автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.02, диссертация на тему:Теория и практика создания двигателей внутреннего сгорания с регулируемым рабочим объемом

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НАУЧНЫЙ ЦЕНТР РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ УНИТАРНОЕ ПРЕДПРИЯТИЕ Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт «НАМИ»

На правах рукописи

УДК 621.43.056:621.8.023.4.0001.07

ЗЛЕНКО МИХАИЛ АЛЕКСАНДРОВИЧ

ТЕОРИЯ И ПРАКТИКА СОЗДАНИЯ ДВИГАТЕЛЕЙ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С РЕГУЛИРУЕМЫМ РАБОЧИМ

ОБЪЕМОМ

Специальность 05.04.02 - Тепловые двигатели

Автореферат диссертации на соискание ученой степени доктора технических наук

Москва 2005

Работа выполнена в Государственном Научном Центре Российской Федерации -Федеральном государственном унитарном предприятии «Центральный ордена Трудового Красного Знамени научно-исследовательский автомобильный и автомоторный институт» (ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ»)

Научный консультант - доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки РФ В. Ф. Кутенев

Официальные оппоненты:

доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки РФ Н. Д Чайнов

Ведущая организация: ОАО «Уфимский завод автомобильных моторов» (УЗАМ)

диссертационного а . ,.г _.....л «НАМИ» по адресу:

125438, Москва, Автомоторная ул., 2.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ»

Отзыв на автореферат (в двух экземплярах, заверенные гербовой печатью) просим направить на имя ученого секретаря диссертационного совета по вышеуказанному адресу.

Автореферат разослан «// ъСЫТЛЗМ 2005 г.

доктор технических наук, профессор, заслуженный деятель науки и техники РФ В.В. Эфрос

доктор технических наук, профессор В. М. Фомин

Защита состоится

часов на заседании

Ученый секретарь диссертационного совета, к т. ст. н. сотр

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность проблемы. Проблема снижения расхода топлива и выброса вредных веществ остается одной из самых актуальных для автомобильной промышленности. Постоянное ужесточение норм на токсичность и требований к экономичности автомобилей, обострение общемирового экологического и энергетического кризиса стимулируют поиск новых решений и критический анализ старых, но не нашедших в свое время практического воплощения технических идей К таковым относится идея регулирования рабочего объема (\Л,), которая имеет два принципиально отличных способа реализации: способ дискретного регулирования (включение/выключение модулей) и способ недискретного регулирования за счет изменения хода поршней. В последнем случае регулирование \Л, жестко связано и с регулированием степени сжатия (с) Регулирование Уи и с является крупнейшим и практически не освоенным на сегодняшний день резервом повышения КПД двигателя. Расчетные и экспериментальные исследования показывают, что за счет регулирования Ум и е расход топлива и, следовательно, выбросы СО2 при эксплуатации автомобиля в городских условиях могут быть уменьшены на 25...35%.

Реализация этой идеи - чрезвычайно сложная задача. На протяжении всей истории развития двигателестроения не прекращаются попытки создать «эластичный» двигатель, адаптирующийся к конкретным условиям эксплуатации за счет автоматического изменения Уи и е. Особенно активно работы в этом направлении стали проводиться в последние 20 - 30 лет, когда появились новые технологические возможности, связанные с развитием электронных средств проектирования и созданием С АО/С АМ/С АЕ-систем. Появились новые оригинальные кинематические схемы, реализуются международные проекты, строятся и испытываются опытные образцы «эластичных» двигателей Все это требует изучения, систематизации и критического научного обобщения и анализа.

Одним из перспективных направлений решения проблемы регулирования Уи и е является применение новых (нетрадиционных, отличных от кривошипно-шатунного механизма, КШМ) силовых механизмов, в частности, на базе так называемой аксиальной компоновки с расположением цилиндров вокруг оси коленчатого вала.

В отличие от других схем в двигателе с аксиальной компоновкой имеется теоретическая возможность осуществить совместное регулирование и Уг,, и е по заданному закону. Создание такого двигателя сдерживается отсутствием продуктивных идей в отношении силового механизма. Поиск и изучение новых схем силовых механизмов, обеспечивающих управление движением поршней для регулирования Ун и е - актуальная научная задача.

Цель работы и задачи исследований. Целью работы является исследование потенциальных возможностей повышения топливной экономичности двигателей с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия и создание научных основ их разработки. Достижение этой цели сопряжено с решением ряда расчетно-аналитических, конструкторско-технологических и экспериментально-исследовательских задач, в частности:

- критический анализ существующих технических решений по регулированию Уи и е и обоснование выбора конструктивной схемы двигателя для практической реализации регулирования Уи и е;

- аналитическое и экспериментальноерегулирования

БИБЛИОТЕКА СП

т

о

я

и с с точки зрения улучшения экономических и экологических показателей,

- разработка конструкции двигателя и его систем (управления \Л, и с, газораспределения, смазки, подшипниковых узлов и т д.);

кинематический, динамический расчеты, расчет уравновешивания, оптимизация конфигурации двигателя;

- отработка технологии изготовления оригинальных деталей двигателя и экспериментальная проверка работоспособности отдельных узлов и двигателя в целом.

В последние годы разработан и реализован в виде опытных образцов ряд двигателей с силовыми схемами, обеспечивающими регулирование как \Л,, так и совместное регулирование и е. В публикациях, касающихся этих схем, практически не содержатся сведения о результатах расчетных исследований и обосновании выбора принятой концепции силового механизма. Поэтому научный анализ новых кинематических схем, определение преимуществ или недостатков того или иного технического решения с целью возможного использования этого решения или аргументированного отказа от него - одна из важнейших научных задач настоящей работы.

Эффективность регулирования и £ различна для разных типов (бензиновый, дизельный) и для разных режимов работы (полная нагрузка, холостой ход) двигателя. Возможность достоверного расчета прогнозируемого эффекта от применения регулирования \/ц и е по характеристикам базового стандартного двигателя - актуальная научная задача.

Одним из перспективных направлений для достижения поставленной цели является так называемый аксиальный двигатель - с расположением цилиндров вокруг и параллельно оси коленчатого вала. Реализация такого двигателя невозможна без решения задачи разработки методов расчета (кинематики и динамики) силового механизма аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы, расчета соотношений размеров звеньев силового механизма для взаимосвязанного регулирования \Л, и с Эти научные задачи решены в данной диссертационной работе

В задачи работы также входит экспериментальное исследование работоспособности аксиального двигателя (и его отдельных узлов) с принятой концепцией силового механизма.

Научная новизна заключается в следующих защищаемых автором положениях.

1. Разработан метод расчете топливной экономичности двигателей с регулируемыми Уцие различными способами. Метод базируется на расчете нагрузочных характеристик «нового» двигателя по характеристикам базового стандартного двигателя и характеристикам базового автомобиля 2 Созданы математические модели (ММ) и разработаны кинематический, динамический расчеты аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы и управляемым движением поршней, а также метод уравновешивания двигателя, определена количественная взаимосвязь возвратно-поступательно и вращательно движущихся масс с целью уравновешивания аксиального двигателя одним противовесом 3. Разработан метод оптимизации геометрических параметров силового механизма, показано, что наилучшими массогабаритными показателями обладают 7-ми цилиндровые версии аксиальных двигателей 4 Получены экспериментальные данные о влиянии величины £ на расход топлива при работе двигателя на режиме холостого хода. Показано, что при

реализации «стехиометрической» стратегии управления топливоподачей верхним пределом эффективного увеличения степени сжатия является величина £=12. Если же стратегия управления топливоподачей допускает работу двигателя на обедненной топливовоздушной смеси, то £ на режиме холостого хода может быть увеличена до £=14-15 При этом экономия топлива составит около 30% по сравнению с вариантом £»7,5 (соответствующим стандартному наддувному двигателю с пониженной степенью сжатия). 5 Получен расчетом и подтвержден экспериментально вывод о повышенной нагруженности косого колена аксиального двигателя, что является основным фактором, препятствующим увеличению частоты вращения аксиального двигателя.

Достоверность научных результатов подтверждается экспериментальной и расчетной проверкой с использованием современных методов твердотельного моделирования.

Практическая ценность работы Использование метода расчета топливной экономичности автомобиля по расчетным нагрузочным характеристикам двигателя в сочетании с известными методами расчета силового баланса автомобиля позволяет определить эффективность применения регулирования VI, двигателя в составе конкретного автомобиля на конкретных скоростных режимах

Поставлены опорные эксперименты по определению эффективности регулирования Уи и е. Впервые в отечественной практике создан опытный автомобиль, оборудованный двигателем с регулируемым рабочим объемом модульного типа и проведены его лабораторно-дорожные испытания

Экспериментально определена эффективность регулирования степени сжатия на режиме холостого хода. Данные экспериментов легли в основу метода расчета топливной экономичности автомобиля по ездовому циклу.

Разработаны конструкции аксиальных двигателей различного типа, включая двигатели с управляемым движением поршней Получены результаты экспериментальных исследований аксиальных двигателей. Созданы опытные образцы двигателей с регулируемыми Уц и £. Определены проблемные узлы Ряд технических решений, как по силовому механизму, так и по системам двигателя, показавших хорошую работоспособность в ходе экспериментальных исследований (в частности, механизм управления ходом поршней, механизм газораспределения, шатунно-поршневая группа, блок масляного насоса) может быть использован в двигателях последующих серий. Впервые в России проведены лабораторно-дорожные испытания аксиального двигателя в составе автомобиля УАЗ Накоплен ценный технологический опыт по изготовлению оригинальных деталей двигателей нетрадиционных конструкций Результаты работы используются в учебном процессе в МГТУ МАМИ и МАДИ.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались' в 1991 г на Международной конференции в Берлине (Германия); в 1993 г на 26-ом Международном симпозиуме 18АТА в Аахене (Германия); в 1994 г. на ежегодном Международном конгрессе ЭАЕ в Детройте (США); в 1996 г; на Международной научно-техническая конференции «100 лет российскому автомобилю» (МАМИ, Москва), на Научно-техническом симпозиуме «Двигатели-96» (Москва), на семинаре кафедры Э-2 МГТУ им Баумана и Х1У Научно-технической конференции "Экология и топливная экономичность автотранспортных средств" (Дмитров); в 2005 г на международном научном симпозиуме, посвященному 140-летию МГТУ «МАМИ», на Автомобильной секции в Доме ученых Российской

Академии Наук, на 50-ой международной научно-технической конференции «Автомобиль и окружающая среда» (НИЦИАМТ, Дмитров), а также секции НТС ФГУП «НАМИ»

Публикации. По теме диссертации опубликовано 32 научные статьи, (в соавторстве) одна монография и получено 16 патентов России (а также Евро-патенты и патенты США)

Структура и объем работы Диссертация состоит из введения, шести глав, основных результатов и выводов, заключения и списка литературы (139 наименований) Общий объем работы составляет 300 страниц и включает 290 страниц основного текста (в том числе 193 рисунков и 12 таблиц) и 10 страниц списка использованной литературы

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ Во введении изложена суть решаемых в диссертационной работе задач, показана актуальность проблемы регулирования рабочего объема и степени сжатия, охарактеризована научная новизна и практическая ценность работы

В первой главе приведен обзор методов регулирования рабочего объема и степени сжатия и результатов исследований Чудакова Е А , Махалдиани В В , Яманина А И , Кутенева В Ф, Тер-Мкртичьяна, а также ряда зарубежных авторов - Caris D F , Nelson Е Е, Berta G L , Pouliot Н N, Skalzo J , Alsterfalk M , Filipi Z S , Assanis D N и др , касающихся предмета настоящей работы Изложены теоретические предпосылки улучшения топливной экономичности ДВС при регулировании Vh и е за счет повышения индикаторного и механического КПД Рассмотрим известную зависимость механического КПД т|т от механических

потерь Рти индикаторного давления Рг ^ =£®- = i_£üL (11)

Pi Pi

При изменении нагрузки не дросселированием, как в обычном бензиновом двигателе, а регулированием Vh, уменьшаются насосные потери и потери на трение Это ведет к снижению общего уровня механических потерь и увеличению t|m за счет уменьшения комплекса Pm/Pi Устранение (или ослабление) дросселирования повышает также индикаторный КПД тц. При регулировании с (в сторону повышения) на малых и средних нагрузках увеличивается термический и, как следствие, индикаторный КПД На режимах полной нагрузки регулирование с в сторону понижения дает возможность применения наддува, устраняя опасность детонации и чрезмерного повышения нагрузки на силовой механизм Это в свою очередь позволяет увеличить Pi и также обеспечивает уменьшение дроби Pm/Pi. Для бензинового двигателя наиболее эффективным является совместное регулирования Vh и £, одновременное воздействие на механический и индикаторный КПД.

