и осью уплотнителя ^тах в град................... 23
Наибольшая теоретическая степень сжатия (расчетное значение) £тах................. 19
На фиг. 36 показано изменение среднего давления трения рм.п и коэффициента наполнения в зависимости от числа оборотов п вала в минуту, полученных при прокручивании с помощью электродвигателя трех РПД (DKM-54, ККМ-125 9Н и ККМ-250) и одноцилиндрового четььрехтактного поршневого двигателя с воздушным охлаждением, имеющего рабочий объем 0,125 л) (НСУ «Супер Фокс»). При прокручивании поддерживалась нормальная рабочая температура двигателей.
У РПД продолжительность каждого такта (270° угла поворота эксцентрикового вала) в 1,5 раза превышает-продолжительность тактов у четырехтактного поршневого двигателя с кривошипным механизмом (180° угла поворота коленчатого вала), поэтому величины рм.п и приведенные на фиг. 36, отнесены к так называемым термодинамическим числам оборотов. Для РПД это число оборотов равно 2/3 от числа оборотов эксцентрикового вала, а для обычното поршневого двигателя — числу оборотов коленчатого вала.
Как видно из графика, величины рм.п и^ У всех РПД имеют более рысоки^ значецця? чем у поршневого двц-12Q
гателя НСУ «Супер Фокс». У двигателя ККМ-250 коэффициент наполнения ^больше единицы, что объясняется явлением 'инерционного наддува, часто наблюдающегося у двигателей с малым числом цилиндров и длинными впускными 'и выпускными трубопроводами, а также большим значением время-сечения окон.
На фиг. 37 приведены скоростные характеристики РПД DKM-54, ККМ-125 и ККМ-250, у которых степень сжатия составляет 7,5—8,0.

Фиг. 36. Коэффициент наполнения и среднее давление механических потерь рм.п* 1 — четырехтактный ПД НСУ «Супер Фокс» с рабочим объемом 0,125 л\ 2 — РПД О КМ-54;
3 — РПД ККМ-125 9Н; 4 - РПД ККМ-250.
Наибольшее среднее эффективное давление (9,8 бар при п = 6500 об/мин) было достигнуто, у ККМ-250, при этом коэффициент наполнения- цу=к Минимальный удельный расход ни у одного из двигателей.не был ниже 340 г/(квт-ч) [250 г/(л. с. «.)]. Наивысшее число оборотов вала (16 000 об/мин) было получено у двигателя DKM-54; у двигателя ККМ-125 оно составляло 11 000 об/мин и у ККМ-250 — всего лишь 9000 об/мин.
Регулировочные характеристики показали, что у РПД оптимальные составы горючей смеси несколько другие, чем у обычных .поршневых двигателей с зажиганием от искры. Наивысщая мощность у РПД получается при 121
Фиг. 37. Скоростные характеристики РПД: а - D КМ-54; б - ККМ-125; в - ККМ-250.
Давление	Давление
0,04 0,06 0,1 0,15 0,2 0,281
ng-8000 об/мин
Фиг. 38. Индикаторные Диаграммы (в логарифмических координатах) РПД ККМ-125 при разных числах оборотов в минуту эксцентрикового вала и полной нагрузке. Числа у кривых обозначают показатель политропы.
123
коэффициенте избытка воздуха а=0,95-г-1,1, наилучшая экономичность — при а= 1,2.
На способность РПД работать на бедных смесях большое влияние -оказывает расположение свечи зажигания. Чем дальше по направлению вращения ротора она расположена от малой оси трохоиды, тем более устойчива работа РПД на бедной смеси. Чем ближе расположена свеча зажигания к малой оси трохоиды, тем более высокого среднего эффективного давления удается достигнуть. На фиг. 38 показаны в логарифмических координатах индикаторные диаграммы РПД ККМ-125 (Мюнхенский моторостроительный институт) для четырех чисел оборотов и работы с полной нагрузкой. Как известно, при изображении индикаторных диаграмм в логарифмических координатах отклонения линий сжатия и расширения от прямой свидетельствуют о негерметичности системы уплотнения и о наличии догорания рабочей смеси.
Из диаграммы видно, что линия сжатия у РПД приближается к прямой лишь при высоком числе оборотов. При пб= 2000 об/мин крутой подъем линии сжатия в начале такта объясняется перетеканием горячих газов из находящегося впереди рабочего отсека, а в конце — утечкой сжимаемой смеси из индицируемого отсека в задний (по направлению вращения) отсек.
Конец сгорания и переходной участок на линии расширения выглядят так же, как и у обычного поршневого двигателя. Наряду с этим при более высоких числах оборотов (8000 об/мин) сгорание происходит относительно медленнее и продолжается до открытия выпускных окон.
Необходимо иметь в виду, что указанные результаты индицирования были получены на одном из первых образцов РПД, система уплотнения которого не имела усовершенствований, разработанных позднее.
Первые испытания на надежность были произведены на модели DKM-54, проработавшей 100 ч со средней мощностью 9,56 кет (13 л. с.).
В июле 1959 г. были проведены первые 100-часовые испытания РПД ККМ-250 при числе оборотов вала 4700 в 'Минуту и средней мощности 15,45 кет (21 л. с.). Двигатель неизменно сохранял эту мощность до конца испытаний и после удаления нагара и промывки мог быть снова пущен в работу. В декабре 1959 г. были про-124
ведены lOO-'часбвЫё Испытания РПД ККМ-&50 с отлитым
из алюминиевого сплава корпусом, у которого хромирована рабочая поверхность. Двигатель работал при полной нагрузке [22,8 кет (31 л. с.) при 5500 об/мин]; среднее эффективное давление при этом превышало 10 бар. За время испытаний мощность оставалась фактически постоянной, а расходы топлива и масла имели к концу испытаний даже тенденцию к снижению. Испытания не вы
держивали только свечи зажигания, которые неоднократно приходилось заменять.
В течение 1960 г. фирма НСУ продолжала работы по дальнейшему исследованию и улучшению конструкции РПД ККМ-250, а также по созданию и доводке новой модели ККМ-400 с рабочим объемом 0,400 л. Последняя модель рассматривается как база для последующей разработки промышленной конструкции РПД для легкового малолитражного автомобиля.
Фиг. 39. Измененная конструкция РПД ККМ-250.
Измененная конструкция двигателя ККМ-250 показана на фиг. 39. Обращает внимание уменьшение в «горячих» зонах шага болтов, стягивающих корпус и боковые крышки, и применение обычной свечи зажигания, установленной в наклонном положении в особой пред-
камере.
При испытаниях РПД ККМ-250 были исследованы впускные окна с круглым и прямоугольным поперечным сечением. Оказалось, что в случае круглых окон (диаметром 22 мм) среднее эффективное давление ре (фиг. 40) .повышается в диапазоне 4000—6000 об/мин. При прямоугольных окнах (18 X 27 мм) среднее эффективное давление повышается в диапазоне 6000—10 000 об/мин и заметно уменьшается в области более низких чисел оборотов.
На фиг. 41 показана нагрузочная характеристика РПД ККМ-250 при 5500 об/мин. Следует обратить вни-
125
манйе на весьма пологое протекание кривой удельного расхода топлива в диапазоне от полной нагрузки до нагрузки, равной 50% от полной. Эго обстоятельство благоприятно влияет на эксплуатационные расходы топлива при применении РПД на автомобилях.
На фиг. 42 приведены кривые изменения среднего эффективного давления ре, среднего давления механических потерь рмп. и коэффициента наполнения РПД ККМ-250 при разных числах оборотов.
Высокие значения ре и при пв ~ 1000—2000 об/мин свидетельствуют об эффективности действия системы уплотнения рабочих отсеков. Это же подтверждается
Фиг. 40. Влияние сечения впускных окон на крутящий момент М для РПД ККМ-250:
1 — круглое окно диаметром 22 мм; 2 — прямоугольное окно размером 18X27 мм.
тем, что нет существенной разницы в коэффициенте наполнения у работающего двигателя и при прокручивании его электродвигателем.
Величина коэффициента наполнения (1,1 —1,2) в диапазоне чисел оборотов 5000—7000 в минуту свидетельствует о наличии динамического наддува.
Давление рм.п. у РПД возрастает при увеличении скоростного режима медленнее, чем у ПД.
Наименьший расход топлива у РПД ККМ-250, имеющего круглые впускные окна диаметром 22 мм, при пв = 5500 об/мин и полной нагрузке был получен при коэффициенте избытка воздуха а = 1,05-н1,1 и оказался равным 86,4 г/ (вт • сек) [230 г/ (л. с. </.)].
Влияние момента зажигания при пв = 5500 об/Мин на удельный расход топлива ge и на среднее эффективное давление ре у РПД ККМ-250 показано нй/фиг. 43.’ У РПД данного типа продолжительность каждого такта 126
РПД ККМ-250 при пв = 5500 об] мин и круг-
Фиг. 42. Изменение среднего эффективного давления ре, среднего давления механических потерь рм.п и коэффициента наполнения у РПД ККМ-250 в зависимости от числа оборотов пв вала:
1 — работа под нагрузкой; 2 — прокручивание электродвигателем с открытой дроссельной заслонкой; 3 — прокручивание электродвигателем с закрытой дроссельной заслонкой.
127
СООтВётСтВуёт повороту эксцёйтрйкОйого вала на 270*; поэтому одна и та же по времени величина опережения ^омента зажигания 0в, выраженная в градусах угла Поворота эксцентрикового вала, оказывается в 1,5 раза Дольше величины вк.в., выраженной в градусах угла поворота коленчатого вала ПД. В соответствии с этим на графике имеются две шкалы, характеризующие момент зажигания.
Характерной особенностью РПД является относительно высокая (до 880° С) температура отработавших газов в области больших чисел оборотов (фиг. 44). При-
Фиг. 43. Изменение величин ре и ge в зависимости от момента зажигания у РПД ККМ-250 при пв = = 5500 об/мин.
чиной этого является отмеченное выше сравнительно вялое протекание процесса сгорания. Из фиг. 44 видно так-
же, что относительное количество тепла, отводимого в охлаждающую воду, по мере роста числа оборотов уменьшается (примерно на 40% при изменении числа оборотов от 2500 до 7200 в минуту), В то же время от
носительное количество тепла, отведенного в масло. Остается приблизительно постоянным и находится в пределах 25—30%. Предполагается, что дополнительный
нагрев масла происходит вследствие его непрерывного Взбалтывания во внутренней полости ротора и резких изменений направления ускорений, действующих на частицы масла.
128
На фиг. 45 приведены максимальные температуры крышек корпуса (на расстоянии 1 мм от трохоидной поверхности) при изготовлении его из чугуна и из алюминиевого сплава. Как и следовало ожидать, в горячих зонах зарегистрировано значительное повышение темпе-i  ратуры крышек (до 300° С в
Фиг. 44. Относительные потери тепла и температура t отработавших газов РПД ККМ-250 в зависимости от числа оборотов пв эксцентрикового вала:
— тепло, превращенное в полезную работу: Qo —относительное количество Тепла, отводимого с охлаждающим и смазочным маслом; Qw —относительное количество Тепла, отводимого с охлаждающей водой.
случае чугунного корпуса).
В дальнейшем с помощью
Фиг. 45. Температурное поле стенок корпуса РПД (на расстоянии 1 мм от рабочей поверхности) при полной нагрузке:
А — чугунный корпус; В — алюминиевый корпус с хромированной рабочей поверхностью; / — свеча зажигания; 2 — впускное окно; 3 — выпускное окно.
направленного охлаждения удалось заметно понизить максимальные температуры стенок и улучшить равномерность их температурного поля.
Количество охлаждающей воды, прокачиваемой через систему охлаждения у двигателей ККМ-250 на номинальном режиме, составляет примерно 38 л!мин, количество прокачиваемого через ротор охлаждающего масла ’— около 4 л!мин.
При работе РПД поверхности ротора, корпуса и его крышек не должны соприкасаться. Поэтому РПД может
129
работать при полной нагрузке независимо от степени его приработки, так как какие-либо заедания исключаются.
В течение первых часов работы РПД под нагрузкой наблюдается улучшение его мощностных показателей в
Y///X Топливо
Масли с топливом
НЯВ Мас/о из воки
Фиг. 46. Изменение показателей РПД ККМ-250 в течение длительных стендовых испытаний при п= 5000 об/мин, и ре =* 7,2 бар:
gM — удельный расход масла; ge — удельный расход топлива.
результате приработки уплотняющих деталей. В качестве особенности РПД следует отметить, что даже при сильном износе поверхностей уплотняющих деталей или при перешлифовании поверхностей корпуса герметичность рабочих отсеков ухудшается незначительно. Пока не обнаружено большого влияния точности изготовления корпусов и роторов на показатели РПД и не подобраны окончательно посадки уплотнительных деталей.
130
На фиг. 46 показаны результаты длительных испытаний РПД ККМ-250, имеющего чугунный корпус с азотированной рабочей поверхностью, при пв = 5000 об/мин и ре ~ 12 бар. После каждых 100 ч работы двигатель разбирали, осматривали и микрометрировали. Перед каждой очередной разборкой и после нее двигатель испытывали на полной нагрузке при пв =2000-^6000 об/мин. Как видно, после каждых 100 ч работы наблюдалось падение мощности, которое после очистки деталей удавалось частично или полностью ликвидировать. При поставленном с целью проверки после 300 ч работы двигателя новом комплекте деталей уплотнения было отмечено значительное увеличение мощности. После того как на двигатель были установлены перешлифованные уплотняющие детали, двигатель проработал еще 100 ч.
Ниже приведены сроки службы деталей одного из первых РПД ККМ-250, зарегистрированные в 1960 г.
(в ч)\
Ротор......................................883
Торцовые планки.............................883
Уплотняющие лопатки........................410
Угловые сухарики ..........................883
Маслоуплотнитель............................883
Маслоотводящий диск.........................883
Шестерня с внутренними	зубъями..............883
Корпус......................................410
Боковые стенки корпуса......................668
Канавка уплотняющего элемента...............658
Эксцентриковый вал..........................838
Маховик-противовес . .	....................810
Подшипник ротора............................657
Характер износа уплотняющих лопаток показан на фиг. 47, из которой видно, что после 300 ч работы радиальный износ лопаток достиг 0,3 мм, а наибольший осевой износ 0,09 мм. Осевой износ по высоте лопатки неравномерен, поэтому пластинка из прямоугольной становится трапециевидной.
Все испытания РПД на долговечность проводились на смеси бензина с маслом в отношении 50:1. Однако содержание масла, особенно при алюминиевом корпусе с хромированной рабочей поверхностью, можно уменьшить до 1/200.
Конструкция уплотнения рабочих отсеков РПД доведена до такого совершенства, что за 100-часовое испытание количество масла в баке не уменьшалось.
131
В настоящее время удельный расход масла у £ПД составляет 0,38—0,75 е/ (вт'сек) [1—2 г/ (д. с. </.)], что мало отличается от расхода масла у многих современных четырехтактных двигателей.
Одной из труднорешаемых проблем является обеспечение необходимой стойкости свечи зажигания, которая у РПД непрерывно соприкасается с горячими газами и
Время
Фиг. 47. Износ радиальных лопаток РПД ККМ-250 после 400 ч работы при пе = 5000 об/мин и Ре « 7,2 бар: 1 — износ ДН лопатки по высоте; 2 — износ н лопатки вверху; 3 — износ ДЬ в лопатки внизу; 4 — износ торцовых плаиок.
не охлаждается периодически свежим зарядом, как у обычных поршневых двигателей. Кроме того, при прокручивании холодного РПД перед пуском весьма вероятно забрасывание смазочного масла на электроды свечи под действием центробежной силы. Поэтому при больших нагрузках свеча зажигания в РПД нагревается до очень высокой температуры, а при малых на ней образуется нагар.
Фирма НСУ проводит износные испытания РПД, в которые входит работа двигателя в течение 100 ч на но
минальном режиме и последующая длительная (до 900 ч) работа при нагрузке, равной 75% номинальной, и при номинальном числе оборотов.
Наиболее серьезным дефектом, обнаруженным при таких испытаниях, является
появление поперечных быстро увеличивающихся борозд на корпусе, в зоне свечи зажигания вблизи положения ротора, соответствующего минимальному объему рабочих
отсеков.
Из-за появления такого дефекта ряд двигателей не выдержал испытания по указанному выше режиму. Полагают, что дефект -вызван вибрациями уплотняющих лопаток, Появляющимися, во-первых, из-за воздействия На них отрицательных ускорений при проходе мимо выпуклых участков трохоидной поверхности и, во-вторых, в
132
Фиг. 48. Измененная конструкция системы уплотнения РПД НСУ-Ванкель: 1 — угловой сухарик; 2 — радиальная лопатка; 3 — ленточная пружина.
Фиг. 49, РПД ККМ-400 с коробкой передач и главной передачей автомобиля Фольксваген.
133
связи с неравномерной термической деформацией этой поверхности.
Другим дефектом является закоксование уплотнительных элементов (в первую очередь торцовых .планок) в их (Канавках. Из-за этого дефекта РПД могут работать только на высококачественных смазочных маслах с моющими присадками.
Для обеспечения более равномерного износа уплотняющих лопаток разработана конструкция системы уплотнения, показанная на фиг. 48. Лопатки сделаны составными и имеют самоустанавливающуюся рабочую часть. Торцовые планки частично сдвинуты в направлении центра ротора, т. е. перемещены в более холодную зону последнего. Угловые сухарики не имеют выемки для помещения конца торцовой планки с набегающей стороны ротора.
С конца 1959 г. фирма НСУ начала экспериментальные работы с РПД ККМ-400, имеющим рабочий объем 0,400 л и являющимся, как уже говорилось выше, базовой конструкцией для создания автомобильного силового агрегата. Угол бтах сопряжения уплотнительных лопаток с корпусом^ РПД ККМ-400 выбран равным 28°, что соответствует гт — 2,14. Поэтому двигатель получился очень компактным, что видно из фиг. 49, на которой двигатель ККМ-400 показан в сборе с коробкой передач и главной передачей автомобиля Фольксваген.
Сухой вес двигателя равен 23 кг, при 6000 об!мин он развивает мощность свыше 36,8 кет (50 л. с.), имея примерно такие же среднее эффективное давление и коэффициент наполнения, как и двигатель ККМ-250. Однако минимальный удельный расход топлива у двигателя ККМ-400 несколько меньше, чем у двигателя ККМ-250, — 300 г/(квт-ч) и составляет 300 г/(квт-ч) [220 г/(л. с. «.)].
При установке РПД на легковые автомобили НСУ «Принц» в середине 1960 г. преследовались первоначально лишь рекламные цели. В дальнейшем, однако, был проведен ряд более обстоятельных дорожных испытаний.
При установке на автомобиль число оборотов вала понижалось до 6000—8000 в минуту, во-первых, для того, чтобы было можно использовать стандартную трансмиссию автомобиля и, во-вторых, для повышения надежности и экономичности самого двигателя. Двигатель оборудовался водяным радиатором ц водяцым насосом 134
от автомобиля ФИАТ-600, масляным радиатором автомобиля Фольксваген и специальным стартером-генератором, на оси которого посажен вентилятор системы охлаждения.
Стартер-генератор соединен с эксцентриковым валом РПД клиновым ремнем, при помощи которого осуществляется не только вращение генератора при работе двигателя, но и прокручивание вала РПД при пуске.
Пробеги первых двух автомобилей НСУ «Принц» с РПД ККМ-250 составили около 40 тыс. км у каждого. Несмотря на то, что мощность двигателей в результате
Фиг. 50. Дорожные характеристики автомобилей НСУ «Принц» и НСУ «Спорт-Принц» с РПД ККМ-250 и ККМ-400.
ограничения номинального числа оборотов была снижена до 22 кет (30 л. с.), динамические качества автомобиля оказались вполне удовлетворительными. РПД ККМ-250, пусковое число оборотов которого составляло примерно 500 в минуту, пускался практически так же легко, как и стандартный поршневой двигатель. Переключение передач при применении РПД требовалось несколько реже, торможение автомобиля двигателем было менее эффективным, чем у обычных четырехтактных двигателей, но лучше, чем у двухтактных.
На фиг. 50 показаны дорожные характеристики, полученные при испытании двух автомобилей НСУ «Принц» с двигателями ККМ-250 (кривая 1) и ККМ-400 (кривая 2) и одного автомобиля НСУ «Спорт-Принц» с двигателем ККМ-400 (кривая 5).
Как видно, при скорости 70 км/ч у всех трех автомобилей расход топлива получился равным приблизительно 5 л/100 км. Эксплуатационная топливная экономичность автомобилей НСУ с РПД оказалась даже не
135
сколько лучше, чем при установке стандартного поршневого двигателя. Это может быть объяснено отмеченным выше благоприятным протеканием у РПД нагрузочных характеристик (см. фиг. 41).
При испытаниях автомобиля НСУ «Спорт-Принц» на ровных участках автострады удавалось развивать скорость до 160 км/ч.
В дальнейшем дорожные испытания велись как с РПД-400, так и с РПД-500’ который рассматривается как окончательная автомобильная модификация, подготавливаемая для постановки на производство. К концу 1962 г. суммарный пробег опытных автомобилей НСУ «Принц» и «Спорт-принц», оборудованных РПД, превысил 1 млн. км.
В течение 1961—1962 гг. фирма уделяла большое внимание устранению поперечных борозд на трохоидной поверхности корпуса. В качестве одного из средств борьбы с этим явлением запатентована предварительная коррекция теоретической формы трохоидной поверхности, компенсирующая ее неравномерную термическую деформацию во время работы. Запатентованы также радиальные уплотнительные лопатки с дуговой рабочей кромкой, применяемой для учета искривления образующих трохоидной поверхности в результате их нагрева.
Существенное снижение темпа износа трохоидной поверхности корпуса (с 0,75 до 0,2 мк)ч) было обеспечено тщательным подбором материалов трущихся пар лопатка — корпус. Некоторые из корпусов с хромированной трохоидной поверхностью, на которой предварительно была накатана сетка мелких углублений, проработали без ремонта свыше 2000 ч.
В результате изучения движения охлаждающего масла через ротор при помощи прозрачных моделей и скоростной киносъемки разработана схема циркуляции масла, обусловившая равномерное охлаждение ротора и понизившая механические потери из-за взбалтывания масла внутри ротора.
Совместно с фирмой Гётце созданы весьма надежно работающие маслозадерживающие устройства типа пружинящих диафрагм.
Изучение распространения фронта пламени с помощью ионизационных датчиков, фотоэлементов и кварцевых окон позволило выбрдть оптимальное расположение 136
свечи зажигания и выявить влияние на него числа оборотов и степени сжатия. Для ряда скоростных режимов оказалось целесообразным применение двух свечей зажигания. Было обнаружено, что при повышении степени сжатия более 8 распространение фронта пламени замедляется из-за уменьшения высоты камеры сгорания.
Определение нагрузки синхронизирующих шестерен ротора тензометрированием показало, что нагрузка эта в основном определяется точностью изготовления шестерен и их монтажа.
Тепловые балансы, повторно определявшиеся в течение 1961—1962 гг., подтвердили, что потери тепла в охлаждающее масло почти не зависят от нагрузки и числа оборотов и равны примерно 7%. Потери тепла в охлаждающую воду меняются в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов в пределах И—22%. В полезную работу превращается 21—28% тепла, остальное тепло (40—50%) теряется в основном с отработавшими газами.
Фирма Р. Бош разработала для РПД специальные свечи зажигания, которые работают при полной нагрузке в течение 200 ч и вместе с тем позволяют двигателю устойчиво работать на холостом ходу при числе оборотов, равном 600 в минуту. Пусковое число оборотов РПД понижено до 130—150 в минуту. Для уменьшения устойчивого числа оборотов холостого хода и улучшения пусковых качеств РПД фирма НСУ применила дополнительные впускные окна, через которые подается обогащенная горючая смесь из особой секции карбюратора.
Для РПД оказалось возможным применение стартеров того же размера, что и для ПД такой же мощности, так как несколько повышенное пусковое число оборотов РПД вполне компенсируются меньшим моментом трогания с места.