Ле(Т) =Л|(Т)- Tlm(t) (12)

В дизеле регулирование Vh ведет к разнонаправленному изменению механического и индикаторного КПД При изменении нагрузки на двигатель не уменьшением цикловой подачи (увеличением a), a уменьшением Vh, "ni снижается, при этом т]т увеличивается за счет снижения механических потерь-Tle(7)=Tl¡(¿)-Tim(t) (1.3)

Поэтому в дизеле эффективность регулирования рабочего объема ниже, чем бензиновом двигателе Учитывая большую зависимость индикаторного КПД дизеля от вариаций размеров и конфигурации камеры сгорания (неизбежных

при регулировании рабочего объема и степени сжатия), следует считать более предпочтительным в дизеле реализацию регулирования е, т е воздействие на эффективный КПД через механический КПД путем уменьшения комплекса Рт/Р|.

Рассматривая рис 1, нетрудно заметить, что темп изменения Пт, П! и П». в левой зоне нагрузочной характеристики выражен значительно сильнее, чем в правой При уменьшении нагрузки вдвое механический КПД снижается на 10 12%, а индикаторный - на 7 .8% В то же время при изменении нагрузки от 0,5ре до нуля (т е. холостого хода), Пт уменьшается также до нуля, а г|; снижается более чем на 30% Таким образом, на режимах малых и средних (до 50% от рвтах) нагрузок наблюдается наиболее заметное ухудшение как механического, так и индикаторного КПД. Что касается индикаторного КПД, то,

если принять тезис Риккардо-Стечкина о том, что «индикаторный КПД определяется степенью сжатия и коэффициентом потерянного тепла», его падение является исключительно следствием дросселирования, результатом ухудшения протекания процесса сгорания и роста удельных тепловых потерь.

4 5 6 7 8 9 10 11 среднее оффегтиеноедаеление, бар

Рис. 1 Зависимость КПД бензинового двигателя от нагрузки

Снижение Hi при дросселировании происходит в следствие'

- уменьшения коэффициента избытка воздуха;

- увеличения длительности сгорания;

- увеличения доли тепла, выделяющегося на линии расширения;

- увеличения относительных тепловых потерь в стенки цилиндра;

- увеличения относительного количества остаточных газов.

Очевидно, что характер протекания кривых Пш, Hi в левой части нагрузочной характеристики оказывает решающее влияние на эксплуатационную экономичность двигателя Многочисленными экспериментами, проведенными в разное время и в различных регионах, показано, что при эксплуатации в городских условиях большую часть времени автомобильный двигатель работает на режимах с давлением на впуске менее 0,5 бар и частотой вращения вала до 3000 мин"1, причем на долю так называемых нетяговых режимов (активный и принудительный холостой ход) приходится до 50 и более процентов от общего времени работы По данным экспериментов автора для типового маршрута центр Москвы («Малая Роза») характерно следующее распределение режимов работы бензинового двигателя- нетяговые режимы - 51% времени и 21% топлива;

- малые нагрузки (Pk<0,5 bar) - 38% времени и 49% топлива;

- средние и большие нагрузки (Pk>0,5 bar) - 11% времени и 30% топлива. Таким образом, около 70% эксплуатационного расхода топлива приходится на холостой ход и малые нагрузки, т. е на режимы, где топливная экономичность существенно ухудшается вследствие снижения индикаторного и механического КПД, или же, другими словами, на те режимы, где топливная экономичность

двигателя может быть улучшена за счет устранения негативного влияния дросселирования.

Приведены экспериментальные данные по эффективности регулирования \Л, и с, полученные различными авторами в разное время Высокая эффективность регулирования рабочего объема подтверждена автором экспериментально на

специально разработанных силовых агрегатах модульного типа, МСУ (Модульная силовая установка, состоящая из двух независимых модулей), рис 2. Приведены результаты экспериментов, выполненных автором на автомобиле «Волга», оборудованном двумя последовательно расположенными роторными двигателями (РПД).

Рис. 2 Силовой агрегат на базе двух РПД-ВАЗ-311 и дорожно-экономическая характеристика автомобиля «Волга» с модульной 40 50 бо 70 80 эо юо но 120 V км/ч силовой установкой

Данный автомобиль выиграл «Эко-Ралли» 1989, 1990 г, организованный журналом «За рулем» (маршрут Рига-Москва), показав лучший в своем классе результат средний путевой расход топлива - 5,26 л/100 км В разработанной МСУ была обеспечена возможность автоматического включения/выключения модуля в зависимости от нагрузки Дорожно-экономическая характеристика автомобиля «Волга» с МСУ представлена на рис. 2 Изложены также результаты работ автора по изучению другого способа регулирования \Л, -отключения цилиндров различными методами

Экспериментально подтвержденная высокая эффективность регулирования \А, и £ бензинового двигателя обуславливает большое значение решения проблемы практической реализации этой идеи, поиску и анализу технических решений, пригодных для данных целей В этой связи представляет и научный, и практический интерес анализ относительно новых кинематических схем двигателей с регулируемыми \Л, и е, в которых это регулирование осуществляется за счет управления движением поршней (рис. 3).

В работе акцент сделан на рассмотрение тех схем двигателей, о которых известно не только из патентной литературы, но которые к настоящему времени были реализованы в виде опытных образцов Критерием оценки при анализе принята степень уравновешенности (или неуравновешенности) двигателя, параметр, который до сих пор не всегда принимается во внимание в первую очередь, тогда как изменение кинематической схемы силового механизма влечет за собой изменение важнейшего качества силового агрегата -

а) б) в) г)

Д) в) ж)

Рис 3 Схемы исследуемых двигателей: а - двигатель Полиота; б - двигатель МСЕ5; в - двигатель FEV; г -двигатель GoEngine; д- двигатель Mayflower; е - траверсный двигатель НАМИ; ж - двигатель с обычным КШМ.

уравновешенности, определяющего в значительной степени вибрационные характеристики и потребительские свойства автомобиля в целом

Применение критерия уравновешенности при анализе новых схем позволяет «отсечь» заведомо неприемлемые схемы, не удовлетворяющие этому критерию В этом случае дальнейший поэлементный анализ «новой» схемы теряет практический смысл, что значительно облегчает процесс экспертизы. Разработанная методика предполагает использование графических и расчетных программ твердотельного моделирования типа SolldWorks, VIsualNastran, а также общематематических программ типа MathCAD, Excel Методика экспертной оценки «новых» исследуемых технических решений вкратце следующая:

1- с применением вышеуказанных программных средств строится (твердотельная) ММ «эталонного» двигателя с обычным кривошипно-шатунным механизмом (рис. Зж); движущимся элементам придаются реальные массы, задается скоростной режим, определяются величины ускорений, сил и моментов инерции как для одиночного цилиндра, так и для двигателя в целом Это базовые данные, с которыми будет в дальнейшем проводится сравнение;

2- строится твердотельная ММ «нового» исследуемого двигателя, параллельно (по возможности) определяются аналитические зависимости, описывающие движение звеньев механизма Это позволяет контролировать корректность построения математической модели.

3 - строятся годографы неуравновешенных сил и моментов для одиночного цилиндра «нового» двигателя и годографы суммарных инерционных сил и моментов При необходимости проводится вариация по числу цилиндров. 4- проводится сравнительный анализ и делается заключение о целесообразности дальнейшего изучения конструктивных нюансов «нового» двигателя.

Кинематический и динамический анализ многозвенников, а именно они часто, особенно в последние годы, предлагаются в качестве «новых» силовых механизмов ДВС, весьма сложная и трудоемкая задача Применение методов твердотельного моделирования, построения компьютерных моделей «натурного» образца позволяет существенно упростить эту задачу, оперативно исключить заведомо неприемлемые или ошибочные варианты

Построены твердотельные модели исследуемых двигателей и проведен анализ их уравновешенности в зависимости от числа цилиндров. Показано, например, что в двигателе Полнота по сравнению с обычным ДВС уровень неуравновешенных сил инерции в три раза меньше, но более чем в пять раз выше величина неуравновешенного момента от сил инерции. Версии с другим числом цилиндров оказываются значительно хуже двигателя с KLUM как по силам, так и по моментам от сил инерции Примененный метод экспертной оценки кинематических схем с использованием твердотельного моделирования позволяет оперативно и без необходимости определения точных аналитических зависимостей дать заключение о качестве предлагаемой схемы по критерию уравновешенности Наилучшими по уравновешенности показателями обладает четырехцилиндровый траверсный двигатель НАМИ (рис Зе) с регулированием с (полная с инженерной точки зрения уравновешенность)

Схемы двигателей Полиота и Mayflower (рис За, д), предлагаемые для совместного регулирования Vh и е, не могут быть приняты, как не соответствующие требованиям по уравновешенности (неуравновешенные силы и/или моменты превышают уровень стандартного двигателя в несколько раз, рис 4)

а - неуравновешенные силы, Н б - неуравновешенные моменты, Нм

Рис. 4 Годографы сил и моментов двигателя Полиота а - в зависимости от числа цилиндров; б - для пятицилиндровой версии.

Анализ патентной и иной технической литературы, интернет-источников, расчетные исследования известных кинематических схем не выявили технических решений по двигателям с Ум на базе плоских («двухмерных») силовых механизмов, пригодных для реализации. Ряд схем для двигателя с регулируемой с, включая и схему траверсного двигателя НАМИ, являются потенциально пригодными, однако они не позволяют реализовать регулирование Уи в широком диапазоне Совместное недискретное регулирование и е, и теоретически возможно осуществить на базе объемных («трехмерных») кинематических схем, в частности с использованием силовых

механизмов с качающейся шайбой (двигатель аксиального типа). В этих схемах одновременное регулирование Ун и е может быть осуществлено за счет изменения угла наклона качающейся шайбы.

Во второй главе приведены методики и результаты расчета эффективности регулирования \Л, и/или с в бензиновом двигателе. Приведен расчетно-экспериментальный анализ режимов работы бензинового двигателя по простому городскому (ездовому) циклу и вклада каждого из режимов в расход топлива (рис 5) Рассматриваются два способа регулирования : Способ 1 - дискретное уменьшение вдвое с последующим

дросселированием (модульный принцип регулирования); Способ 2 - регулирование Уи путем изменения хода поршня до величины О, бЭтах с последующим дросселированием.

При определении величин расхода топлива на отдельных участках ездового цикла использованы расчетные нагрузочные характеристики (для соответствующих частот вращения), рис 6, а также результаты экспериментальных исследований автомобиля с двигателем Ун,=1,5 л, проведенных на стенде с беговыми барабанами В ходе этих исследований производился замер расхода топлива на каждом участке ездового цикла. Результаты замеров приведены во второй строке таблицы на рис б (В первой строке для справки указано время движения на каждом участке цикла в секундах). В третьей строке приведены результаты расчета расходов топлива базового варианта по разработанной методике.