В РПД фирмы НСУ применены прерыватели зажигания обычного механического типа. Наряду с этим фирма Р. Бош испытывает РПД с конденсаторной системой зажигания с полупроводниковым трансформатором и систему зажигания с пьезоэлектрическим возбудителем напряжения.
В связи с выявлением того, что долговечность РПД в значительной степени зависит от скоростного режима, числа оборртой Ибйых моделей РПД фирмы НСУ не
137
превышают 6000—8000 в минуту (в зависимости от размера РПД).
Лимитирующими долговечность РПД деталями являются корпус и радиальные лопатки. Срок службы этих деталей при иопытании РПД на стенде по так называемому транспортному режиму (т, е. с переменными нагрузками и числами оборотов) доходит до 2000 ч. Остальные детали (боковые крышки, торцовые лопатки, сухарики) служат значительно дольше.
Модель двигателя ККМ-60 с рабочим объемом 0,06 л имеет воздушное охлаждение, осуществляемое с помощью осевого вентилятора, и развивает мощность 3,7 кет (5 л. с.) при пв = 6000 обIмин. Унифицированные модели KKM-150W и KKM-150L, имеющие рабочий объем 0,15 л, оборудованы динамо-стартером и масляным насосом, находящимися на одной оси с эксцентриковым валом. Модель ККМ имеющая воздушное охлаждение корпуса, снабжена, кроме того, осевым вентилятором.
Модель KKM-150W развивает мощность от 8,8— 14,7 кет (12—20 л. с.) до 17,6 кет (24 л. с.) при пв = = 8000 об!мин. Модель KKM-150L рассчитана на длительную работу при мощности 8,8 кет (12 л. с.) в стационарных условиях.
Модели KKM-150W и KKM-150L имеют следующие геометрические параметры: е = 10,5 мм, гт~ 66 мм, гу = = 1 мм, 1Р =41 мм, 6 = 28°.
Сухой вес модели KKM-150L с вспомогательным оборудованием равен 15,52 кг, при этом удельный вес составляет 1,06—0,88 кг/квт (0,77—0,64 кг/л. с.). Вес узлов и деталей двигателя KKM-150L следующий (в кг):
Корпус (алюминиевый сплав)..................1,08
Ротор с уплотнениями........................1,03
Боковая крышка с масляным насосом...........1,03
Боковая крышка с неподвижной шестерней . . . 1,03
Эксцентриковый вал с противовесом...........0,85
Маховик.....................................2,25
Мелкие детали...............................0,6
Динамо-стартер с вентилятором.............	6,68
Конструкция, результаты испытаний и исследования роторно-поршневых двигателей фирмы Кертис-Райт
Первые опытные РПД фирмы Кертис-Райт (модель RC-6) предназначались только для лабораторных исследований, поэтому при их проектировании не уделядось 138
Фиг. 51. Первый опытный РПД фирмы Кертис-Райт модель RC-6:
/ — передняя крышка корпуса: 2 — противовес; 3 — маховик; 4 — наружный подшипник эксцентрикового вала; 5 — внутренний подшипник зксцеитрнкового вала; 6 — корпус; 7 — неподвижная синхронизирующая шестерня; 8 — задняя крышка корпуса; 9 —ротор с подвижной синхронизирующей шестерней; 10 — распределитель зажигания; 11 — впускное окно; 12 — выпускное окно; 13 — свеча зажигания.
особого внимания компактности и весу конструкции (фиг. 51). Эксцентриковый вал опирался на четыре широко расставленных подшипника скольжения. На таком же подшипнике был установлен и ротор. Имелось два противовеса, выполненных отдельно от маховика и закрепленных на эксцентриковом валу с помощью мелких эвольвентных шлицев и зажимных конусов. Таким же способом крепился и маховик.
Для литых деталей двигателя был применен серый чугун. Ротор изготовлялся или из деформируемого алюминиевого сплава, или из глобулярного чугуна. Выпускное окно располагалось так же, как и у РПД НСУ — на
Фиг. 52. Схема циркуляции охлаждающей жидкости через корпус и боковые стенки РПД RC-6 и температурного поля корпуса:
/—температурное поле; А — выход охлаждающей жидкости: Б — вход охлаждающей жидкости; / — впускное окно; 2 — выпускное окно; 3— свеча зажигания.
трохоидной поверхности корпуса, а впускное окно на-ходилось на одной из его крышек. Впоследствии были исследованы также модели с расположением впускных окон на обеих крышках корпуса и на его трохоидной поверхности.
Для компенсации характерного для РПД с планетарным движением ротора неравномерного подвода тепла НО
к различным зонам трохоидной йоверхности корпуса применено поперечное «многозаходное» движение охлаждающей жидкости через рубашку корпуса. Жидкость подводится к одной из крышек корпуса и направляется первоначально в два канала водяной рубашки, расположенных на наиболее горячей зоне корпуса параллельно образующим трохоидной поверхности (фиг. 52). Пройдя по этим каналам, жидкость попадает в выемку другой крышки корпуса, направляется в третий поперечный канал водяной рубашки корпуса и по нему возвращается в первую крышку. Совершив еще один поворот, жидкость попадает в распределительную полость второй крышки корпуса и поступает затем сразу в несколько поперечных каналов, омывающих «холодные» зоны корпуса. Пройдя последние, жидкость опять через первую крышку отводится к выходному патрубку системы охлаждения и затем в радиатор.
Для повышения интенсивности охлаждения горячих зон корпуса в прилегающих к ним полостях рубашки имеются часто расположенные радиальные ребра. Наличие ребер одновременно повышает жесткость наиболее нагруженных участков корпуса. Как видно из описания, жидкость движется около горячих зон с повышенной скоростью, что способствует интенсификации отвода тепла.
Ротор охлаждается смазочным маслом, подводящимся по радиальным каналам в эксцентрике из центрального канала эксцентрикового вала. Часть масла поступает при этом для смазки подшипника ротора, а часть — через кольцевую канавку в середине подшипника и соответствующие отверстия — во внутреннюю полость ротора.
В последней против каждого из выступов ротора вы-фрезерованы три группы охлаждающих ребер (фиг. 53). При помощи продольных углублений масло распределяется по всем междуреберным промежуткам и, проходя по ним, отводит тепло от ребер. Далее масло через входные отверстия поступает к кольцевым проточкам на концах подшипника ротора и из них отводится наружу. Выходные отверстия слегка дросселируют масло, поэтому внутренняя полость ротора всегда полностью заполнена маслом, что исключает возможность местных скоплений воздуха, затрудняющих отвод тепла.
141
Максимальный радиус междуреберных промежутков относительно невелик, что способствует уменьшению гидравлических потерь при прокачивании масла через внутреннюю полость ротора.
На первых РПД фирмы Кертис-Райт применялась система уплотнения рабочих отсеков, аналогичная применявшейся в то время фирмой НСУ. В дальнейшем для
Фиг. 53. Схема циркуляции охлаждающего масла через РПД RC-6:
1 — вход в центральный канал эксцентрикового вала; 2 — вход в ротор; 3 — выход из ротора.

повышения жесткости элементов системы уплотнения их относительные размеры были увеличены.
Для РПД фирмы Кертис-Райт вначале применялись стандартные холодные свечи зажигания, помещавшиеся в предкамерах, соединенных с рабочей 'полостью корпуса отверстиями диаметром 3 мм.
Прерыватель для размыкания цепи первичного тока приводился в действие от переднего конца эксцентрикового вала.
Как уже указывалось выше, фирма Кертис-Райт изготовила, начиная с 1958 г., около десяти опытных РПД RC-6 и провела на них 'большое количество исследований.
Скоростная характеристика РПД RC-6 с выпускным окном,
расположенным на боковой стенке корпуса, показана на фиг. 54. Как видно, при 5500 об/мин двигатель развил мощность свыше 73,55 кет (100 л. с.), имея минимальный удельный расход топлива 286 г/(кет* ч) [210 г/(л. с. ч)].
При расположении впускного окна в корпусе число оборотов эксцентрикового вала повысилось до 6500 в минуту и максимальная мощность возросла до 89,7 кет (122 л. с.). Величина максимального крутящего момента осталась неизменной, но переместилась в область более высоких чисел оборотов, что ухудшило тяговую характеристику двигателя. Минимальный удельный расход топлива возрос до 320 г/(квт*ч) [235 г/(л. с. ч.)].
142
Максимальное среднее эффективное давление у Двигателей обоих вариантов превысило 9 бар. Так же как и при 'испытаниях РПД ККМ-250 фирмы НСУ, при испытаниях РПД RC-6 наблюдался динамический наддув, благодаря чему величина коэффициента наполнения при некоторых числах оборотов 'получилась большей единицы.
При снятии регулировочной характеристики РПД RC-6 (п6= 4000 об/мин) максимальное среднее эффек-
RC-6 с впускным окном, расположенным на крышке корпуса (сплошные линии) и в корпусе (штриховые линии).
тивное давление было получено при коэффициенте избытка воздуха а = 0,92, а максимальная экономичность при а = 1,1.
В результате длительной исследовательской работы и подбора оптимальных регулировок к 1962 г. фирме удалось увеличить максимальную мощность двигателя RC-6 до 107 кет (145,8 л. с.) при 6500 об/мин, а максимальное среднее эффективное давление до 11,5 бар при 5000 об/мин и понизить минимальный удельный расход топлива до 278 г/(кет-ч) [205 гЦл.с.ч.)]. Двигатель устойчиво работает на холостом ходу при 350 об/мин, и в то же время минимальное число оборотов при работе
143
6 ШоЛностЬю открытой дроссельной заслонкой удавалось доводить до 400 в минуту.
Механический к. п. д. двигателя в диапазоне чисел оборотов 1000—5000 в минуту превышает 80%.
Минимальное пусковое число оборотов двигателя RC-6 после доводки его системы уплотнения было снижено до 200 в минуту, причем удавалось пускать холодный двигатель при температуре окружающего воздуха, равной — 20° С.
Двигатель неоднократно подвергался испытаниям на износоустойчивость и надежность. За время последнего испытания продолжительностью 1000 ч при числе оборотов, равном 90% номинальных, и среднем эффективном давлении 7 бар не было, по данным фирмы, сменено ни одной детали двигателя. Двигатель успешно прошел также 300-часовое испытание при р = 10 бар и п « = 5000 об/мин. Расход масла при этом был вполне сопоставим с расходом масла у современных поршневых двигателей на аналогичных режимах. Никакой добавки масла или других смазывающих присадок к топливу не производилось. По информации фирмы необходимость в добавке масла к топливу была устранена подбором соответствующих материалов для находящихся в пределах рабочих отсеков трущихся пар.
При наддуве РПД RC-6 до избыточного давления воздуха перед карбюратором, равного 150 мм рт. ст., номинальная мощность двигателя возросла на 30%.
В течение долгого времени одним из самых слабых мест РПД RC-6 была недостаточная стойкость свеч зажигания, быстро выходивших из строя из-за непрерывного перегрева. Применение холодных свечей зажигания с очень высоким калильным числом несколько замедлило эрозийное разрушение электродов, но одновременно повысило опасность их закоксования и замасливания. Применение дополнительных разрывов в цепи высокого напряжения оказалось недостаточно эффективным.
Выход был найден в разработанной фирмой Кертис-Райт системе конденсаторного зажигания. При этой системе напряжение между электродами возросло в 4 раза по сравнению с имеющимися у обычных автомобильных двигателей. Эго сделало систему менее чувствительной к отложениям нагара на электродах. При
144
конденсаторном зажигании между электродами свечи проскакивает более мощная, но менее затяжная искра, чем .при обычной системе зажигания. Это значительно уменьшает эрозию электродов и повышает срок службы свечей в особо тяжелых условиях работы.
По данным фирмы за время последних, испытаний РПД RC-6 на надежность не было сменено ни одной свечи зажигания. После 1000 ч работы при ре = 7 бар и числе оборотов, ра(вном 90% от номинальных, зазор между электродами свечи в случае применения конденсаторной системы зажигания возрос только до 0,38 мм.
Фиг. 55. Схема коидеисаториой системы зажигания:
J — полупроводниковый преобразователь тока; 2 — конденсатор; 3 — катушка зажигания; 4 — свеча зажигания;
5 — прерыватель.