Расчет характеристик двигателя с регулированием VI, способом 2 проведен с учетом поправки 81е1да-А№е(1а1к (по имени авторов расчетно-анапитических работ о влиянии параметра Р/Б на на пО- Поправка отражает уменьшение индикаторного КПД с увеличением параметра Э/Б, что имеет место при регулировании рабочего объема изменением хода поршней При расчете топливного баланса приняты дополнительные условия:

- на режимах разгона у «нового» двигателя расход топлива такой же, как и у базового двигателя;

- режимы принудительного холостого хода (движение с замедлением) исключены из топливного баланса как для базового, так и для расчетных вариантов.

В четвертой и восьмой строках таблицы указаны проценты экономии топлива для каждого рассчитанного режима ездового цикла для способов 1 и 2, а в пятой и девятой - абсолютные значения расходов топлива на режимах цикла В крайнем правом столбце указан общий процент экономии топлива и абсолютное значение расхода топлива за цикл

Результаты расчета показывают, что при использовании модульного принципа регулирования мощности двигателя (способ 1, строка 4) топливная экономичность по ездовому циклу может быть улучшена на 25,4% В случае реализации двигателя с управляемым движением поршней (способ 2, строка 8) эта экономия составит 21,8%

Обращает на себя внимание относительно большое значение режима холостого хода. На его долю приходится около 30% от общего времени цикла и около 16% общего расхода топлива. Из 25,78см3 сэкономленного топлива (способ 1) 9,11см3, или 23%, приходятся на режим холостого хода

При расчете влияния регулирования степени сжатия на экономичности автомобиля использованы результаты специальных экспериментов, поставленных автором, по выявлению зависимости расхода топлива на режиме

2,6 кг/ч 2400 об/мин

ал/ч 35 2,2 кг/ч / 2400 Об/ММН / \ 1,81 кг/ч \ 1700 аб/м •н

1,64 кг/ч 1900 Об/МИН / \

\ / Сумарный расход топлива

1 время с 11 4 8 5 21 7 6 24 11 21 7 11 8 12 в 13 8 12 7

2 3 Базовый вариант, эксперимент расчет в 3 3 б 3 4 5 20 в 4 10 11 11 3 2 102 см куб. 10,2 Л 100/км

в 3 6,81 4 5 20,28 6,81 4 10 11 11,48 2,4 8,76 1,87 101,6 см куб

4 6 Способ 1 д 46% 3 43,7* 46% 38,7« 46% 36,6% 36,0% 36,6% 46% 26,4% 76,72 см куб.

в 1,67 3 2,8 3,18 4 5 12,22 3,18 4 10 11 7,4 1,64 6,66 1,06

« т Способ 1 +£-уаг й 264 10* 26% 10% 26% 10% 10% 10% 28% 30,7% 70,66 см куб.

С 1,28 3 2,61 2,4 4 5 11,0 2,4 4 10 11 6,66 1,38 6,0 0,86

8 1 Способ 2 д 40,7« 36,3% 40,7'/ 34,8% 40,7% 28,3% 28,7% 30,1% 40,71 >21,8% 78,36 см куб.

в 1.(1 3 3,2« 3,48 4 5 13,18 3,48 4 10 11 8,13 1,68 6,12 1,16

10 ТГ способа +£-»аг д 26% 10% 26% 10% 26% 10% 10% 10% 28% 27.4% 73,64 см куб.

в 1,87 3 2,83 2,63 4 5 11,87 2,63 4 10 11 7,32 1,62 8,6 0,67

12 1» £-уаг й 26% 10% 26% 10% 26% 10% 10% 10% 28% 8,8% 92,6 см куб.

0 2,83 3 4,23 4,43 4 5 16,23 4,43 4 10 11 10,34 2,16 7,88 1,48

Рис. 5 Режимы европейского простого городского цикла и результаты расчета Строки: 1 - время работы на отдельных режимах; 2 и 3 - расход топлива на отдельных режимах цикла, соответственно, эксперимент и расчет; 4 и 5, 8 и 9 - экономия топлива в % и абсолютная величина снижения расхода топлива на каждом участке цикла при уменьшении рабочего объема в два раза, соответственно, способами 1 и 2, 6 и 7,10 и 11 -то же плюс регулирование степени сжатия;12 и 13 - то же при регулировании степени сжатия (без регулирования >/ц) на повышение при снижении нагрузки; правый столбец -суммарный расход топлива за цикл в куб. сантиметрах.

холостого хода от величины е Очевидно, что, исходя из классического определения термического КПД двигателя с подводом тепла при \/=соп81 как-к-1

1}(=1-1/е и учитывая непосредственную взаимосвязь термического и

индикаторного КПД, регулирование б - один из наиболее эффективных путей воздействия на г^ Известно, что на дроссельных режимах с может быть повышена и тем больше, чем глубже дросселирование; известна и количественная оценка выигрыша в топливной экономичности за счет увеличения е на режимах средних и малых нагрузок Показано, в частности, исследованиями ДаймлерКрайслер (У\ЛгЬе1еК Р.в и др) что увеличение е (до предела детонации) на режимах 50%-ной и 30%-ной нагрузки позволяет получить улучшение топливной экономичности, соответственно, на 5,5 и 8,5% Однако режим холостого хода с этой точки зрения исследован недостаточно Этот режим соответствует крайней левой точке нагрузочной характеристики и интересен тем, что определяет верхний предел эффективности регулирования £ Кроме того, количественная оценка величины снижения расхода топлива на этом режиме позволяет более точно рассчитывать эффективность регулирования е и на других режимах.

Эксперименты показали, что на режиме холостого хода регулирование £ (в сторону увеличения) расширяет пределы эффективного обеднения (см рис 7). Минимальное значение часового расхода топлива соответствует коэффициенту избытка воздуха а= 1,2-1,4 (для различных скоростных режимов). Для режима п=2000 мин" переход от £= 8,5 к £=14 приводит к снижению расхода топлива на16%, а для режима п=850 мин"1 - почти на 30%. Если же за базовый взять двигатель с пониженной степенью сжатия (наддувный двигатель с пониженной для устранения детонации е), то этот эффект составляет около 33% (см рис. 8). Обращает на себя внимание тот факт, что увеличение степени сжатия не всегда имеет следствием улучшение экономичности. Например, при е=14 и стехиометрическом составе топливовоздушной смеси (а=1, см. рис 7) расход топлива выше, чем при £=11,6 Однако увеличение степени сжатия расширяет предел эффективного обеднения и за счет перехода на более бедную смесь при £=14 минимальная величина От по регулировочной характеристике оказывается меньше, чем при всех других исследованных значениях £ По-видимому, здесь имеет место эффект снижения индикаторного КПД из-за чрезмерного увеличения отношения площади камеры сгорания к ее объему, аналогичный известному эффекту снижения п« при увеличении отношения Шв. Щелевидная конфигурация камеру сгорания снижает скорость распространения

пламени и увеличивает теплоотдачу от горячей зоны очага воспламенения Из этого следует, что, если стратегия управления топливоподачей предполагает

использование только

стехиометрической топливо-воздушной смеси, то рациональным верхним пределом регулирования степени сжатия является величина е=11,5-12.

Рис. 7 Регулировочные

характеристики холостого хода при различных степенях сжатия

Результаты указанных

экспериментов использованы для расчета совместного воздействия регулирования и Уи, и е на топливную экономичность (строки 7, 11 табл. рис. 5). Показано также, что «простое» регулирование степени сжатия (на повышение в диапазоне 8,5-14,0 при снижении нагрузки) позволяет улучшить топливную

экономичность при

выполнении ездового цикла не менее чем на 8,9% (строка12).

Рис. 8 Характеристики холостого хода оптимального регулирования при различных степенях сжатия

Приведен также метод расчета эффективности регулирования \Л, двигателя в составе автомобиля, в соответствии с которым по известным характеристикам автомобиля и базового (стандартного) двигателя может быть определен выигрыш в топливной экономичности для конкретного режима движения автомобиля в случае реализации регулирования рабочего объема. Расчет для автомобиля УА33160 показал, что при обеспечении возможности регулирования Уь в два раза может быть получена экономия топлива для режимов:

холостой ход - 40%;

40 км/ч-31%;

60 км/ч-20,5%;

90 км/ч -10%

Приведены расчетные и экспериментальные данные о влиянии регулирования рабочего объема на токсичность отработавших газов (ОГ) Показано, что при реализации способа 1 снижаются выбросы окиси углерода (СО) и углеводородов (СН), однако имеет место и неизбежное увеличение эмиссии оксидов азота (N0), рис 9 В этом отношении характерен результат

©г,

• - • £-7,5

£=8,5 £=11,6 £=14,0

1/%

23%

.1 * * уг

/ *

33%

300 1000 1300 2000 2300 3000

Холостой ХОД п, мин-1

СО сн NO Gr

31,3 10,9 10,6 15,0

111,0 32,0 2,8 16,7

27,3 21,3 8,2 11,0

Gr, кг/ч

испытаний автомобиля с модульной силовой установкой по ездовому циклу (выбросы в г/исп, Gr в л/100 км): Автомобиль

ГАЗ 2410 (серийный с ЗМЗ-402) ГАЗ 2410 (серийный с РПД ВАЗ 413, 2,6 л) ГАЗ 2410 модульный (2x1,3 л)

Таким образом, следует признать неизбежным увеличение эмиссии NO при реализации способа 1 как естественное явление, связанное с интенсификацией

процесса сгорания и повышения температуры цикла. При реализации способа 2 эмиссия NO, так же как и индикаторный КПД, снижается (по сравнению с режимом S=Smax) вследствие снижения температуры цикла, вызванного эффектом увеличения D/S. Для режима, эквивалентного нагрузке при ходе поршня S=0,5Smax (точка А" на рис. 6) эмиссия N0 снижается на 15-25% в зависимости от скоростного режима.

' NO

/ / - отандг 1РТНЫЙ

/ /

/ / / У

/ / / /

/ !У в

h N vh-v зг с /

/ У

/ j От

/ у А'

1 я J /

/и

NO, ррт

2000 1600 1200 800 400

10

15

20

N, кВт

Рис. 9 Токсическая нагрузочная характеристика двигателя \Л,В1,5 л, п=2400 мин"1

На основании аналитических и

3,76 кВт (50 км/ч)

экспериментальных материалов, изложенных в первой и второй главах, сделан вывод, что в рамках традиционных конструктивных схем ДВС практическая реализация двигателя с регулируемым рабочим объемом (кроме отключения цилиндров) на сегодняшний день реально возможна только на базе использования модульной концепции. Однако при этом необходим поиск (не всегда возможного) компромисса с массогабаритными требованиями к силовому агрегату. Расчетным и экспериментальным путем доказано, что реализация принципа регулирования Ун позволит улучшить эксплуатационную экономичность на 25-30%.

Другим возможным, но мало изученным путем, достижения поставленной цели является создание двигателя с объемной кинематической схемой

Проведено обоснование выбора направления дальнейших работ -исследование возможностей реализации двигателя с совместным регулированием рабочего объема и степени сжатия на базе аксиальной компоновки с применением силового механизма с равномерной прецессией качающейся шайбы.

В третьей главе приведен обзор конструкций аксиальных двигателей различного назначения, разработанных и созданных в период с 1987 по 1997 г г (рис 10-14) Описаны принципы конструирования основных узлов двигателей, особенности конструкции механизма регулирования Ун и е Семицилиндровый бензиновый двигатель А-7, рис 10, 11 - первый из работоспособных аксиальных двигателей, на котором был проведен широкий комплекс экспериментально-

БД-1 А-7 (в сравнении с аналогом ЗМЭ-53)

Рис. 10 Аксиальные двигатели НАМИ

исследовательских работ по изучению механических потерь, прочности и условий работы отдельных оригинальных деталей и узлов Отличительной особенностью разработанных в НАМИ двигателей является использование в качестве синхронизирующего механизма, удерживающего качающуюся шайбу, сдвоенного карданного шарнира, представляющего собой шарнир равных угловых скоростей. Такое решение было принято для обеспечения равномерной прецессии шайбы. Двигатели А-7и А-7.2 имеют постоянный рабочий объем 4,65 л и отличаются компоновкой синхронизирующего механизма. В двигателе А-7 карданный шарнир охватывает центральную сферическую опору, а в двигателе А-7 2 (рис. 12, 13) шарнир расположен внутри опоры Такой же способ компоновки применен и в двигателе АР-5.2 (рис. 14) с регулируемым Уи и е.В этом пятицилиндровом бензиновом двигателе номинальным рабочим объемом2,75 л изменение Ун осуществляется за счет изменения хода поршней путем изменения угла наклона качающейся шайбы Ход поршня в аксиальном

Рис 11 Продольный разрез аксиального двигателя А-7 с постоянным рабочим объемом

Рис. 12 Продольный разрез двигателя А-7.2

двигателе определяется радиусом Я шайбы (расстояние от центра качания до точки сочленения с шатуном) и углом а наклона шайбы от вертикали: вп =2Я5ша. При изменении угла наклона шайбы меняется положение и НМТ, и ВМТ поршня. Для того, чтобы сохранить с, неизменной, поршень должен быть приближен к головке цилиндров. Эту функцию выполняет силовой гидроцилиндр, расположенный в передней части двигателя и связанный с центральной сферической опорой (ЦСО), При перемещении поршня гидроцилиндра влево ЦСО вместе с качающейся шайбой также перемещается

влево. Одновременно задняя часть шайбы - ступица, «сползает» вниз по наклонному колену коленчатого вала, шайба разворачивается относительно центра качания, ее угол отклонения от вертикали уменьшается, уменьшается и ход поршней Однако вследствие того, что шайба вместе с шатунами и поршнями сдвинулась влево, т е в сторону головки цилиндров, изменилось в нужную сторону и положение поршня в ВМТ

Рис 13 Двигатель А-7.2 в сборе

Рис. 14 Двигатель АР-5.2 с регулируемым рабочим объемом

«Настройка» регулирования е вместе с регулированием Vh заключается в подборе необходимых геометрических соотношений между звеньями механизма и согласовании темпа осевого перемещения ЦСО и темпа «сползания» ступицы шайбы вдоль оси колена.

Принятая в двигателе АР-5.2 схема силового механизма позволяет изменять Vh от максимального значения 2,75 л (угол наклона шайбы 21,5°) до минимального -1,1 л (7°) при изменении с соответственно от 7,5 до 10.

В четвертой главе приведены методики кинематического и динамического расчетов аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы и карданным синхронизирующим механизмом. Траектория движения точки соединения шатуна с шайбой описывается уравнениями:

R 2 2ч

х = —(1 - cos a)sin 2q>; у = R(sin q> + cosa cos ф) ; z = -Rsinacostp (4.1)

2

и представляет собой «восьмерку» (в плоскости XZ - лемнискату, рис. 15), лежащую на сфере радиусом R, а в плоскости XY - окружность радиусом г:

г = xR(l-cosa). 2

Зависимость хода поршня S„ от угла ф поворота вала описывается функцией z(q>) уравнений (4.1). Полный ход

Рис. 15 Траектория движения точки крепления шатуна к шайбе

Хым

12

-40

40 Z.aii

Поршня - Sn=S max=2Rsina (см. также рис. 16). Произведя двойное дифференцирование формул (4.1) и учитывая, что <p=rat, получим значения ускорения точки В в трех направлениях: 2

jx = 2R© (1 - cosor)sm2p

2 -1

jy = 2Ro (1 -cosar)cos20>, ® = яп/30с (4.2)

jz = -Ra sm éreos q>

Для двигателя с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия взаимосвязь между величиной Л перемещения ЦСО и величиной е- текущего значения степени сжатия, определяется выражением:

л 2 so +s

vc+Vh w+^d í-2:—д)

e = —-— =----- (обозначения на рис. 16)

V„ я- 2 so -s

vcmax ( „--Д)

___O

Рис. 16 Кинематическая схема аксиального двигателя с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия

У/сшах - объем камеры сгорания при максимальном рабочем объеме двигателя; О - диаметр поршня; Эо - максимальный ход поршня; Э - текущее значение хода поршня; Л - величина перемещения центральной опоры; а«,- максимальный угол наклона шайбы(при максимальном ходе); а - текущий угол наклона шайбы, зависит от величины текущего значения А; 1с - длина ступицы шайбы, т.е. длина отрезка ОЕ -подлежит расчету; ц/ - угол наклона колена - подлежит пасчето- В - точка соединения

качающейся шайбой; 1- коленчатый вал; 2- центральная сферическая опора (ЦСО), 3 -поршень гидроциляндра; 4- качающаяся шайба.

Текущий угол а наклона шайбы, как функция перемещения Л, определяется следующим образом (обозначения на рис. 16):

т + Д ОЕ (т + А^ццр

-=-=> а = \у - акт-.

зт(у/ - а) эту ОЕ

На рис. 17 представлен пример такого расчета для двух значений ц/= 34° и 35° и ОЕ= 85, 86 и 87 мм Как видно из рисунка, и угол наклона колена, и длина отрезка ОЕ существенно влияют на характер протекания кривой е=^(Л) В двигателе АР-5.2 реализован вариант 1 (рис. 17) Таким образом, в соответствии с вышеприведенной методикой можно в зависимости от требований к двигателю выбрать такие геометрические соотношения звеньев механизма, которые обеспечивают желаемый закон изменения с при изменении \/ц: например, практически постоянное значение е при изменении рабочего объема (кривая 2 на рис. 17), восходящий или ниспадающий характер изменения г.

Рис. 17 Результаты расчета зависимости степени сжатия от угла ч» наклона колена, длины ОЕ ступицы шайбы и хода Д поршня гидроцилиндра

Главной особенностью динамического расчета аксиального двигателя является анализ силового взаимодействия элементов конструкции не в плоскости, как это имеет место в традиционном кривошипно-шатунном механизме, а в пространстве Наиболее просто задача определения величин сил, действующих на звенья силового механизма и, в частности, в подшипниках а зависимости от угла поворота коленчатого вала, решается с помощью метода преобразования координат. Газовая сила Р8 и сила Р)А инерции от массы тп, сосредоточенной в точке А (рис. 18), действует вдоль оси цилиндра. Сила Р^ инерции от массы тв, сосредоточенной в т. В, действует в пространстве в соответствии с перемещением т. В по трехмерной траектории, описываемой уравнениями (4 1). Составляющие этой силы, точнее, ее единичного вектора, в главной системе координат известны, см. уравнения (4.2)

Центробежная сила Р|П от массы М, сосредоточенная в т. С, действует на колено и сферическую опору. Осевая составляющая О силы Рщ направлена вдоль оси колена и воспринимается сферической опорой через сферический подшипник скольжения. Нормальную составляющую N силы Р,п заменим силами N0 и N0, которые могут быть определены, исходя из известных геометрических соотношений. Итак имеем РА = Рв + Р]А, Р]А = тА Ят^пасовср; Рт = Мгш2 , Рщсоза, С^Рщвта, N0= 1М(И-а)/И, N0= №а/И. Сила Рдв, действующая вдоль шатуна, может быть записана следующим образом (см. рис. 18):

/

ХВ

Ув

■УА -: --J-

1 ■ к

где i , j, к - единичные векторы

AB

V ZB _ZA ZB -ZA системы координат OXYZ.

Для решения задачи динамического анализа введем новую подвижную систему координат цстт, связанную с т. В. Ось ст направим параллельно колену, (т.е. перпендикулярно линии OB, см. рис. 18), ось т - по линии OB, ось ц перпендикулярно плоскости Оси. Смысл разложения силы Рв на силы Ра , Рх и Рц именно в этой системе координат следующий. Сила Р„ воздействует непосредственно на косое колено вала с передаточным отношением R/OD по правилу L-образного рычага. Т. е. на колено она приходит в виде: PaD = Р0 • R/OD = Ра • Rcosa/h и всегда перпендикулярна оси колена.

Шп

Рис. 18 К динамическому расчету аксиального двигателя

Просуммировав ее с силой N0* направление и величина которой известны, получим суммарную нагрузку на подшипник косого колена. Зная эту нагрузку, можно определить осевую и радиальную нагрузки на коренные подшипники вала (с центрами в точках в и Е).

Сила Рх нагружает сферическую опору в плоскости шайбы (плоскости расположения точек В) и направлена к центру О. Эта сила вместе с составляющей N0 центробежной силы N и осевой силой О определяет нагруженность сферического подшипника ЦСО Сила Рц действует перпендикулярно линии ОВ и создает крутящий момент, воспринимаемый стабилизирующим механизмом (в нашем случае - карданным шарниром) Итак.

ГВ

= F + PjB

V+(Fr+V + (F'

р +р

(

Rsin a sinocosip

\

2 2

+ sinasin0> - mg ■ Ra sin asin?>cos0> (4.3)

21

\

R

21

Формулы (4.3) являются точным выражением силы Рв в новой системе координат. Для предварительных расчетов можно применять эти формулы в упрощенном виде. Исключив члены, содержащие s¡n2a и 1-cosa, в виду их малости, и приняв cos2a=1, получим:

Расчеты проводились как по точным, так и по приближенным формулам Ошибка при использовании формул (4 4) составляет не более 10% для сил Рц и Рт и не более 3% для силы Р„ Причем эти проценты относятся к максимальным нагрузкам от одного цилиндра При расчете как максимальных, так и средних нагрузок с учетом влияния сил от нескольких цилиндров ошибка составляет для всех сил менее 3%.

На рис 19 приведены результаты расчета в виде полярных диаграмм сил давления на косое колено вала двигателя А-7 для двух скоростных режимов (при полной нагрузке) - 1000 и 2800 мин'1 Диаграммы наглядно иллюстрируют влияние инерционной составляющей на нагруженность шейки Максимальное значение силы в паре вал-шайба достигает 50. .65 кН, что при принятых размерах подшипников соответствует удельному давлению13,5 ..17,0 МПа При увеличении частоты вращения вала двигателя А-7 до 4000 мин'1 величина максимального удельного давления возрастает до 27 МПа, что соответствует верхнему пределу несущей способности подшипника скольжения традиционной

Ру = - Рд ■ sina sin<p ; Fr = Рд sina cos^i ;

2

Pg. = Рд cosa - mg • Ra> sin a cosg> .

(4.4)

Рис 19 Полярные диаграммы нагрузки на подшипник колена двигателя А-7 при п=1000 мин'1 (а) и п=2800 мин'1 (б)

конструкции. При этом значительно увеличивается и величина среднего удельного давления - до 22 МПа.

Характерной особенностью аксиального двигателя является наличие осевых нагрузок на коленчатый вал, которые при всех прочих равных условиях тем выше, чем больше угол наклона колена Осевая сила изменяется в широких

пределах, меняя свой знак, в зависимости от скоростного и нагрузочного режимов На режиме минимального

холостого хода осевая сила близка к нулю, имея отрицательный знак (направлена вперед)

По мере увеличения нагрузки при относительно низкой частоте вращения эта сила становится положительной (рис. 20а) при увеличении частоты вращения инерционная составляющая превышает газовую и осевая сила становится отрицательной (рис 206) Эта особенность накладывает определенные требования к конструкции подшипниковых узлов

коленчатого вала Вал должен быть надежно зафиксирован в двух направлениях

Рис 20 Осевая нагрузка на коренной подшипник двигателя А-7 при п=1000 мин"1 (а) и п=2800 мин"1 (6)

Очевидно, что наибольшие скорости скольжения имеют место в подшипнике центральной сферической опоры. Точки подшипника (точка К, см. рис 21), лежащие в плоскости шайбы, перемещаются по сферической опоре в соответствии с уравнениями (41), только вместо радиуса шайбы в эти уравнения следует подставить радиус сферической опоры Рцо. Точки подшипника, не лежащие в плоскости шайбы, имеют другие траектории (в разной степени деформированные «восьмерки») Однако путь, проходимый какой-либо точкой подшипника за один оборот коленчатого вала, будет примерно одинаковым, поэтому скоростной режим данного подшипника можно оценить по средней скорости точки К. Для этого нужно определить длину в траектории движения точки К:

2л I 2 2 2 2я I 2 2 2~

б = / ух +у +7. ёф = Яц0 / \(1-соза) ч-вт авт (рскр 0 0 Так, для двигателя А-7 2 скорость точки К при п=3200 мин"1, составляет 7,7 м/с.