Схема конденсаторной системы зажигания показана на фиг. 55. При замкнутом прерывателе первичный ток, подводимый от 12-вольтовой батареи и преобразованный в полупроводниковом трансформаторе в ток с напряжением 300—500 в, заряжает конденсатор. В момент размыкания прерывателя конденсатор разряжается через первичную обмотку катушки на массу и возбуждает в ее вторичной обмотке ток с указанным выше сверхвысоким напряжением.
Катушки, отдельные для каждой свечи, имеют малое число витков и сконструированы так, что необходимое напряжение на электродах развивается и при загрязненной свече. При всех испытаниях РПД фирмы Кертис-Райт стандартные распределители работали вполне удовлетворительно при числе искр до 10 тыс. в минуту.
Было установлено, что необходимое пробивное напряжение для свечи у РПД RC-6 значительно меньше, чем у современных американских V-образных поршневых двигателей, имеющих степень сжатия 10.
На базе опытных, лабораторных РПД RC-6 фирма разработала и построила серию двигателей, оборудован-
145
Фиг. 56. Одно- и двухсекционные РПД 1RC-6 и 2RC-6:
а — односекционный двигатель; б — двухсекционный двигатель; 1— ротор; 2 — передняя крышка корпуса; 5--картер вспомогательных агрегатов; 4--противовес: 5 — подшипник эксцентрикового вала; 6--водяной насос; 7 — корпус; 8 — неподвижная синхронизирующая шестерня; 9 — маховик-протнвовес, 10 — задняя крышка корпуса; //--средняя крышка корпуса; 12 — масляный насос; /3— генератор; /4 — стартер; /5 — распределитель; 16 — масляный фильтр.
Фиг. 57. Четырехсекционный РПД 4RC-6:
/ — ротор; 2 — сдвоенный впускной канал; 3 — впускная труба; 4 — передняя половина крышки корпуса; 5 — задняя половина крышки корпуса; 6 — картер вспомогательных агрегатов; 7 — распределитель; 8 — масляный насос; 9 — задний откачивающий насос; 10 — маховнк-противовес; 11 — подшипник эксцентрикового вала; 12 — корпус; 13 — передний откачивающий насос; 14 — выпускной канал; 15 — разрезная неподвижная шестерня и подшипник эксцентрикового вала; 16 — выпускная труба.
ных всеми агрегатами, необходимыми для работы в нормальных эксплуатационных условиях, и состоящих из одной, двух (фиг. 56) и четырех (фиг. 57) секций. Каждая секция имеет тот же рабочий объем и те же конструктивные особенности, что и РПД RC-6.
Передняя и задняя крышки у одно- и двухсекционного двигателей полностью унифицированы. Маховик одновременно выполняет функции заднего противовеса, для чего он имеет заданный дисбаланс.
Двухсекционный РПД развил мощность 160,3 кет (218 л. с.) при пв = 5000 об/мин, имея при этом удельный расход топлива 314 г/(кет*ч) [231 г/(л. с. «/.)]. Для
Фиг. 58. Изменение крутящего момента РПД мощностью 330 вт (450 л. с.) при одно-, двух- и четырехсекционном выполнении двигателя в зависимости от угла поворота эксцентрикового вала.
(450 л. с.) при одно-, двух- и
использования принципиальных преимуществ РПД в отношении компактности для них должны быть созданы специальные малогабаритные агрегаты и в первую очередь агрегаты электрооборудования, габариты и вес которых в настоящее время относительно велики.
На фиг. 58 показаны кривые изменения крутящего момента по углу поворота эксцентрикового вала у РПД мощностью примерно 330 кет четырехсекционном испол-
нении (соответственно кривые /, 2 и 5).
Как видно, у четырехсекционного РПД изменение крутящего момента отличается высокой плавностью. Это обстоятельство было «полностью подтверждено при стендовых испытаниях РПД с большим, чем одна, числом
секций.
Четырехсекционный двигатель 4RC-6 имеет эксцентриковый вал с повернутыми на 90° один относительно другого эксцентрика в соответствии с порядком работы секций 1—4—2—3. Возникающая при этом пара сил
инерции уравновешивается двумя противовесами на концах вала. Масло из внутренней полости эксцентрикового
148
вала подводится для смазки подшипников и охлаждения роторов. Корпусы коренных подшипников выполнены как одно целое с неподвижными синхронизирующими шестернями и для возможности осуществления сборки состоят из двух половин, стягиваемых болтами.
Охлаждающая жидкость подводится в каждую секцию параллельно при помощи наружной распределительной трубы. Выходящая охлаждающая жидкость проходит через рубашку -впускной трубы и обогревает ее, способствуя этим более равномерному распределению бензо-воздушной смеси по секциям при низкой температуре охлаждающего воздуха.
Фиг. 59. Внешний вид РПД 4RC-6 фирмы Кертис-Райт.
Масло из секции стекает в общую маслосборную тРубу, расположенную под двигателем, и затем откачивается двумя шестеренчатыми насосами (передним и задним) в масляный радиатор и бак.
Система зажигания у двигателя 4RC-6 конденсаторного типа с отдельными катушками для каждой свечи.
Внешний вид РПД 4RC-6 показан на фиг. 59. Двигатель имеет очень малую -высоту. Отмечается, что двигатель состоит из довольно большого числа корпусных деталей, стягиваемых вместе длинными шпильками, и, несмотря на это, при его сборке не возникает никаких серьезных трудностей.
При испытаниях на стенде двигатель 4RC-6 развил мощность 316,3 кет (430 л. с.) при 6500 об!мин и имел минимальный удельный расход топлива 310 г/ {кет* ч) [230 г!(л. с. </.)].
Для исследования влияния масштабного фактора на протекание рабочего процесса в РПД фирма Кертис-Райт спроектировала односекционный двигатель, все линейные размеры которого были увеличены в 3 раза по сравнению с размерами РПД RC-6, имеющего рабочий объем
149
0,983 л. В результате был построен РПД RC-19 с рабочим объемом 31,5 л, в основном геометрически подобный модели RC-6. Двигатель RC-19 имеет сдвоенные каналы для подвода бензо-воздушной смеси через окна в боковых стенках корпуса. Каждый из каналов питается из отдельного карбюратора с ручным управлением.
При полной нагрузке во время испытаний была замечена детонация (не наблюдавшаяся у двигателя RC-6), вследствие чего проектные показатели двигателя не бы
Фиг. 60. Внешний вид РПД с воздушным охлаждением (рабочий объем 0,070 л).
Фиг. 61. Температурное поле корпуса РПД с воздушным охлаждением:
1 — Ne = 0,735 кет (1 л. с.), пв = 1600 об/мин\ 2 — N е = 1,21 кет (1,65 л. с.), пв = 2400 об/мин} 3—Ne =2,43 кет (3,3 л. с.), п0= 4000 об/мин.
ли достигнуты. При числе оборотов вала 1525 в минуту двигатель развил мощность 585 кет (798 л. с.). Среднее эффективное давление при этом было равно 7,25 бар, а коэффициент наполнения 0,83. Удельный расход воздуха составлял 4,83 кг/ч на 1 кет (3,55 кг/ч на 1 л. с.), что при обычном стехиометрическом соотношении воздуха и бензина соответствует удельному расходу топлива около 327 г/(квт-ч) [240 г/ (л. с. «/.)].
Фирма ведет также работы над односекционным РПД с воздушным охлаждением, имеющим рабочий объем всего лишь 0,070 л (фиг. 60). Корпус двигателя снабжен соответствующим оребрением, через которое прогоняется воздух при помощи осевого вентилятора, выполненного как одно целое с маховиком. При п = 4000 об/мин 150
двигатель развил мощность 2,6 кет (3,5 л. с.}. Устойчивое число оборотов холостого хода равно (примерно 1000 в минуту. Имея пусковое число оборотов 500—600 в минуту, двигатель довольно легко пускается от руки.
На фиг. 61 показано температурное поле корпуса двигателя (на расстоянии 2,5 мм от трохоидной поверхности) при различных числах оборотов и нагрузках. Можно предполагать, что в результате соответствующего изменения системы оребрения корпуса и направления потока охлаждающего воздуха максимальная температура наиболее горячей зоны будет значительно понижена. При этом одновременно улучшатся мощностные показатели двигателя.
Особенности роторно-поршневых двигателей с планетарным движением ротора
Приведенные выше рабочие объемы отсеков разных РПД определены как разность между максимальным Утах И .минимальным ymin объемами одного рабочего отсека, т. е. Vh = Утах—Утш л. Эта разность определяет теоретическое количество бензо-воздушной смеси, поступившей в двигатель за один такт впуска, или за 3Д оборота эксцентрикового вала. За три оборота этого вала у односекционного РПД происходят три такта впуска, т. е. засасывается такое количество бензо-воздушной смеси, объем которой теоретически равен ЗУ/ti- За эти же три оборота трижды происходит воспламенение смеси, т. е. имеется аналогия с одноцилиндровым двухтактным поршневым двигателем, у которого на каждый оборот коленчатого вала приходится тоже одно воспламенение.
В то время как в одном рабочем отсеке РПД осуществляются воспламенение смеси и расширение продуктов сгорания, в двух других его отсеках происходят процессы газообмена, т. е. удаление отработавших газов и ввод свежего заряда/Здесь также может быть проведена аналогия с двухтактным поршневым двигателем, в кривошипной камере которого во время тактов сжатия и расширения осуществляются вспомогательные газообменные функции.
Таким образом, для определения среднего эффективного давления р у РПД, как уже указывалось выше,
151
можно пользоваться формулой двухтактного поршневого двигателя.
Если в качестве рабочего объема принять разниц/ между максимальным и минимальным объемами одного рабочего отсека РПД, то в формулу для мощности в качестве расчетной величины нужно подставлять число оборотов эксцентрикового вала. Если же в качестве рабочего объема принять указанную выше разницу объемов не одного, а всех трех рабочих отсеков, то нужно подставлять число оборотов ротора вокруг его собственной оси, т. е. величину в 3 раза меньшую, чем число оборотов эксцентрикового вала. Следовательно, в обоих случаях расчетная величина среднего эффективного давления получается одной и той же, и в этом отношении способ подсчета рабочего объема РПД безразличен.
Способ определения рабочего объема по существу безразличен и для потребителей РПД, так как для них имеют значения только такие внешние качества двигателя, как мощность, крутящий момент, расход топлива, вес, габариты, надежность работы, долговечность и т. д.„ а не всевозможные расчетные «внутренние» параметры и показатели.
Однако способ определения рабочего объема РПД не безразличен с формальной точки зрения, во-первых, при определении налога, которым должен облагаться владелец данного двигателя (во многих странах величина налога исчисляется по рабочему объему двигателя), и, во-вторых, при возможном участии автомобилей, мотоциклов и т. и., оборудованных РПД, в спортивных соревнованиях. Как известно, при таких соревнованиях машины разбивают на категории исходя из рабочего объема их двигателей, и, следовательно, неизбежно возникнет вопрос, в какой размерной категории может выступать автрмобиль или мотоцикл с данным РПД.
Вопрос этот являлся, начиная с середины 1961 г., предметом дискуссий на нескольких конгрессах международных федераций по мотоциклетному и автомобильному спорту. В результате было принято компромиссное решение условно считать номинальный рабочий объем РПД как сумму объемов двух отсеков. Если учитывать объем одного отсека, то величина номинального рабочего объема двигателя занижается, а при учете объема трех отсеков она явно завышается.
152
Для прикладного (а не спортивного) применения принятое решение о величине условного рабочего объема РПД (и соответственно о величине их условной литровой мощности) не имеет, как уже говорилось, ника
кого значения.
К числу специфических недостатков РПД часто относят наличие у них относительно большой длины уплотняемого контура и относительно высокой скорости
скольжения уплотнительных элементов по уплотняемым поверхностям.
На фиг. 62 показана суммарная длина уплотняемого контура РПД, имеющего рабочий объем 0;250 л и максимальный угол между осью радиальной лопатки и нормалью к действительной трохоиде бта^=35° (кривая 2). Там же для сравнения показана суммарная длина уплотняемого контура у обычного ПД с таким же рабочим объемом (кривая 3). Как видно, при угле бтах = 35° суммарная длина уплотняемого контура у РПДбольше, чем у ПД, всего лишь на
Фиг. 62. Зависимость суммарной длины L уплотняемого контура РПД ККМ-250 от угла а качения радиальных лопаток: (в сравнении с длиной уплотняемого контура ПД, имеющего рабочий объем Vh =0,125 л
и отношение р = 1).
35%. Если к уплотняемому контуру ПД отнести еще длину фасок клапанов [так как они тоже могут служить ис-
точниками нарушения герметичности рабочих отсеков (прямая /,)], то преимущества оказываются уже на стороне РПД.
На фиг. 63 показано изменение скоростей скольжения концов радиальных лопаток у РПД с рабочим объемом 0,250 л и поршневых колец у двигателя обычного тип<ъ с таким же рабочим объемом и отношением хода поршня к диаметру цилиндра, равным 1.
Наибольшую скорость скольжения радиальные лопатки у РПД имеют при прохождении концов большой оси трохоиды, равную в данном примере 20,4 м/сек. Наибольшая скорость скольжения поршневых колец достигает 17,5 м/сек, т. е. составляет 86% от скорости?
153-
Фиг. 63. Скорости скольжения уплотнительных элементов в РПД и ПД, имеющих одинаковые рабочие объемы (0,250 л) при п в = 5000 об/мин.
Фиг. 64. Зависимость давления конца сжатия рс и среднего эффективного ре и индикаторного р/ давлений от средней скорости скольжения ст ра-диальных уплотнительных лопаток.
скольжения лопаток у РПД. Такая относительно небольшая разница объясняется тем, что ротор у РПД вращается в 3 раза медленнее, чем эксцентриковый вал, т. е. совершает в данном случае всего 1660 об!мин вокруг своей оси.
Средняя скорость ст скольжения уплотнительных лопаток может служить важным параметром, характеризующим удельные показатели РПД, как это видно из фиг. 64.
Фиг. 65. Влияние средней скорости скольжения ст уплотнительных элементов ПД и РПД на среднее давление механических потерь
Рм. П‘
сплошные лннни — РПД; штриховые линии — ПД.
Снижение скорости скольжения приводит к уменьшению давления конца сжатия; вместе с тем при относительно. невысокой скорости скольжения удается достичь вполне удовлетворительных величин среднего эффективного давления.
Проведенное фирмой Кертис-Райт исследование РПД с различными рабочими объемами выявило увеличение среднего давления механических (потерь при уменьшении размеров двигателя (фиг. 65). Это определяется изменениями отношения поверхности рабочих полостей к их объему, отношения объема полостей к длине уплотняемого периметра, относительного веса ротора и, наконец, скоростей скольжения уплотнительных элементов.
Величины сил, действующих на уплотнительные лопатки РПД (рабочий объем 0,250 л) приведены на фиг. 66. Тангенциальные силы, возникающие из-за изме-155
нений направления окружной скорости вращения, воспринимаются боковыми поверхностями лопаток. Наибольшая величина тангенциальной силы достигает 14,2 н
(1,45 кГ). При прохождении лопатками участков трохоиды, соответствующих концам ее большой и малой осей, эти силы равны нулю. Центробежные силы достигают наибольшего значения (5,9 н или 0,6 кГ), когда
лопатки находятся на участке, соответствующем боль-
шой оси трохоиды. В области концов малой оси при на
личии седловины центробежные силы направлены внутрь
Фиг. 66. Силы, действующие на радиальные уплотнительные лопатки РПД ККМ-250 при пв « = 5000 об/мин (вес лопатки 4,7 г):
Т — тангенциальные силы, воспринимаемые боковыми поверхностями лопаток; R— радиальные силы ннерцнп, прижимающие лопатки к рабочей поверхности корпуса.
и достигают при этом 25,Ьн (0,26 кГ). Движение лопаток к центру ротора может быть устройство с помощью пружины,
Фиг. 67. Отношение суммарной поверхности FK камеры сгорания к ее рабочему объему Vk (поршень или ротор находится в в. м. т.) при разных- углах S качания лопаток и различных рабочих объемах УлЪ
сплошные линии — РПД; штриховая линия — ПД.
подложенной под лопатку. Как видно, силы, действующие на уплотнительные лопатки, являются сопоставимыми по своим величинам с силами, прижимающими поршневые кольца к цилиндрам в ПД.
На фиг. 67 показано изменение отношения поверхности FK камеры сгорания к ее объему VK у РПД (при различных углах 6 качания уплотнительных лопаток) и у обычного поршневого двигателя с таким же рабочим объемом (0,250 л) и отношением хода поршня к диа-156
метру цилиндра, равным единице. При угле Smax = 30° отношение площади поверхности камеры сгорания к ее объему у РПД всего лишь на 20% превышает аналогичное отношение у обычного поршневого двигателя.
По мере увеличения рабочего объема рассматриваемое отношение у РПД уменьшается, что показывает, что у больших РПД можно ожидать относительное уменьшение потерь тепла в охлаждающую среду.
Выше было отмечено, что у односекционного РПД воспламенение заряда происходит через каждые 360° поворота эксцентрикового вала, а продолжительность каждого такта соответствует повороту вала на 270°; поэтому кривая мгновенного значения крутящего (момента односекционного РПД совпадает не с аналогичной кривой одноцилиндрового двухтактного двигателя, работающего с таким же числом оборотов, как и РПД, а с кривой индикаторного крутящего момента четырехтактного двухцилиндрового двигателя, число оборотов коленчатого вала которого равно числу оборотов эксцентрикового вала РПД.
На номинальном режиме в связи с относительно высоким числом оборотов РПД меньшая степень равномерности его крутящего момента при односекционном исполнении не имеет существенного значения. Однако для обеспечения необходимой плавности вращения выходного вала односекционного РПД при умеренных скоростных режимах, а также для уменьшения устойчивого числа оборотов холостого хода и пускового числа оборотов требуется применение маховиков с увеличенным по сравнению с ПД моментом инерции. Это, несколько ухудшая приемистость двигателя, может затруднить применение односекционных РПД для транспортных целей. При упругой подвеске односекционного РПД к раме автомобиля недостаточная равномерность вращения вала при малом числе оборотов может вызвать появление нежелательных вибраций всего двигателя.
Газораспределение у РПД осуществляется при помощи окон, открываемых и закрываемых ротором. Такая -система аналогична золотниковому газораспределению, применяемому у некоторых поршневых двигателей, и также обеспечивает быстрое полное открытие и такое же быстрое закрытие газообменных окон. Благодаря этому так называемое время-сечение у РПД
157
получается значительно большим, чем у высокофорсированных поршневых двигателей с клапанным механизмом (фиг. 68).
Вследствие относительной неравномерности работы односекционных РПД в их впускных и выпускных трактах повышается интенсивность волновых процессов в потоках свежей смеси и отработавших газов. Амплитуда волн дополнительно усиливается резким открытием и закрытием газообменных окон, и при определенном числе оборотов возникает так называемый динамический наддув. Такой наддув в сочетании у РПД с большим время-сечением газообменной системы является причи-
Фиг. 68. Время-сечение газообменных органов у РПД типа ККМ (сплошные линии) и ПД (штриховые линии).
ной того, что у этих двигателей коэффициент наполнения иногда оказывается большим единицы, а среднее эффективное давление доходит до 10—11 бар.
Однако при пониженном числе оборотов чрезмерные пульсации во впускном трубопроводе затрудняют организацию карбюрации и способствуют выбрасыванию бензо-воздушной смеси в воздухоочиститель. Поэтому применение не прямоугольных, а круглых газообменных окон, обусловливающих более плавное изменение проходной площади по мере открытия (или закрытия) окна, улучшает показатели РПД в области низких чисел оборотов и уменьшает устойчивое число оборотов холостого хода.
158
Как ни дно из фиг. 31, при положении ротора, соответствующем концу такта выпуска и начала такта впуска, в одном из рабочих отсеков впускное и выпускное окна сообщаются через полость между корпусом и ротором, а также через выемку в роторе, образующую камеру сгорания. При высоком числе оборотов такое сообщение* аналогичное имеющемуся у обычных поршневых двигателей при так называемом перекрытии клапанов, может даже оказаться полезным.
При уменьшении угловой скорости ротора в результате сообщения впускного и выпускного окон несгоревшая бензо-воздушная смесь попадает в выпускную трубу или к этой смеси примешивается большое количество остаточных газов (в зависимости от соотношения давлений во впускном и выпускном трактах). И то и другое по 'Понятным .причинам отрицательно сказывается на показателях РПД, в первую очередь на его топливной экономичности.
Для уменьшения вероятности таких явлений впускные окна иногда располагают, как уже указывалось выше, не на трохоидной поверхности корпуса, а на одной из. его боковых стенок. Размеры окна при этом должны быть такими, чтобы не происходило хотя бы частичного перекрытия его маслосъемным кольцом, иначе во впускной канал будет попадать смазочное масло. Поэтому при .боковом расположении впускного окна размеры его получаются уменьшенными и наполнение двигателя, а-следовательно, и его максимальная мощность понижаются (см. фиг. 54), но топливная экономичность становится несколько выше. Наполнение можно улучшить, делая впускные окна на обеих стенках корпуса, что, однако, усложняет и утяжеляет двигатель.
При боковом расположении впускных окон сообщение их с выпускным окном полностью не устраняется* поэтому эффект от этого мероприятия не очень существенен.
Наличие относительно продолжительного сообщении впускного и выпускного трубопроводов отрицательно влияет на пусковые качества РПД.
Для устранения этого недостатка В. Фреде предложил (и запатентовал эту идею в ряде стран) снабжать РПД двумя впускными каналами: основным и дополнительным пусковым. Выходное окно последнего, имеющее
159
относительно небольшие размеры, располагается на одной из боковых стенок корпуса так, чтобы открытие его торцом ротора осуществлялось только после того, когда выпускное окно уже закрыто полностью или почти полностью. Пусковой канал питается соответственно обогащенной бензо-воздушной смесью от отдельного маленького карбюратора или от дополнительной пусковой секции основного карбюратора.
При пуске РПД, оборудованного таким устройством, дроссельная заслонка основного карбюратора полностью закрывается. После пуска и прогрева пусковая секция отключается, и двигатель переводится на питание от основного карбюратора.
Как известно, надежная работа поршневых колец у форсированных ПД в значительной мере обеспечивается, во-первых, дросселированием горячих газов в щели между зеркалом цилиндра и верхним поясом головки поршня, расположенным выше канавок для колец, во-вторых, вращением колец в канавках, уменьшающим опасность закоксовывания колец, и, в-третьих, наличием пространства относительно малого объема между кольцами и канавками. Последнее понижает скорость перетекания горячих газов из цилиндра через щели между торцами колец и боковыми стенками канавок и, следовательно, понижает нагрев колец.
У РПД условия работы уплотнительных элементов значительно менее благоприятны, так как радиальные уплотнительные лопатки соприкасаются с горячими газами без предварительного дросселирования последних, отсутствует продольное перемещение радиальных лопаток и торцовых планок в канавках ротора, пространство в канавках под уплотнительными элементами относительно велико из-за необходимости размещения ленточных пружин. Следовательно, количество газов, перетекающих из этого пространства в рабочие полости РПД и обратно, тоже является относительно очень большим. Все это увеличивает опасность закоксовывания уплотнительных элементов в канавках ротора и повышает требования к качеству смазочного масла, применяемого для РПД рассматриваемого типа.
Важным фактором для работы системы уплотнений РПД является разность давлений в смежных рабочих отсеках, характер изменения которой по углу поворота 160
ротора показан на фиг. 69. В одном из участков в начале зоны сгорания и расширения, расположенном за короткой осью трохоиды, разность давлений равна нулю. Следовательно, на этом участке можно расположить свечу зажигания, и это не приведет к перетеканию газов из одного отсека в другой через углубление в корпусе, в ко-
тором находятся электроды свечи Технология изготовления
деталей РПД не п-меет никаких особенностей, за исключением обработки трохоидной поверхности корпуса.
А
Рис. 70. Обработка рабочей поверхности корпуса РПД на шлифовально-копировальном станке.
Фиг. 69. Изменение разности давлений в соседних рабочих отсеках РПД ККМ-250 при пв -— 5000 об/мин и полной нагрузке А — свеча зажигания.