61

Для сравнения у обычного рядного двигателя скорость скольжения при диаметре шейки вала 50 мм примерно равна 8,4 м/с. Скорость скольжения в парах поршень - шатун и шатун - шайба значительно ниже, чем в паре шайба -

сферическая опора, и лежат в пределах 1... 3 м/с.

Проведен анализ

уравновешенности аксиального двигателя. Показано, что в случае обеспечения равномерной

прецессии качающейся шайбы аксиальный двигатель может быть полностью уравновешен с помощью противовесов, расположенных на противоположных концах коленчатого вала, рис. 22. Определено точное выражение неуравновешенного момента от сил инерции возвратно-Рис. 21 Траектория движения различных поступательно движущихся масс, точек вкладыша (1) по поверхности как суммы моментов от сил центральной сферической опоры (2) инерции масс тА,

сосредоточенных в точках А сочленения поршней и шатунов, и тв, сосредоточенных в точках В сочленения шатунов с шайбой:

б)

м» В < 1 Чп >м Е

1 II а Ь с

1

В)

¥>. о

д)

Рис 22 К уравновешиванию аксиального двигателя а , Ь - расстояние от проекции точки приложения центробежной силы от массы М ступицы шайбы до, соответственно, переднего и заднего подшипников коленчатого вала; с -расстояние от заднего подшипника до плоскости размещения заднего противовеса; I = а+Ь+с; Я - радиус шайбы.

Mj =MjA +MjB

¡•Шд-R со ' sina(] + cosa) 22 '

----n-mnR to sina(l—cosa) =

4 2

2 2 Шд(1 + cosa) 1

= i • R и sin a[--h rn t> (1--cos a)]

4 2

(4.5)

Показано, что при определенных условиях, в частности, если суммарная масса т=тд+тв возвратно-поступательно движущихся частей удовлетворяет

4М • а(Ь + с)

равенстзу: m =-^--двигатель может быть уравновешен

/ • R cos а(1 + cos а)

одним задним противовесом, расположенным на маховике. Из выражения (4 5) следует, что величина момента М, зависит от угла а наклона шайбы. Следовательно, для сохранения уравновешенности двигателя при изменения угла наклона шайбы необходимо предусмотреть меры для соответствующего изменения момента инерции противовесов.

В пятой главе изложены принципы решения обще компоновочных задач при проектировании аксиальных двигателей и описана специфическая для аксиального двигателя задача разработки газораспределительного механизма (ГРМ). Предложена методика расчета оптимальной конфигурации аксиального двигателя, исходя из заданного габаритного диаметра, рис. 23. На рисунке и ниже в формулах: i - число цилиндров, Vh- рабочий объем цилиндра; Du -диаметр цилиндра; D - габаритный размер двигателя (по блоку); D'- диаметр

блока по средней линии рубашки охлаждения; 0\ -диаметр цилиндра по средней линии рубашки охлаждения; К -суммарная толщина стенки блока, рубашки охлаждения и стенки цилиндра; Do , Ro-диаметр и радиус расположения центров

цилиндров; Db - диаметр центрального канала блока (через которое проходит коленчатый вал; D'b -диаметр центрального

канала по средней линии рубашки охлаждения; R -радиус качающейся шайбы,a - угол наклона качающейся шайбы; S - ход поршня, д -угол между осями цилиндров (8 = 2яЛ) Получены зависимости рабочего объема iVh , диаметра Do расположения цилиндров, хода поршня S и диаметра цилиндра D14 от габаритного диаметра D и технологических ограничений, выраженных параметром К (величина К определяется толщиной стенок блока и рубашки охлаждения):

Рис 23 К оптимизации компоновки аксиального двигателя

1УЬ =

л-! (Б-К)зт(я/1)

I2 Г

-К • (Б - К) -

(О-К)8т(1/0 а

-- ч-

1 + ят(7с/1) J 2

а

■Ч- (5.1)

2 |_ 1+8т(я/^

Б-К

, 8 = 00 Бц = Б0 вт(т:/1)-К, в/Оц =

1 +

Б0 вш(я/1)-К

На рис 24 показаны кривые изменения рабочего объема и отношения БШц от диаметра Р и числа цилиндров, построенные с использованием формул (5.1). По этим данным для любого значения габаритного диаметра можно определить основные параметры двигателя. Предположим, что при проектировании автомобиля определены размеры моторного отсека, в котором может быть установлен двигатель с габаритным диаметром 6=350 мм. Определим, с какими параметрами может быть создан двигатель с данными габаритными размерами. При заданном габаритном диаметре можно построить трехцилиндровый двигатель рабочим объемом 2,87 л, пятицилиндровый - 3,3 л, семицилиндровый - 3,13 л, девятицилиндровый - 2,77 л. Видно, что трех- и девятицилиндровый двигатели имеют худший показатель компактности. Кроме того ограничительным фактором в ДВС является отношение 8ЮЦ. Если провести линии М1 и М2, выделяющие зону приемлемых для бензинового автомобильного двигателя отношений вШц (диапазон 0,8 - 1,1), то и по этому критерию трех- и девятицилиндровые двигатели оказываются неподходящими Для выбранного значения габаритного диаметра Р пяти- и семицилиндровые двигатели находятся, соответственно, у нижней и верхней границ отношения ¿/Оц. За счет некоторой коррекции по величине К (если такая возможность имеется), либо за счет ухода от оптимального значения Оц можно принять и пяти-, и семицилиндровый варианты. Однако при этом нужно иметь в виду, что у пятицилиндрового двигателя Оц будет около 100 мм, а у семицилиндрового -около 80 мм (см. график в нижней части рис. 24).

В рассматриваемом случае для точного выбора числа цилиндров необходимы дополнительные критерии: требования к стоимости (больше или меньше деталей), требования к комфортабельности (равномерность крутящего момента), и т.д. Для двигателей большего литража, более 4,0 л, выбор семицилиндрового двигателя будет предпочтительным. Например, для 0=400 мм у семицилиндрового двигателя отношение БЮц приближается к единице, а величина диаметра цилиндра находится около 95 мм, тогда как у пятицилиндрового варианта значение 0Ц=120 мм - выпадает из поля диаметров, принятых для отечественных бензиновых двигателей (линии 1.1 и 1.2 ограничивают поле диаметров цилиндров отечественных искровых двигателей). Для двигателей относительно малого литража(0<300) только пятицилиндровый вариант удовлетворяет критерию по Б/Оц Другие варианты выпадают из указанных на рис 24 полей как по БШц, так и по Оц Однако это не означает, что такие двигатели строить не целесообразно В данном случае речь идет об оптимальных геометрических соотношениях Отход от них может дать приемлемую по ЭЮц и Оц комбинацию, но в этом случае массогабаритные показатели будут несколько ухудшены

Отдельной задачей при создании аксиального двигателя является задача проектирования расчета и механизма привода клапанов (или газораспределительного механизма - ГРМ). В аксиальных двигателях, так же как и в звездообразных, привод ГРМ осуществляется от кулачковой шайбы, установленной на переднем конце коленчатого вала Кулачки размещаются на одной шайбе в два ряда первый ряд обслуживает впускные, а второй -выпускные клапаны. Число кулачков и скорость вращения шайбы зависят от конструкции приводного механизма и числа цилиндров двигателя

Здесь возможны два варианта: Вариант 1: шайба вращается в том же направлении, что и вал (прямое вращение, рис. 25а). Вариант 2: шайба вращается в противоположном направлении (обратное вращение, рис. 256). Взаимосвязь между частотой вращения вала п и кулачковой шайбы пш, а также между числом к кулачков и числом \ цилиндров выражается следующими

формулами:

Рис 24 Зависимость рабочего объема диаметра цилиндра Оц, и отношения 8/Цц от габаритного диаметра О.

вариант 1

пш / п = (25 - у)/28, пш =п/0 + 1); к = 2*/у = 0 + 1)/2; вариант 2

пш / п = (у - 25)/28, пш=п/0-1); к = 2п/у = (1-1)/2, где 5 - угол между

цилиндрами; у - угол между кулачками.

В звездообразном двигателе плоскость, в которой двигаются клапаны параллельна плоскости вращения кулачковой шайбы (т е перпендикулярна оа вращения коленчатого вала). В аксиальном же двигателе клапаны должнь располагаться параллельно (или примерно параллельно) осям цилиндров, т е параллельно оси коленчатого вала Проблема заключается в переводе движени! из плоскости вращения кулачковой шайбы в перпендикулярную ей плоскость I профилировании кулачка шайбы с целью обеспечения заданного закон; движения клапана.

вращении (семицилиндровый двигатель)

В аксиальных двигателях НАМИ применен механизм газораспределения, кинематическая схема которого была предложена Романчевым Ю. А (Патент России № 591597) в 1976 г, но с существенными отличиями по геометрии звеньев механизма и конструктивному оформлению пар трения

Приведен расчет профиля кулачков кулачковой шайбы двигателя АР-5 2, рис. 26. Определена кинематическая взаимосвязь между ходом клапана (параметр г- функция угла поворота коленчатого вала) и углом \\> наклона поверхности 8 контакта коромысла 7 с толкателем 9:

tgr

■V

(z + c)-Jd*(z + c)

г . ,2 2V 2 , Л.. Л 2.

(а с Xz + 2гс) |/(а -с )

d(z + с) - д/(с + z)2 + d2 -

,2 2

а -с

=><с = arctg

d(z + с) - ij(c+ z)^ + <Р" -с" а -с

(здесь с и d - конструктивно заданные размеры), и получена зависимость угла с углом v поворота толкателя 9 и радиусом р кривизны профиля кулачка'

а2 +г>2(1 + *)2 -2ab(l + t>)cos#r

р = -1-г-г—*--rt, где: a - межцентровое

a -arft(l+t>X2+t>)cos0 + i> (l+t>) -abvsm0 расстояние 002; b - расстояние О1О2; rt- радиус поверхности контакта толкателя с кулачком. Зная радиус шлифовального круга, по этим данным можно получить полярные координаты точек эквидистанты профиля шайбы, отстоящей от него на расстоянии, равном указанному радиусу круга.

В шестой главе приведены результаты экспериментальных исследований аксиальных двигателей и их отдельных узлов Основное внимание в этой части работ было уделено изучению вопросов работоспособности нового силового механизма и его отдельных узлов и агрегатов, таких как масляный насос, механизм газораспределения, подшипниковые пары, вопросов прочности и снижения массы движущихся деталей, а также исследованиям потерь на трение Характерной особенностью аксиальных двигателей вообще и разработанного в НАМИ двигателя, в частности, является большее количество шарниров и, как следствие, большая суммарная площадь трения в

Рис 26 Конструкция механизма привода клапанов аксиального двигателя АР-5.2 1 - кулачковая шайба; 2 - передаточная шестерня наружного зацепления, 4 - шестерня коленчатого вала; 7 - коромысло; 9 - толкатель; 10 - ролик толкателя.

подшипниковых парах Поэтому следовало ожидать более высокой величины механических потерь в аксиальном двигателе Величина этого увеличения -принципиально важный вопрос, поскольку чрезмерный рост механических потерь ставит под сомнение возможность практической реализации идеи регулирования рабочего объема и достижения расчетных значений величины повышения эффективного КПД в аксиальном двигателе с качающейся шайбой Другой особенность аксиальных двигателей является наличие в их конструкции «сумматора мощности» - звена (качающейся шайбы), на котором суммируются силы от всех цилиндров и которое передает результирующее усилие на шейку коленчатого вала. Это звено обладает относительно большими размерами и соответственно, достаточно большой массой Оптимизация геометрии и массы качающейся шайбы и других звеньев силового механизма с обеспечением требуемых запасов прочности - актуальная практическая задача.

Описаны результаты испытаний первого образца 5-ти цилиндрового аксиального двигателя БД-1 рабочим объемом 1,8 л Выявлена ошибочность применения полусферических упорных подшипников в парах вал-блок (поз 1 рис. 27) и шайба-вал (поз. 2).

На рис 28 приведены графики изменения мощности потерь при прокручивании от частоты вращения. Верхняя кривая соответствует двигателю в исходном состоянии, средняя - двигателю после замены подшипников 1, 2 (рис 27) на подшипники качения, нижняя кривая - для справки соответствует обычному двигателю с кривошипно-шатунным механизмом (один из экспериментальных двигателей семейства УЗАМ с увеличенным до 1,8 л рабочим объемом). Как видно, уже при 2000 мин"1 потери в двигателе БД-1 практически вдвое превышали потери в обычном двигателе. Замена

сферических подшипников на подшипники качения в узлах сопряжения

коленчатого вала с блоком (поз. 1, рис. 27) и качающейся шайбой (поз. 2) хотя и позволила снизить общий уровень механических потерь, однако не решила проблему в целом.

Неудовлетворительной оказалась работоспособность механизма газораспределения (повышенные потери, перегрев), поскольку в этом двигателе был применен толкатель,

скользящий по кулачковой шайбе.

Рис 27 Исходный вариант силового механизма двигателя БД-1

Все это потребовало кардинального пересмотра конструкции механизма ГРМ с установкой в паре кулачок-толкатель роликового

подшипника и изменения передаточных отношений рычагов. (Во всех последующих версиях

аксиальных двигателей были использованы толкатели с роликами, которые показали хорошую работоспособность).

Рис. 28 Механические потери двигателя БД-1

Выявлена недостаточная производительность масляного насоса, что потребовало проведения специальных расчетных и экспериментальных исследований, результаты которых были использованы в последующих версиях двигателей

Бензиновый двигатель А-7 (см выше рис 10, 11) рабочим объемом 4,65 л, аксиальный, 7-ми цилиндровый был первым объектом, на котором стало возможным проведение достаточно широких экспериментально-исследовательских работ Основной целью этих работ было определение работоспособности собственно силового механизма, оценка механических потерь и изучение условий работы отдельных узлов и систем двигателя Получены скоростные и нагрузочные характеристики двигателя, а также проведены эксперименты с подшипниками различной конструкции Учитывая негативный опыт испытаний первого образца аксиального двигателей БД-1, в

БД-1 (начало) -БД-1 (конец) ..... УЗАМ 1,8 л

- - и

. 1..

• / ;

/

/ У

- / 4 ; -

1 1 ■

—(— ■ -4— • ■ : 1

] ; —(— [

<00 800 1000 1200 1400 1<00 1800 3000 3300 3400 3600 3900 3000

конструкцию двигателя А-7 были внесены существенные изменения, касающиеся ГРМ (во всех парах трения применены игольчатые подшипники, обеспечена высокая (с двойным запасом) производительность масляного насоса, использованы вкладыши из антифрикционного алюминия, на задней

коренной опоре и на носке коленчатого вала установлены радиально-упорные подшипники качения. В паре вал-шайба применен сферический

подшипник скольжения (поз. 3, 4 рис. 29). В последнем узле по соображениям кинематики сфера не требуется, но применена из условий удобства сборки силового механизма.

Все это позволило уже на исходном варианте двигателя (рис. 11, 29) провести

достаточно обширные испытания.

Рис. 29 Исходный вариант силового механизма двигателя А-7

На рис. 30 показаны кривы* давления механических потер| двигателя А-7. Кривая 1 • исходный вариант. Как видно, I исходном варианте потер! двигателя А-7 уже при п=240( мин"1 превышают потер! серийного аналога более чем н; 15%. С ростом частоть вращения этот эффек усиливался.

Рис. 30 Механические потер!

двигателя А-7

1 - исходный вариант; 2 - пост доводки подшипника в пар« «шайба-вал»; 3 - серийный (ЭМЗ-53)

!

1

/ 2-

/ /

/

^ з:

/ /

-

Анализ состояния деталей двигателя показал, что подшипник 4 работает ( высоким тепловыделением и износом Для устранения этого недостатка был! использованы различные материалы подшипника и вкладышей 2, 3 (стали антифрикционные алюминиевые сплавы, бронзы и бронзовые покрытия ж стальной подложке), менялась конструкция маслоподводящих каналов, но это ж давало положительного эффекта - наблюдалось сильное тепловыделение посл( 2000 мин'1 Тогда было принято решение освободить внутреннюю поверхности подшипника и сделать ее также рабочей, т е подшипник стал «плавающий» I внутренней цилиндрической поверхностью, сопряженной с шейкой вала, I наружной сферической, сопряженной с вкладышами 2, 3 Первый вариант такого

подшипника показан на рис. 31а. Наилучший результат был достигнут с использованием комбинированного подшипника (с двумя рядами роликов), рис. 316, 32. Этому варианту соответствует крива 2 на рис. 30.

а б

Рис. 31 Варианты подшипника в паре вал-шайба

В таком состоянии проводились дальнейшие испытания двигателя как в режиме прокрутки, так и под нагрузкой. Однако, как видно из рис. 30, уровень механических потерь у двигателя А-7 после 2500мин"1 остался заметно выше, чем у серийного аналога (кривая 3) В то же время до 2400 мин'1 механические потери у обоих двигателей практически одинаковы. Конструкция подшипниковых узлов в силовом механизме двигателя А-7 после доводочных работ приведена на рис. 32 В таком состоянии были проведены лабораторно-дорожные испытания автомобиля УАЗ, рис 33, и получены скоростная и нагрузочные характеристики (рис 34) Минимальный удельный расход топлива по нагрузочной характеристике (оптимального регулирования) составил 270 г/кВт ч, несколько ниже, чем у аналога - двигателя ЗМЭ-53 (285 г/кВт.ч), что следует отнести на счет более высокой степени сжатия в двигателе А-7 (е=9,0 против 7,6 у двигателя ЭМЗ-53). Проведенные испытания подтвердили

прогнозируемые по

результатам динамического расчета возможные проблемы в подшипниковом узле качающейся шайбы вследствие высокого уровня инерционных нагрузок (см. выше рис. 20). В связи с этим стала актуальной задача

минимизации масс движущихся деталей. В первую очередь это касается массы качающейся шайбы (в исходном варианте сталь - 14,45 кг) и шатунов (чугун - 7 шт. по 0,5 кг, итого 3,5 кг)

Рис.32 Конструкция подшипниковых узлов качающейся шайбы после доводочных работ

Проведены расчетные и затем экспериментальные исследования по применению высокопрочных алюминиевых сплавов ВАЛЮ и Д16Т. Сплав ВАГ1-1С обладает хорошими литейными свойствами и выбран в качестве

альтернативного материала качающейся шайбы Сплэе Д16Т предназначен длу изготовления шатунов

Применение легких сплавоЕ для изготовления указанны) деталей позволяет уменьшить массу движущихся частей не 6..,7кг

Рис. 33 Двигатель А-7 в моторное отсеке автомобиля УАЗ 3160

кВт

100

80

60

40

Ме "Т

( А ■—

/

/1 / ш змз -5д \

/ \

1 ✓

У

МР, йе

Нм г/кВтч

300 410

280 390

260 370

350

Ке

г/кВтч 330

325 310

300 290

275 270

250 250

v

\\

\

\

\ змз 1 53

n ёе ]

\ ч ■-- J 1

а-7 . У

1500 2000 2500 3000 15 30 45

Рис 34 Скоростная и нагрузочная (2000 мин'1) характеристики двигателя А-7

60 *т

Для исследования возможности применения указанных сплавов изготовлен! отливка шайбы из материала ВАЛ-10 (рис 35), а также шатуны из сплава Д16Т проведены их расчетные исследования и прочностные испытания (см Табл 1) Как видно из полученных результатов, наблюдается практически линейна; зависимость между нагрузкой и деформациями, при этом деформации находятс; в упругой области вплоть до максимальной нагрузки Р= 4500 кг, после снято нагрузки во всех случаях остаточных деформаций не зарегистрировано Однаю испытания на усталость выявили недостаточную прочность ступицы шайбы Безопасная нагрузка по слабому месту ступицы (между кронштейнами шайбы) составила 1500 кг (при минимально необходимой 3000 кг) Разрушающа: нагрузка (статическая) составила 6350-8340 кг Последующий расчет

Нагрузка на

кроншт, кг

Деформация ступицы Д1, мм *

Таблица. 1 Деформация кронштейна ЛЬ, мм *

1000

2000

3000

0,110 - 0,110 0,280 - 0,283

0,110

0,279

0,184 - 0,190 0,554 - 0,563

0,186

0,559

0,269 - 0,277 0,809 - 0,830

3500

0,271 0,305 - 0,305

0,815 0,930 - 0,940

4000

0,305 0,348 - 0,353

0,349 0,392 - 0,395

0,938 1,043-1,061

1,049 1,141 -1,146 1,143

4500

0,393

* В числителе приведены минимальные и максимальные, в знаменателе -средние значения по 5-ти измерениям._

Рис 35 Алюминиевая качающаяся шайба (сплав ВАЛЮ)

усовершенствованного варианта шайбы с увеличенной с 11 до 22 мм толщиной стенки ступицы показал возможность обеспечения требуемой прочности шайбы (с коэффициентом запаса 1,5).

Расчет шатуна показал заведомо большой коэффициент запаса прочности -2,9, поэтому в проведении разрушающих испытаний шатуна не было необходимости. Однако выбранный материал, вполне удовлетворяя требованиям прочности, не обладает хорошими антифрикционными свойствами Поэтому проблему по замене материала, в частности для шатуна, необходимо решать параллельно с разработкой мероприятий по обеспечению надежной работы и пар трения Одним из возможных решений является использование микродугового оксидирования (МДО) для алюминиевых деталей, работающих в парах трения (в нашем случае алюминиевый шатун, пары шатун-поршень и шатун-шайба) Были проведены эксперименты по подбору комбинации материала и МДО-покрытия Наилучший результат (Табл. 2) показали пары № 5-6 (сталь 95X18 с хромовым покрытием и алюминиевый сплав АЛ4 с МДО-покрытием, коэффициент трения 0,07-0,08 и пары 12-13 (АЛ4 и Д16Т - оба с МДО-покрытием, коэффициент трения 0,03).

При испытаниях двигателей А-7, А-7 2 и АР-5 2 основное внимание уделено решению проблем, связанных с работой силового механизма и изучению потерь на трение Обнаруженный на двигателе А-7 эффект чрезмерного увеличения механических потерь при частоте вращения вала более 2500 мин'1 оказался характерным и для двигателей А-7 2 и АР-5 2 Как уже отмечалось, в двигателях А-7 2 и АР-5 2 вследствие внутреннего расположения карданного шарнира диаметр ЦСО увеличен в два раза (с 50 до 100 мм) Это привело к значительному увеличению поверхности трения в паре шайба-ЦСО На рис 36 показаны кривые мощности механических потерь двигателя А-7 2 с внутренним расположением карданного шарнира (кривая 1) и двигателя А-7 с наружным карданным шарниром (кривая 2) Различие в механических потерях этих двигателей заметно уже при п=1400мин"1, но после 2200 мин"1 принимает ярко

выраженный характер составляет 20%.

Для п=2800 мин'1 разница в мощности потерь

Материал пары трения (шток-втулка) Покрыт. Макс конт давл. кг/мм2 № пар Коэффициент трения при числе циклов пх11?