Для обработки этой поверхности фирма НСУ применяет шлифовально-копировальный станок (фиг. 70), круг которого во избежание проявления продольных неровностей имеет осевое перемещение. Копир для этого станка изготовляется в специальном шлифовальном приспособлении (фиг. 71), имеющем вращающийся стол, к которому крепятся обрабатываемый копир и шпиндель с резцовой головкой или камнем, смещенный относительно оси стола на величину эксцентрицитета РПД. Стол и шпиндель вращаются в одном направлении, но с разными числами оборотов, относящимися как 3 : 2, т. е. имеют такую же кинематическую связь, как внешний и внутренний роторы у РПД типа DKM.
Для контроля трохоидной поверхности применяется индикаторное приспособление (фиг. 72), головка которого совершает относительно проверяемой детали планетар* 161
ное движение. Возможно изготовление трохоидной поверхности методом обкатывания на станках для обработки зубьев шестерен. При чистовой обработке трохоидной поверхности на таких станках вместо режущего инструмента можно применять хонинговальный камень.
В дальнейшем для обработки трохоидной поверхности могут быть применены специальные копировальные стан-
ки, имеющие соответствующую кинематику, электро-шлифовальные станки с программным управлением
Фиг. 71. Приспособление для изготовления копира для шлифовально-копировального станка*
Фиг. 72. Приспособление для контроля рабочей поверхности корпуса РПД.
/ — вращающийся стол; 2 — изготовляемый копир; 3 — эксцентриковый вал, 4 — шлифовальный камень.
и т. п. Для предварительной обработки трохоидной поверхности может быть применена протяжка.
Точность изготовления основных деталей РПД не превышает требований второго класса.
Преимущества и недостатки роторно-поршневых двигателей с планетарным движением ротора
Как видно из изложенного выше, все построенные до настоящего времени РПД с планетарным движением ротора не вышли еще из экспериментальной стадии. Почти не имеется опыта продолжительной работы РПД в эксплуатационных условиях. Это затрудняет оценку преимуществ и недостатков РПД, так как нельзя с уверенностью разграничить их принципиальные недостатки и недостатки, определяемые пока недостаточной доверенностью этого двигателя нового вида.
162
Оценивать принципиальные 'преимущества и недостатки РПД с планетарным движением ротора можно, только сравнивая их с преимуществами и недостатками поршневых двигателей классического типа и газотурбинных двигателей. Такое сравнение тоже связано ic определенными трудностями, так как, с одной стороны, нельзя считать исчерпанными все возможности дальнейшего улучшения показателей автомобильных ПД, хотя последние и существуют уже около 100 лет, а с другой — потому, что автомобильные ГТД, подобно РПД, тоже не вышли еще из экспериментальной стадии.
Наличие резервов для дальнейшего усовершенствования показателей автомобильных ПД подтверждается, например, большими успехами, достигнутыми за последнее десятилетие в части повышения компактности таких двигателей путем расположения цилиндров в два ряда.
Несмотря на отмеченные трудности сравнительной оценки автомобильных ПД, ГТД и РПД, ее проведение позволит сделать хотя и предварительные, но все же достаточно определенные выводы.
В настоящее время к преимуществам РПД с планетарным движением ротора по сравнению с обычными ПД следует отнести: 1) меньшие габариты и удельный вес при равной мощности и использовании для изготовления деталей, одинаковых по стоимости и степени дефицитности материалов; 2) более простую конструкцию, особенно при односекционном исполнении, следствием чего является соответственно меньшая трудоемкость изготов* ления; 3) менее шумную работу, так как отсутствуют клапаны и поршни, перемещающиеся при каждом такте в поперечном направлении в пределах, допускаемых зазором между цилиндром и юбкой поршня; 4) меньшую вероятность появления детонационного сгорания при данной геометрической степени сжатия и применении воспламенения от искры.
Представление о преимуществах РПД с -планетарным движением ротора по компактности и простоте конструкции дают фиг. 73, а и б, на которых показаны габаритные размеры четырехцилиндрового ПД с рабочим объемом 1,6 л и двухсекционного РПД с рабочим объемом 2X0,4 = 0,8 л. При одном и том же числе оборотов вала (4000 об/мин) РПД развивает мощность 44,1 кет (60 л. с.), а ПД — ЗЗД кет (45 л. с.). В то же время РПД
1(53
-650
имеет почти в 2 раза меньшие габаритные длину и высоту.
При монтаже на двигатель таких агрегатов, как карбюратор с 1воздухоочистителем, распределитель зажигания, топливный насос, электрогенератор, стартер, масля-
ные фильтры и масляный радиатор, а также масляного бака, разница в габаритах РПД и ПД уменьшается, так как перечисленные агрегаты имеют относительно очень большие размеры, зависящие только от мощности двигателя, а не от его тццд,
164
Возможные преимущества в отношении длины и высоты двигателя еще больше уменьшатся, если сравнивать габариты двухсекционного РПД, оборудованного всеми необходимыми (вспомогательными агрегатами, с габаритами четырехцилиндрового ПД, имеющего V-образное двухрядное расположение цилиндров. Однако и при этом преимущества РПД по компактности продолжают оставаться довольно заметными.
По мере увеличения мощности и рабочего объема двигателя относительное влияние вспомогательных агрегатов на габариты двигателя уменьшается.
Необходимо отметить, что ©опрос о чрезмерно больших габаритах вспомогательных агрегатов современных двигателей внутреннего сгорания (в первую очередь автотракторных) уже неоднократно ставился, и можно ожидать, что по мере дальнейшего развития соответствующих отраслей техники эти габариты удастся существенно уменьшить. Следует указать также, что для машин, для которых проблема компактности силовой установки особенно важна (например, автобусы), начинают выделять части вспомогательных агрегатов в отдельные агрегатные узлы, монтируемые вне двигателя. Вследствие этого достигается более удобное размещение этих агрегатов в свободных местах машины и устраняется их отрицательное влияние на габариты самого двигателя.
Весовые преимущества РПД пока точно оценить достаточно трудно. Приведенные выше веса относятся к упрощенным лабораторным образцам РПД, не имевшим ряда элементов, необходимых для работы их в эксплуатационных условиях, и к образцам, обладающим пока еще недостаточной долговечностью.
Удельный вес ПД автомобиля «Запорожец» с рабочим объемом 0,748 л, корпусные детали которого отлиты из легких 'Сплавов, равен 3,95 кг]квт (2,9 кг)л. с.). Удельный вес ПД автомобиля «Москвичи-407» с рабочим объемом 1,36 л, имеющего чугунные корпусные детали, равен 4,35 кв]квт (3,2 ка/л. с.).
Удельный вес V-образных восьмицилиндрозых ПД современных американских легковых автомобилей, имеющих рабочий объем 5,5—6,5 л, доходит до 1,36 кг/квт (1 ка/л. с.). В то же©ремя, по данным фирмы НСУ, односекционный РПД ККМ-400, развивающий мощность 36J7 кет (50 д. с.), имеет вес 2? /?а, т. е. удельный вес его |65
равен 0,625 кг/квт (0,46 кг/л. с.). Даже предполагая, что фирма НСУ 'Назвала ради рекламных соображений в 2 раза меньшую цифру веса, чем имеющаяся в действительности (в данных по весу не указано, при какой комплектации вспомогательными агрегатами производилось взвешивание), все же приходится признать наличие у РПД существенного преимущества перед ПД по рассматриваемому показателю.
Ориентировочно можно считать, что при применении материалов одинаковой стоимости и при однаковом моторесурсе РПД будут легче равных им по мощности поршневых двигателей с кривошипно-шатунным механизмом не менее чем на 30—40%.
Меньшая трудоемкость изготовления РПД определяется, во-первых, тем, что у них отсутствуют довольно многочисленные детали газораспределительного механизма и относительно сложные головки цилиндров, и, во-вторых, меньшим числом сопряженных трущихся пар и подшипников в основном силовом механизме (даже при сравнении двухсекционного РПД с четырехцилиндровым ПД, не говоря уже о шестицилиндровом ПД) и соответственно меньшим числом поверхностей, требующих высокой точности обработки.
Пониженную склонность РПД к детонации можно объяснить, по-видимому, тем, что в камере сгорания нет раскаленных головок выпускных клапанов и электродов свечи зажигания (последняя находится в отдельной предкамере, сообщающейся с основной рабочей полостью только через отверстие малого диаметра), и эффективным охлаждением ротора проточным маслом. Можно ожидать, что эти конструктивные особенности РПД облегчат в дальнейшем применение для них наддува.
Говоря о недостатках РПД с планетарным движением ротора, необходимо прежде всего отметить, что в этих двигателях неполностью устранены инерционные нагрузки на звенья силового механизма, что являлось одной из основных задач при создании роторных двигателей взамен двигателей с поступательно-возвратным движением поршней. При вращении ротора вокруг оси эксцентрикового вала появляется центробежная сила, нагружающая подшипник ротора и, следовательно, ограничивающая в определенных пределах допустимую быстроходность двигателя, 166
Кроме того, быстроходность РПД рассматриваемого типа (В связи с наличием у него контактного уплотнения рабочих полостей ограничивается также и максимально допустимой скоростью скольжения уплотняющих элементов по соответствующим неподвижным поверхностям. Эти предельные скорости скольжения уплотняющих элементов РПД и поршневых колец ПД (при изготовлении их из одинаковых материалов) оказываются близкими по >величине, поэтому у РПД с планетарным движением ротора нет существенных преимуществ перед ПД в отношении допустимой быстроходности.
Разница заключается лишь в том, что предельно допустимый уровень быстроходности достигается у РПД при несколько более высоком числе оборотов вала, чем у ПД (так как эксцентрицитет у РПД обычно значительно меньше радиуса кривошипа у ПД).
Как указано выше, у первых РПД НСУ-Ванкель число оборотов эксцентрикового 'вала доходило до 12 000— 17 000 в минуту. Однако повышенные инерционные нагрузки на роторный подшипник и высокие скорости скольжения уплотнительных элементов заставили конструкторов понизить номинальные числа оборотов эксцентрикового вала РПД до 5000—7000 в минуту. Тем не менее и при таких числах оборотов отмеченные выше преимущества РПД по сравнению с ПД одинаковой мощности продолжают сохраняться в отношении компактности и веса.
Наименее удовлетворительным элементом РПД рассматриваемого типа является система уплотнений, которая работает в очень тяжелых условиях (уплотнительные элементы находятся под непосредственным (воздействием горячих газов и не имеют сколько-нибудь значительных перемещений в канавках ротора, подобных, например, вращению колец в канавках поршня), имеет относительно большую длину уплотняемого контура и большое число стыков между уплотняющими элементами (что повышает вероятность нарушения герметичности рабочих отсеков двигателя) и состоит лишь из одиночных уплотняющих элементов (в отличие от ПД, на поршнях которых всегда устанавливается не менее двух компрессионных колец). Вследствие этого уменьшаются надежность работы и долговечность системы уплотнений РПД, и для смазки РПД необходимо применение высококачествен-
167
ных смазочных масел, иначе трудно избежать закоксо-вания уплотнительных элементов »в канавках ротора. Специфическим недостатком РПД с планетарным движением ротора является регулярный отрыв на некоторых режимах радиальных уплотнительных лопаток от трохоидной поверхности на наиболее горячих участках корпуса, При последующем возвращении лопатки в нормальное рабочее положение происходит удар ее о трохоидную поверхность, что вызывает на последней появление поперечных борозд. Этот недостаток, по-видимому, может быть устранен, но при этом несколько усложнится конструкция РПД и соответственно повысится трудоемкость его изготовления.
Другим недостатком РПД с планетарным движением ротора является ограниченная возможность выбора конфигурации камеры сгорания. Это затрудняет организацию внутри камеры сгорания воздушных вихрей, необходимых для обеспечения эффективного смесеобразования, что особенно важно, например, при воспламенении ст сжатия. Данный недостаток в сочетании с относительно повышенными потерями на трение в системе уплотнения обусловливает более низкую топливную экономичность РПД, чем у ПД при той же степени сжатия.
К числу органических недостатков РПД рассматриваемого типа следует отнести наличие в их рабочих отсеках трущихся пар, непосредственно соприкасающихся некоторое время с раскаленными продуктами сгорания. Эффективная смазка этих пар является трудной задачей. Подводимое к ним масло неизбежно сгорает или выкидывается вместе с отработавшими газами, вследствие чего возрастает расход масла, увеличивается нагаро-образование в камере сгорания и повышается вероятность появления дымного выпуска.
Наличие смазочного масла на трохоидной поверхности корпуса создает опасность выхода из строя свечи зажигания из-за замасливания ее электродов и, кроме того, прилипания к этой поверхности частиц пыли, центрифугируемой из засасываемого в двигатель воздуха. По данным фирмы Кертис-Райт, рассматриваемый недостаток РПД может быть устранен соответствующим подбором материалов трущихся пар, которые не надо смазывать.
Комплектование РПД с планетарным движением ротора из нескольких секций осуществить значительно Ж
труднее, чем увеличить число цилиндров у ПД. Эти трудности заключаются в обеспечении возможности установки на место промежуточных стенок и -неподвижных синхронизирующих шестерен средних секций при неразрезном эксцентриковом вале и в отмеченной выше сложности увеличения диаметра опорных шеек эксцентрикового вала (из-за необходимости пропуска их через центральные отверстия в ступицах неподвижных сихронизирующих шестерен). В то же время односекционные РПД имеют относительно меньшую равномерность крутящего момента и повышенную амплитуду пульсации давления рабочей смеси во впускном тракте.
Последнее обстоятельство в сочетании с наличием у РПД довольно продолжительного сообщения впускных и выпускных окон понижает устойчивость работы РПД при малых числах оборотов и ухудшает его пусковые качества.
В определенных пределах эти недостатки могут быть устранены увеличением момента инерции маховика и применением добавочных впускных окон для подвода через них горючей смеси во время пуска двигателя и при работе его с пониженным числом оборотов.
К особенностям РПД следует отнести наличие у него зон с различной температурой, что способствует появлению неравномерных термических деформаций корпуса, и высокую тепловую нагрузку свечи зажигания. Чтобы избежать этого, применяют направленную систему охлаждения и конденсаторное зажигание, что, однако, связано с усложнением конструкции двигателя.
Недостатком РПД в случае применения его на автомобиле является слишком низкое расположение корпуса двигателя относительно оси эксцентрикового вала, что ухудшает проходимость автомобиля и не позволяет располагать в нижней части двигателя маслосборник с необходимым запасом масла. Поэтому в отношении общей компоновки автомобиля ПД, у которых блок и другие детали силового механизма могут быть размещены над осью коленчатого вала, имеют бесспорные преимущества-
Применение для РПД цикла с воспламенением от сжатия затрудняется сложностью организации в его рабочих отсеках достаточно совершенного смесеобразования при впрыске топлива в .конце такта сжатия.
Прямоугольная конфигурация этих отсеков почти исключает возможность создания в них устойчивых воз-2049	169
душных вихрей. Вспомогательные смесеобразующие полости типа предкамер или вихревых камер не могут быть применены, так как их соединительные каналы имеют относительно большой диаметр, что недопустимо при расположении их на трохоидной поверхности. Выбор места расположения выходных отверстий вспомогательных полостей, которое было бы оптимальным для различных скоростных и нагрузочных режимов, весьма затруднителен.
Высокие давления газов при цикле с воспламенением от сжатия еще более затрудняют осуществление необходимого уплотнения рабочих отсеков и обеспечение требуемой прочности и жесткости эксцентрикового вала.
Сравнивая РПД с наиболее совершенными по комплексу всех показателей ГДТ (Форд-704 и Дженерал Моторе GT-305), можно отметить, что они почти одинаковы по удельным весам (1,345—1,630 кг/квт или 0.99— 1,20 кг/л. с.), компактности конструкции или удельному объему, по надежности действия и по достигнутым моторесурсу (1000 ч) и минимальному удельному расходу топлива [290—305 г1(квт-ч) или 212—225 г/(л. с. ^.)].
По стоимости и недифицитности материалов, применяемых для изготовления основных деталей, РПД имеют значительное преимущество по сравнению с ГТД. Основные детали РПД изготовляются из чугуна, низколегированных сталей и алюминиевых сплавов, для деталей же ГТД (роторы турбин, лопатки направляющих аппаратов, камеры сгорания и т. д.) необходимы дорогие жаростойкие сплавы с высоким содержанием таких дефицитных компонентов, как никель, кобальт и т. п.
Несомненны преимущества РПД перед ГТД по суммарной трудоемкости изготовления. Конструкция ГТД после введения теплообменников, регулируемых элементов проточной части и многокаскадных схем промежуточного охлаждения воздуха значительно усложнилась. Наличие высокооборотных роторов и сильно нагруженных зубчатых передач требует не только особо точного изготовления, но и сложных методов контроля качества. По американским данным [14], трудоемкость изготовления современных автомобильных ГТД в 2 раза превышает трудоемкость изготовления равных им по мощности ПД. По этим данным трудоемкость изготовления РПД в 2 раза меньше, чем ПД.
170
РПД менее опасны в эксплуатации (так же как и ПД), чем ГТД. Поломки деталей РПД и ПД приводят только к остановке двигателя (за крайне редким исключением). Наличие у ГТД деталей, вращающихся с числом оборотов 50 000—60 000 в минуту, может вызвать при поломках полное разрушение двигателя с катастрофическими последствиями.
Роторно-поршневые двигатели, так же как и ПД, уступают ГТД по легкости пуска -при низкой температуре окружающего воздуха и по необходимой продолжительности прогрева после пуска. Кроме того, к топливу, применяемому для РПД, предъявляются более высокие требования в отношении физико-химических свойств. Однако эти качества двигателей имеют значение лишь в определен ых климатических или эксплуатационных условиях и не играют большой роли для автомобильного транспорта.
Путем некоторого усложнения конструкции РПД и ПД, предназначаемых для применения © особых условиях, их можно сделать многотопливными, резко улучшить пусковые качества и сократить время их прогрева.
Протекание кривой крутящего момента у РПД и у ПД менее благоприятно, чем у ГТД (коэффициент приспособляемости у ГТД доходит до 2, в ю время как у лучших в этом отношении ПД он достигает лишь 1,2—1,3). Это позволяет применять для автомобилей, оборудованных ГТД, более простые и дешевые коробки передач и реже пользоваться ими.
Для компенсации менее благоприятного протекания у РПД и ПД тяговой характеристики можно применять автоматическую трансмиссию. Однако для ПД это ограничивается высокой стоимостью такой трансмиссии. Для относительно дешевых РПД применение ее может быть экономически целесообразно, так как суммарная стоимость автоматической трансмиссии и РПД может не превысить допустимого предела.
РПД и ПД имеют значительно более высокий расход смазочного масла, чем ГТД, стоимость которого в балансе эксплуатационных расходов современных автомобилей относительно невелика. Для силовых установок с РПД и ПД, имеющих жидкостное охлаждение, необходимы громоздкие радиаторы, которые не требуются для ГТД. Применение для РПД и ПД воздушного охлаждения устраняет необходимость установки радиатора.
171
* * *
Подводя итоги, можно утверждать, что при сравнении РПД с ГТД последние при настоящем состоянии их развития не имеют решающих преимуществ, хотя экспериментально-конструкторские работы по автомобильным ГТД ведутся около 15 лет, а по РПД всего 3—4 года.
Перспективы практического применения РПД с планетарным движением ротора почти полностью определяются тем, насколько успешно удастся в будущем решить проблему долговечности их элементов уплотнения и рабочих поверхностей корпуса.
В первую очередь следует ожидать внедрения РПД на дешевых легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой грузоподъемности, для которых низкая стоимость, компактность и малый вес двигателя особенно важны.
Удельные показатели компактности и веса РПД достигают оптимума при мощности одного отсека 45— 60 кет (60—80 л. с.). При более высоких мощностях, необходимых для автомобилей других категорий, целесообразен переход от односекционного исполнения к многосекционному, что уменьшает преимущества РПД в отношении простоты конструкции.
Широкое применение РПД на автомобилях средней и большой грузоподъемности возможно лишь тогда, когда они по надежности действия, долговечности и топливной экономичности приблизятся к современным ПД с воспламенением от сжатия (дизелей).
Топливная экономичность ГТД, а также удельные показатели их компактности и веса тем выше, чем выше их мощность. Поэтому трудно сейчас определить, какой из двигателей (РПД или ГТД) будет преимущественно применяться в тех областях автомобильной техники, для которых требуются двигатели особо большой мощности
Дальнейшие работы по РПД с планетарным движением ротора должны быть в первую очередь направлены на повышение износоустойчивости и долговечности систем уплотнения и рабочих поверхностей корпуса, а также на улучшение топливной экономичности двигателей.
Наряду с этим не следует исключать возможность создания других более совершенных схем РПД и систем уплотнения рабочих отсеков.
ПРИЛОЖЕНИЕ
ОСНОВНЫЕ РАСЧЕТНЫЕ УРАВНЕНИЯ ДЛЯ РОТОРНО-ПОРШНЕВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ С ПЛАНЕТАРНЫМ ДВИЖЕНИЕМ РОТОРОВ И ТРОХОИДНЫМ ПРОФИЛЕМ КОРПУСОВ
Обозначения основных геометрических параметров (см. фиг. 22):
г
г —' радиус производящего круга; R — радиус обкатываемого круга; т =	— модуль; е = г — R —
— е 1
экцентрицитет; е = — = 1 — ~ —
— Гр относительный эксцентрицитет; гТ — радиус образующей точки производящего круга; гТ =—:	от"
иосительный радиус образующей точки производящего круга; гу — радиус закругления радиальных элементов уплотнения; ~Гу—Г——относительный радиус закругления радиальных элементов уплот-
нения; 1р — длина ротора;
ТР~
-Е — относительная длина ротора; —параметрический угол между
радиусом-вектором образующей точки и осью 001 водила.