0,001 0,5 2,0 4,0 6,0 8,0 10,0

Д16Т-Д16Т мдо исходное 1,0 1 2 0,080,12 0,040,11 0,040,12 0,040,12 0,040,12 0,040,11 0,040,11

Д16Т-95X18 МДО исходное 1,0 3 4 0,050,10 0,070,13 0,030,15 0,040,16 0,040,15 0,030,15 0,030,15

95X18-АЯ4 Хром МДО 1,0 5 6 0,100,11 0,080,09 0,070,08 0,070,08 0,070,06 0,070,08 0,070,08

Д16Т-Д16Т МДО мдо 1,0 7 7 0,10 0,10 0,04 0,04 0,06 0,04 0,04

АЛ 4-95X18 МДО исходное 1,0 8 9 0,11 0,12 0,11 0,11 0,11 0,10 0,11

АЛ-4-Д16Т МДО исходное 1,0 10 11 0,060,13 0,040,12 0,050,13 0,040,13 0,030,13 0,030,15 0,030,13

АЛ 4-Д16Т МДО МДО 1,0 12 13 0,080,10 0,030,04 0,030,04 0,030,03 0,030,03 0,030,03 0,030,03

Для уточнения локализации источника повышенных механических потерь были проведены исследования по изучению структуры потерь на трение двигателей А-7 и А-7.2. Кривая 3 соответствует потерям на привод механизма газораспределения и масляных насосов (в двигателях А-7 и А-7.2 их конструкция одинакова). Кривые 4 и 5 получены при прокручивании двигателей с отсоединенной поршневой группой Т. е разница между кривыми 1 и 5, а также между кривыми 2 и 4 соответствует потерям на трение в поршневой группе, соответственно двигателей А-7 2 и А-7. Характер различий между

Мт, 120-Мт

А-7 2 в Сборе (исходная) А-7 в сборе А-7, ГРМ

А-7, ГРМ+ЦСО (без поршней) А-7 2, без поршней (исходная) А-7 2, без поршней (после 20 час) А-7 2, без поршней (вкладыш с канавками)

ГРМ

600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2201 Рис 36 Мощность механических потерь дви!

.....5Вкг ,

блиотекл

С.Петер«ург >.

о» т иг

протеканием кривых 1 и 2 и кривых 4 и 5 практически одинаков, что говорит о том, что за более высокие потери в двигателе А-7 2 ответственна не поршневая группа, а узел центральной сферической опоры. Попытка «понизить» кривую 5 путем более длительной приработки (кривая 6), хотя и ослабила, но не устранила указанного отличия. Изменение конструкции вкладышей, вариации материалами и покрытиями, а также нанесение спиральных канавок на рабочей поверхности вкладыша ЦСО дало положительный эффект в зоне низких частот вращения (кривая 71, не решило проблему повышенных механических потерь.

При п=2800 мин механические потери в двигателе А-7 примерно но 10% больше, чем у аналога (ЗМЗ 53), а в двигателей А-7.2 - почти на 30%.

Выявлена невозможность работы двигателей А-7.2 с частотой вращения более 3000 мин"1 (выход из строя вкладышей ЦСО). Задача оптимизации конструкции ЦСО, сферических вкладышей и системы их смазки выделилась в отдельную проблему, решение которой осуществить в полной мере в рамках данной работы не удалось Тем не менее, достигнутый уровень частоты вращения - 3000 мин"1 , позволил провести ряд опорных экспериментов на двигателе АР-5 2 с изменяемым ходом поршней Механические потери определялись при' минимальном рабочем объеме 1,1 л и сравнивались с потерями серийного аналога того же рабочего объема (МеМ3245, нижняя

кривая рис. 37); среднем рабочем объеме 1,9 л и максимальном рабочем объеме 2,6 л и сравнивались с потерями серийного аналога близкого литража 2,3 л (ЗМЗ 406, верхняя кривая).

Рис. 37 Влияние изменения хода поршней (рабочего объема) на механические потери двигателя АР-5.2

1200 1400 1600 1800 2000 2200 ¿400 2600 об/мин

При частоте вращения п=2200 мин"1 механические потери у двигателя АР-5.2, работающего с минимальным рабочим объемом (1,1 л), на 4 кВт меньше, чем у серийного двигателя или двигателя АР-5.2, работающего с максимальным рабочим объемом. Т е при уменьшении рабочего объема в 2,6/1,1=2,36 раза (или на 58%) механические потери снизились на 50%. Экспериментальные исследования виброактивности аксиального двигателя показали, что основное влияние на вибрацию оказывает гармоника с номером 2,5 (т е. 2,5п/60 Гц, рис. 38). За эту гармонику ответственны газовые силы, действующие 2,5 раза за 1 оборот вала (пять цилиндров, следовательно, частота рабочих ходов в 4-х тактном двигателе 5п/2=2,5п). Первая гармоника (п/60) минимизирована путем балансировки двигателя коррекцией масс противовесов (ее следы видны на спектрограмме), вторая и кратные ей практически отсутствуют. Таким образом, проведенный эксперимент подтверждает наличие равномерной прецессии качающейся шайбы.

зол

20 40

80 100 120 140 160 Гц

Рис. 38 Спектр вибрации двигателя АР-5 2 при п=1550 мин'1

Основные результаты и выводы. Анализ результатов исследований проблем регулирования Vh и е позволяет сделать следующие выводы

В отношении регулирования рабочего объема и степени сжатия:

1. Разработан метод расчета топливной экономичности двигателя с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия Метод позволяет рассчитать нагрузочные, дорожно-экономические характеристики и расход топлива автомобиля по ездовому циклу для различных способов регулирования VhME.

2 Из всех способов регулирования рабочего объема самым эффективным является способ, реализующий модульную концепцию силовой установки -МСУ Расчет показывает и эксперименты подтверждают, что для автомобилей с МСУ суммарным рабочим объемом 1,5. ..3,0 л может быть обеспечено снижение эксплуатационного расхода топлива не менее чем на 25 ..35%.

3. Неизбежным недостатком МСУ является увеличение массо-габаритных показателей силового агрегата. Это ограничивает сферу возможного применения МСУ.

4. Из-за ограничений по вибрации силового агрегата практически модульный принцип применим только в случае использования модулей на базе 3-х и более цилиндровых двигателей.

5 Регулирование рабочего объема путем изменения хода поршня имеет эффективность в топливной экономичности несколько меньше (20-22%), чем при реализации модульной концепции, несмотря на то, что при этом, недискретном, способе регулирования Vh расширяется диапазон нагрузочных режимов, на которых экономия топлива данным способом возможна Снижение эффективности регулирования в данном случае объясняется отрицательным влияние параметра D/S на индикаторный КГЩ при уменьшении хода поршня

Тем не менее, неоспоримым преимуществом данного способа перед другими является то, что он применим для двигателей самой широкой гаммы рабочих объемов независимо от числа цилиндров, включая наиболее массовую группу 3-х и 4-х цилиндровых двигателей Уц = 0,9...2,0 л.

6 Использование регулирования степени сжатия в дополнение к регулированию рабочего объема увеличивает эффект в улучшении топливной экономичности на 5...6%.

7 Идея совместного регулирования \Л, и е может быть реализована на базе модульной концепции, если в качестве модуля применить двигатель с регулируемой степенью сжатия В качестве такого модуля наиболее перспективным представляется 3-х или 4-х цилиндровый модуль на базе траверсного двигателя НАМИ, который является в настоящее время наиболее надежным и работоспособным вариантом двигателя с регулируемой с.

8 Пригодных для практической реализации технических решений по регулированию рабочего объема за счет управления движением поршней на базе «плоских» (двухмерных) силовых механизмов не найдено. Основной проблемой здесь является неуравновешенность двигателя

9 Теоретически регулирование рабочего объема и степени сжатия может быть обеспечено на базе «объемных» (трехмерных) - аксиальных, силовых механизмов, в которых имеется теоретическая возможность совместного регулирования и У/ц, и г по требуемому закону.

В отношении аксиальных двигателей

1 Несмотря на многочисленные попытки, реализация идеи управления движением поршней сдерживается отсутствием надежного силового механизма с гибко управляемой геометрией. Известные решения силового механизма аксиального двигателя с использованием зубчатого зацепления для синхронизации качающейся шайбы неприемлемы из-за невозможности обеспечения регулирования VI, и/или с Другие решения с использованием, например, (простых, одинарных) карданных шарниров не обеспечивают равномерную прецессию шайбы, и также являются неприемлемыми вследствие неуравновешенности и повышенного уровня вибраций.

2 Разработанный и исследованный в данной работе силовой механизм для аксиального двигателя обеспечивает

- равномерную прецессию качающейся шайбы;

- полную уравновешенность;

- регулирование рабочего объема в 2,5 раза за счет изменения угла наклона качающейся шайбы;

- совместное регулирование рабочего объема и степени сжатия

3. Разработаны методы расчета геометрических параметров аксиальных двигателей, а также методы кинематического и динамического расчета, в частности с использованием методов твердотельного моделирования

4 Построены опытные образцы аксиальных двигателей различного назначения Впервые в отечественной практике получены результаты стендовых испытаний (скоростная, нагрузочные характеристики) и проведены лабораторно-дорожные испытания аксиального двигателя в составе автомобиля. На автомобиле УАЗ, в частности, продемонстрированы массо-габаритные преимущества аксиальной компоновки.

5 Следствием конструктивных особенностей, присущих аксиальным двигателям с качающейся шайбой, является относительно большие, по сравнению с обычными двигателями, массы возвратно-поступательных и вращающихся

частей силового механизма Это обуславливает повышенные нагрузки от сил инерции на подшипники коленчатого вала

6 Достигнутый в аксиальных двигателях НАМИ уровень частоты вращения (до 3000 мин' ) хотя и является более высоким, чем в предшествующих аналогах, недостаточен для современного автомобильного бензинового двигателя и необходим поиск технических решений по снижению массы движущихся частей силового механизма с целью повышения «оборотности» двигателя

7 Принципиальным недостатком аксиальных двигателей является отсутствие технологической преемственности с обычными двигателями. Практически все детали, за исключением клапанов и стандартных комплектующих систем питания и зажигания, являются оригинальными Весьма сложными в изготовлении являются блок цилиндров и узел механизма газораспределения Тем не менее, аксиальный двигатель с равномерной прецессией качающейся шайбы остается единственным в настоящее время вариантом двигателя, в котором, по меньшей мере теоретически, имеется возможность обеспечить регулирование рабочего объема и степени сжатия в широких пределах

Основное содержание диссертации опубликовано в следующих работах:

1 Зленко М А Исследование способов отключения цилиндров карбюраторных двигателей - В кн ■ Исследование, конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания -М 'Труды НАМИ Вып 183,1981,с 100-106

2 Зленко М А, Лукшо В А Исследование работы карбюраторного с отключаемыми цилиндрами - В кн Рабочие процессы в двигателях внутреннего сгорания, Всесоюзная конференция' Тезисы докладов, М ■ Изд-во МАДИ, 1982, с 25

3 Шатров Е В., Зленко М А, Лукшо В. А., Озерский А С Регулирование мощности карбюраторного двигателя отключением части цилиндров -Автомобильная промышленность, 1982, с. 13-15.

4 Зленко М А и др Система питания для двигателя внутреннего сгорания А с СССР №973996, 1982

5 Лукшо В А, Зленко М А, и др Система питания двигателя внутреннего сгорания с отключаемыми цилиндрами А с СССР № 918474, 1982

6 Шатров Е В, Зленко М. А. Метод расчета эффективных показателей двигателя с отключаемыми цилиндрами по нагрузочным характеристикам стандартного двигателя. - Двигателестроение, 1985, №4, с 24-28

7 Шатров Е В., Зленко М. А Способы отключения цилиндров и их анализ В кн Исследование, конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания -М.. Труды НАМИ. 1985, с. 3-15.