№ строки	Определяемый параметр	Общие расчетные уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохондиым профилем корпуса
1	У^ол между радиусом-вектором производящей точки и осью х чр	= l)v; =	II -0 "Q II
2	Угол между осью водила OOi и осью х (уго'л поворота вала)	е	_ Ct «Г II 9? ЕН СО |СМ II ЕН
Продолжение приложения
№ строки	Определяемый параметр	Общие расчетные уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидным профилем корпуса
3	Большая ось профиля корпуса А	A = 2r (гт + 1	rj = = 2г (~гт + ё+'гу)	Л = 2г ( г г + з +
4	Малая ось профиля корпуса В	В = 2г(ёт-\+1-+-г^ = = 2г (7т-ё+7у)	1 + — loo 1 1 	' CN II CQ
5	Наибольший поперечный раз-мер корпуса Втах	Bmax= 2r 1	sinm 1 Ш ] arc cos у 2 у + sin Г (Х-ёт\ 1 - ) [arccos^ 2 / (m — 1J + ry (	(	3	/	- X Isin 2ars cos 0 — гт) ^max 2г |	з + rT sin [arc cos (1 — rr) 0,25] + ry]
6	Первый параметр формы профиля корпуса Фх	Л ( гт + е+ ry)	1 _ гт+з+ГУ 1 _ 1-гт - з + ry
Продолжение приложения
№ строки	Определяемый параметр	Общие расчетные уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидным профилем корпуса
7	Второй параметр формы про-	ф2=£^	3	/	~ х sin у arc cos (1 — rT) 0,5 + (f)n ~		
	филя корпуса Ф2	В	2	'	_• "i ” rT — 3 + ry 4- rr sin [arc cos (1 — rr) 0,25] 4- ry 1 rT — 3 + ry
8	Теоретические координаты		Z1 3	, -	? \
а	трохоидного профиля: хт Ут	хт = cos tn у + rT cos (tn — 1) ср j = = Г ( £ COS + г т cos <Рр j ут = rfe sin m<p + rT sin (tn — 1)	= = r (e sin + rT sin ?p) \	e	'	= r lg- cos j у 4- rT cos = = r^cos3?>p4-7r cos /1	3	-	, ф\ yT = Г 13- sin 2 ? + rT Sln ~2 1 /1 _ \ = r (3- srn 3?p + rT sin
Продолжение приложения
№ строки
Определяемый параметр
Общие расчетные уравнения
Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидиым профилем корпуса
9
Действительные координаты профиля-эквидистанты и эпитрохоиды: хд
d = r cos 3?p + rT cos +
+ 7 cos 3yp + ~rT cos fp
|/" 1 + 7|+ 2rrcos2yp
Уд
Уд~г
_ о _
e sin ~ + rrsin (m — 1) ?+
sin^> , “ • + rT sin
_____e______________
|/l+7r + 27r cos-^
Уд = 4з s>n + rT sin + + r sin 3yp+7r sin?p_____
|/" 1 + rr + 2^г cos2yp 1
Продолжения приложения
У
№ строки•	Определяемый параметр	Общие расчетные уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидиым профилем корпуса		
10	Теоретический радиус боковой стороны ротора гб	—	г =r[r-Z- + L1 6	(4	3 '2	1 —	
			— sin (30° + ₽) + ! 7г1^+7усо3(30’+₽)2		
			' 4 -	„	2 т т 0,25 — т + г 1	о	у у 	I	0,5 X	
			X [1 — sin (30° +	₽)] 30°	
			jj 	 aJLOlU	1	—		—	 1 -f- г у -f- 2r ycos 30°		
					
11	Угол между нормалью контура профиля корпуса и радиусом образующей точки 6	6 = arc sin (sin у: у 1 + гт + cos т);	6 х = arc sin — 1	f	UldA	~ \	I	rT			
Продолжение приложения
00
№ строки	Определяемый параметр	Общие расчетные.' уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидным профилем корпуса
12	Минимальная толщина радиального элемента уплотнения Ьу	II to	г
13	Рабочий объем одного отсека между одной из боковых сторон ротора и корпусом	vh = 4r3 lprT (tn — 1) sin rau 1-fJ#^ L \ rT}\	Vh= \,73гЧругт + ~гу)
14	Радиус кривизны поверхности корпуса рд	(tn — 1) (1 +	+ tn + г? (tn — 1) + + 2rT cos	- + ry rT(2tn — 1) cos у	1 + Гт +	COS ф)8/г Ра = г 			=7—— + [2(1,5^ 0,5г£ + 2rycos + rf/]
15	Длина контура профиля So	S0 = 2r(m —1) (1 +7r+7y) X x	1 — £2sin2/d/ = 2r(m—1)X о	x (1 + 7r-|-7^) E	So = г (1 4“ гт'4- Гу) rjifi Е = 2,335 при 7Г = 2,5 и Ё= 2,3 при гт = 2,15
Продолжение приложения
№ с троки	Определяемый параметр	Общие расчетные уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидиым профилем корпуса
16	Средняя арифметическая за цикл скорость скольжения радиальных элементов уплотнения	относительно корпуса ста	= пг(гт + гу)пр та	’ 30 ’	
17	Средняя за цикл скорость скольжения радиальных элементов уплотнения ст	60So* %	
18	Скалярная величина вектора абсолютного ускорения образующих точек производящего круга fa		
		h — ^рг J/ гп+ +-^2^ cos	/х = ®рг ]/ ''п + 9 + 6 ГТ1 cos ?**
* Лр — число оборотов ротора в минуту.
♦*	— текущее значение радиуса г ?
Продолжение приложения
№ строки	Определяемый параметр	Общие расчетные уравнения	Расчетные уравнения для ротора с тремя сторонами и эпитрохоидным профилем корпуса
19	Составляющая абсолютного ускорения по направлению образующего радиуса jpi	/COS	\ -	+ rTi\	/р = Гй>Р (3cos<f>+ 7Т()
20	Наибольшая степень сжатия шах	__ h max emax — у Vh min	—
21	Эффективная мощность Ne	N='_L±-!a.c.; e	440 N —	кет ‘	600	е	600
• пе — число оборотов вала в минуту.
СПИСОК ПАТЕНТОВ И АВТОРСКИХ СВИДЕТЕЛЬСТВ, НА КОТОРЫЕ ЕСТЬ ССЫЛКИ В ТЕКСТЕ
Автор	Страна	Дата заявки	№ свидетельства или патента	Класс» подкласс, группа
Борковский К. Ф.	СССР	6/II 1925 г.	2364	46а5  1
Фролов В. Т.	СССР	14/11 1928 г.	26152	46а5 • 7
		27/VIII		
Маслов В. В.	СССР	1934 г.	47501	46а5 • 710
		24/VII		
Киселев Г. А.	СССР	1948 г.	85075	46а5 • 510
Федоров А. П. и				
Парри П. И	СССР	1/Ш 1926 г.	4665	46а5 • 2
Кропачев П. А.	СССР	11/IV 1934 г.	49635	46а5 • 1
Пельцер А. И.	СССР	7/III 1960 г.	131592	46а5 • 1
		22/VIII		
Максимов М. В.	СССР	1930 г.	31705	46а5 • 2
		10/VII		
Полянский Е. А.	СССР	1946 г.	74598	46а5 • 8
Индриксон Г, П.	СССР	2/VII 1946 г.	69427	46а5 • 8
		14/VII		
Кузько Ю. П.	СССР	1949 г.	85437	46а5 • 8
Майлар (Maillard)	Франция	1943 г.	583035	—
Ру жидкий Г.	Польша	—	99456	—
Applton С.	США	14/11 1939 г.	2146877	123
Baylin S.	США	12/IV 1949 г.	2466759	123
Paschke G. D.	ФРГ	31/X 1956 г.	951600	46а5 - 9
Wankel F.	ФРГ	28/VIII		
		1960 г.	1074912	46а5.9
Wankel F.	ФРГ	5/Х 1962 г.	Ы02476	46а5. 9
Wankel F.	Франция	12/IX 1958 г.	1-222*462	F-026
Wankel F.	Франция	14/IV 1960 г.	1250436	F-026
Wood A. H.	США	27/IV 1937 г.	2-078887	123
Hammers E. E.	США	21IVI 1938 г.	2121660	123
ЛИТЕРАТУРА:
1.	Бениович В. С. иГостев В. Б. Определение парамет-тров роторно-поршневого двигателя. Вып. 139. НАМИ, М., 1961.
2.	ВукаловичМ. П. и Новиков И. И. Техническая термодинамика. М., Госэнергоиздат, 1955.
3.	Дейч М. Е.» Техническая газодинамика. М., Госэнергоиздат. 1961.
4.	Идельчик И. Е. Справочник по гидравлическим сопротивлениям. М., Госэнергоиздат, 1961.
181
5.	К в а с е н к о-Н и л о в В М. Геометрические отношения роторного ДВС. — «Известия АН СССР» (ОТН. Энергетика и автоматика), 1961, № 3.
6	Л и тв ии Ф. Л. Теория зубчатых передач. М., Физматгиз, 1960.
7.	Р о г у с-П о л ь с к и й. Ротативный двигатель. — «За рулем», 1961, № 12.
8.	Савелов А. А. Плоские кривые. М., Физматгиз, 1960.
9.	Чистозвоиов С. Б. Роторный двигатель внутреннего сгорания. — «Вестник НТО СССР», 1960, № 9.
10.	Ч и с т о з в о н о в С. Б. и Хании Н. С. Проблема роторных автомобильных двигателей. — «Автомобильная промышленность», 1961, № 2.
11.	Шварц А. М. Изобретающим роторные двигатели. — «Изобретатель и рационализатор», 1961, № 7.
12.	Be п tele М. New Rotatings Cembistion Engines by Curtiss-Wricht. — «SAE», 1961, v. 69, N 5,
13.	В an tele M. Weitrrenwicklung von Rotationsverbennungs Motoren bei Curtiss-Wricht. — «MTZ», 1962, H. 9.
14.	Callahan Y. M. U. S. Markers eye Wankel Engine — «Automotive News», 1962, v. 284, N. 3865.
15	Caratti D. 11 Motore Rotante Wankel.— «Auto Italiano», 1961, t 42.
16.	W an kel F., F г о e d e W. Bauart und Gegenwartiger Entwicklungs stand einer Trochoiden rotationskolbenmaschine. — «MTZ», 1960, H 2.
17.	Froede W. Entwicklungsarbeiten an Dreh und Kreiskolben Maschinen als Verbennungsmotoren. — «VDI Zeitschruft», 1960, March 2.
18.	F г о e d e W. Rreiskolbenmotoren Bauart NSU-Wankel. — «MTZ». 1961, H. 1.
19.	Her ley C. W. Rotating Combustion Engine, — «SAE», 1960, N 6.
20.	Huber E. W. Rotations Kolben-maschinen als Verbennungsmotoren.— «ATZ», 1960, N 3.
21.	Huber E. W. Thermodynamische an der Verbrennungs-moto-ren. •— «VDY Zeitschrift», 1960. March 2.
22.	Huf F. Hustorique des mashines a piston rotatif. — «Revue Automobile», H. 16. 1961, N 49.
23.	Innovation in Engine Principles. — «The Oil Engine and Gas Turbine», June, 1961.
24.	Mackerle I. Prispevek k resenirozvodu s krouzivym piston. — «Automobil», 1962, N 49.
25.	Mundy H. Wankel Rotary Expansion Engine. — «The Autocar», H. 19 1960.
26.	Trochoidal Theorem. — «The Autocar», 4 Dec. 1959.
27.	Froede W. Ausziige aus neueren Entwicklungsarbeiten am Kreiskolbenmotor Bauart NSU-Wankel. — «MTZ», April, 1963.
28.	Zowrey J. The Wankels are Coming. — «The Motor», May 1, 1963.
СОДЕ РЖАНИ Е
Предисловие ............................................... 3
Основные сокращения и обозначения..................... 6
Развитие автомобильных тепловых двигателей............ 7
Основные разновидности ротор но-порш невых двигателей	...	18
Показатели совершенства роторно-поршневых двигателей	19
Классификация изобретений в области роторно-поршневых двигателей..................................... 22
Схемы двигателей с вращательно-возвратным движением поршней............................................ 25
Схемы двигателей с несколькими поршнями, движущимися неравномерно в замкнутой рабочей полости........... 30
Схемы двигателей с заслонками, скользящими в пазах ротора............................................. 33
Схемы двигателей с заслонками, скользящими в пазах корпуса............................................ 38
Схемы двигателей с непрерывным вращением звеньев при постоянной относительной угловой скорости ...	41
Схемы двигателей с планетарным абсолютным или относительным движением роторов........................ 46
Схемы двигателей с жидкостным кольцом............... 48
Схемы двигателей внешнего сгорания...................49
Сравнение совершенства различных роторно-поршневых двигателей......................................... 51
Элементы рабочего процесса роторно-порш невых двигателей с зубчатым зацеплением ротора........................ 54
Параметры напряженности рабочего процесса и внешние показатели........................................ 54
Особенности геометрии и кинематики зацепления механизма роторно-поршневых двигателей с зубчатым зацеплением роторов................................ 63
Элементы рабочих процессов в системах уплотнений отсеков........................................ 90
Фазы газораспределения.............................. 97
Выбор геометрических размеров двигателей с контактными системами уплотнений отсеков.................. 98
Современные роторно-поршневые двигатели с планетарным движением ротора........................................100
Развитие роторно-поршневых двигателей с планетарным движением ротора...................................100
18а
Устройство и принцип действия роторно-поршневого двигателя с планетарным движением ротора.......104
Конструкция, результаты испытаний и исследования роторно-поршневых двигателей фирмы НСУ.........112
Конструкция, результаты испытаний и исследования роторно-поршневых двигателей фирмы Кертис-Райт . . 138
Особенности роторно-поршневых двигателей с планетарным движением ротора...........................151
Преимущества и недостатки роторно-поршневых двигателей с планетарным движением ротора.............162
Пр иложение.................'....................173
Список патентов и авторских свидетельств, на которые есть ссылки в тексте...........................181
Литература.......................................181
Переплет художника А. Я. Михайлова Технический редактор Н. П. Салазков
Сдано в производство 16/VJII 1963 г. Подписано к печати 13/XII 1963 г. Т-15964. Тираж 4000 экз. Уч.-изд л. 10,5. Печ. л. 9,43. Бум. л. 2,88. Формат 84 X IO8V«2» Зак. 2094. Цена 63 коп.
Харьковская типография Госгортехиздата. Харьков, ул. Энгельса, 11.