8 МинкинЛ М., Корчемный Л В Зленко М. А Математическое моделирование вибрации двигателя при отключении цилиндров - Двигателестроение, 1985, № 10, с. 25-27.

8. Кутенев ВФ, Тер-Мкртичьян ГГ., Зленко МА. Пути повышения топливной экономичности автомобильных двигателей на режимах частичных нагрузок//Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. Сб. научн тр./НАМИ - 1988. - С. 7-19.

10 Романчев Ю А Кутенев В Ф, Зленко М А Аксиапьно-поршневой двигатель Патент России № 1768784, 1988

11 Романчев Ю. А, Кутенев В. Ф., Зленко М А Шатунно-поршневая группа аксиально-поршневой машины Патент России № 1770595, 1988

12 Зленко М А, Глаговский С А и др Устройство для управления многоцилиндровым карбюраторным двигателем транспортного средства с

коробкой переключения передач Патент РФ № 1449685, 1989.

13 3ленко МА и др., Аксиально-поршневая машина, Патент РФ № 2030610, 02.10.1990.

14 Анохин И М, Зленко М. А. и др Работы НАМИ в области создания перспективных аксиальных двигателей внутреннего сгорания. //Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания' Сб науч. тр./НАМИ. 1990 с. 5-32

15 Зленко М А. и др Аксиально-поршневая машина Патент России № 2030610, 1990.

16. Зленко М А, Кутенев В Ф Особенности конструкции двигателей аксиальной компоновки: Учебное пособие/МАМИ. - М., 1991 - 44 с,

17. Kutenev V F., Ter-Mkrtichian G G Zlenko M A. Developing non-traditional design engines//OECD Documents, "Towards clean and fuel efficient automobiles", Proceedings of an International Conference, Berlin 25-27 March 1991, p. 424-428.

18 Зленко MA, Кутенев ВФ Аксиальный ДВС' новый взгляд на старую идею//Автомобильная промышленность -1992 - №б. - С. 9-12

19 Romanchev J., Kutenev V., Zlenko M , Reshettsov N Ball-and-socket joint connection W09211453, 1992.

20 Romanchev J, Kutenev V, Zlenko M et al Mechanism for conversion of rotary motion of shaft into translation of executing members W09211449, 1992.

21. Зленко MA, Кутенев В.Ф, Романчев Ю.А. Аксиальные двигатели Особенности конструкции Автомобильная промышленность, 1993, N 5, с 6-9

22. Зленко М А, Кутенев В Ф, Романчев Ю А Кинематика и динамика аксиальных двигателей//Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн тр /НАМИ. -1993. - С 12-45

23 Зленко М А. и др. Аксиально-поршневая машина Патент России № 2076926, 1993.

24. Зленко М. А., Кутенев В Ф Особенности теории и расчета двигателей аксиальной компоновки Учебное пособие для студентов специальности 1501 МАМИ, 1993. с. 42.

25 Зленко М А и др. Аксиально-поршневая машина Патент России № 2072436, 1993.

26 Зленко М А и др Механизм газораспределения двигателя внутреннего сгорания с наддувом Патент России № 2105888, 1993.

27. Зленко М А. Способ работы двигателя внутреннего сгорания. Патент России № 2105168, 1993

28 Зленко М А и др Двигатель внутреннего сгорания Патент России № 2105175, 1993.

29 KoutenevV F., Zlenko М.A, Ter-Mkrtichjan G G New consideration of old ideas - Engine with Controlled Movement of Pistons, 93ME119, 26-th International Symposium on Automotive Technology and Automation (ISATA), Aachen, Germany, 13-17th September 1993.

30 Kutenev V, Romanchev Y, Zlenko M Axial Combustion Engine - Practical Prospects for the Future SAETechn Pap. Series, 940204 1994.

31. Romanchev, Jury A, Kutenev, Vadim F., Istomin, Sergei S .Zlenko, Mikhail A Kvasnikov, Boris V., Mechanism for transforming rotary motion of a shaft into translational motion of actuating members Pat. US № 5442971, 1995 32 Кутенев В Ф, Зленко М. А, Романчев Ю. А Аксиальные двигатели - новые решения, новые возможности// В сб ■ Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания. М , Изд НАМИ - 1995 - с 3

33 Кутенев В Ф, Злен ко M А, Тер-Мкртичьян Г Г Управление движением поршней - неиспользованный резерв улучшения мощностиых и экономических показателей дизеля.//Автомобильная промышленность -1998. - Ne 11 -С.25-29

34 Зленко MA Оценка возможностей улучшения топливной экономичности дизеля за счет регулирования хода поршней//Проблемы конструкции двигателей и экология: Сб научн. тр. /НАМИ. -1998. - С. 42-51.

35 Кутенев В Ф , Яманин А И , Зленко M А. и др Расчет параметров крутильных колебаний коленчатого вала аксиально-поршневого двигателя. //Проблемы конструкции двигателей'Сб научн. тр./НАМИ -1998 - С 149-161

36 Кутенев В Ф, Яманин А И , Зленко M А и др Напряженно-деформированное состояние качающейся шайбы двигателя А-7.2 //Проблемы конструкции двигателей-Сб научн тр./НАМИ. -1998 - С 162-176

37. Кутенев В Ф, Яманин А. И., Зленко M А и др Расчетная оценка напряженно-деформированного состояния остова аксиально-поршневого двигателя// Проблемы конструкции двигателей- Сб. научн тр/НАМИ -1998 -С 177-187

38 Яманин А И, Жаров А В, Зленко M А и др Исследования напряженно-деформированного состояния шатуна аксиально-поршневого двигателя. //Проблемы конструкции двигателей: Сб. научн тр/НАМИ - 1998 -С. 138-148

39 Кутенев В Ф , Яманин А И., Зленко M А, Романчев Ю А Задачи в области численного исследования динамики и прочности аксиально-поршневых двигателей.//Проблемы конструкции двигателей-Сб научн тр./НАМИ - 1998 - С 97-106.

40 Кутенев В , Зленко M , Г Тер-Мкртичьян Г Современный этап создания ДВС с регулируемой степенью сжатия и рабочим объемом, Двигатель, 1999/5

41 Зленко M А, Кутенев В Ф, Тер-Мкртичьян Г Г Некоторые вопросы создания бензинового двигателя с регулируемой степенью сжатия //Проблемы конструкции двигателей и экология- Сб науч трудов./ НАМИ - 1999-Вып 224 С. 21-38.

42 Кутенев В Ф, Яманин А И , Зленко M А Аксиально-поршневые двигатели с переменным рабочим объемом и степенью сжатия. М: НАМИ, 2000, 304 с.

43 Зленко M А Кузнецов Г В Экспериментальное исследование эффективности регулирования геометрии впускной трубы на четырехцилиндровом бензиновом двигателе УЗАМ 248//Автомобили и двигатели: Сб науч тр/НАМИ-2001 -Вып. 228.-С. 128-143.

44. Кутенев В Ф., Яманин А. А., Зленко МАО проблемах динамики и прочности аксиальных двигателей с переменной степенью сжатия и рабочим объе-мом//Автомобили и двигатели Сб науч тр /НАМИ-2001 -Вып 228 -с 186-197

45 Зленко M А, Петриков A M Двигатели необычных схем с управляемым движением поршней//Автомобили и двигатели- Сб науч тр/НАМИ.-2002 -Вып.230.-С 34-45

46 Dachtchenko О, Kutenev V , Тег-Mkrtichian G , Zlenko M et al Reciprocating piston internai combustion engine Pat US 2003/0200942A1, 2003

47 Dachtchenko O, Kutenev V., Ter-Mkrtichian G, Zlenko M et al Reciprocating piston internai combustion engine Pat US Ne 6772717B2, 2004

48 Dachtchenko O, Kutenev V, Ter-Mkrtichian G, Zlenko M et al Internai combustion piston engine comprising various compression influences ЕР 1307642B1, 2004

49 Зленко M A, Петриков A M, Алексеев С H Двигатели необычных схем Журнал Ассоциации Автомобильных Инженеров (ААИ), № 3(32) 2005

Подписано в печать Формат 60x84/16. Бумага для множит, техники Гарнитура Ариал. Усл. печ. л. 2,0. Тираж 100 экз. Заказ № Типография ГНЦ РФ НАМИ. Москва 125438, Автомоторная ул , 2.

»19 0 43

РНБ Русский фонд

2006-4 17373

ВВЕДЕНИЕ

ГЛАВА 1 УПРАВЛЕНИЕ ДВИЖЕНИЕМ ПОРШНЕЙ - МОЩНЫЙ РЕЗЕРВ 13 УЛУЧШЕНИЯ ТОПЛИВНОЙ ЭКОНОМИЧНОСТИ АВТОМОБИЛЬНЫХ ДВС

1.1 Регулирование степени сжатия 19 1.1.1 Критический обзор способов регулирования степени сжатия двигатель SAAB; двигатели типа ВКАРО и ПАРСС; двигатели ALVAR, FEV, Go-Engine, МСЕ-5 траверсные двигатель НАМИ. IFA, Mayflower)

1.2 Регулирование рабочего объема

1.2.1 Отключение цилиндров

1.2.2 Модульная силовая установка (МСУ)

1.2.3 Управление геометрией силового механизма (двигатель с 83 регулируемым ходом поршней)

1.2.3.1 Плоские силовые механизмы (двигатель Pouliot)

1.2.3.2 Объемные силовые механизмы (двигатели Scalzo, АР-5.2)

1.3 Совместное регулирование рабочего объема и степени сжатия

ГЛАВА 2 РАСЧЕТНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ 97 РЕГУЛИРОВАНИЯ РАБОЧЕГО ОБЪЕМА И СТЕПЕНИ СЖАТИЯ

2.1 Расчет эффективности регулирования рабочего объема

2.1.1 Исходные данные.

2.1.2 Расчет нагрузочной характеристики

2.1.2.1 Способы регулирования рабочего объема

2.1.2.2 Принятые допущения.

2.1.2.3 Процедура расчета

2.1.3 Расчет характеристики холостого хода

2.1.4 Топливный баланс автомобиля

2.2 Расчет эффективности совместного регулирования рабочего 123 объема и степени сжатия

2.2.1 Регулирование степени сжатия

2.2.2 Опорные экспериментальные исследования

2.3 Сопоставление расчетных и экспериментальных данных

О влиянии регулирования рабочего объема на токсичность отработавших газов

ГЛАВА 3 КОНСТРУКЦИЯ АКСИАЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ НАМИ С 138 РАВНОМЕРНОЙ ПРЕЦЕССИЕЙ КАЧАЮЩЕЙСЯ ШАЙБЫ

3.1 Краткий обзор конструкции аксиальных двигателей НАМИ

3.2 Особенности конструкции оригинальных узлов аксиальных двигателей НАМИ

3.2.1 Силовой механизм. Варианты выполнения

3.2.2 Особенности конструкции силового механизма двигателя с 163 управляемым движением поршней

3.2.3 Поршневая группа и сферические подшипники скольжения

3.2.4 Маховик

3.3 О тактности и числе цилиндров

ГЛАВА 4. КИНЕМАТИЧЕСКИИ И ДИНАМИЧЕСКИИ РАСЧЕТ СИЛОВОГО 172 МЕХАНИЗМА АКСИАЛЬНОГО ДВИГАТЕЛЯ С РАВНОМЕРНОЙ ПРЕЦЕССИЕЙ КАЧАЮЩЕЙСЯ ШАЙБЫ

4.1 Кинематика аксиального двигателя с равномерной прецессией 172 качающейся шайбы

4.1.1 Определение основных кинематических зависимостей

4.1.2 Особенности кинематического расчета аксиального двигателя с 178 управляемым движением поршней

4.1.2.1 Расчет бензинового двигателя с регулируемым рабочим 182 объемом

4.1.2.2 Расчет дизельного двигателя с регулируемой степенью сжатия

4.2 Основы динамического расчета аксиального двигателя с 187 равномерной прецессией качающейся шайбы

4.2.1 Методика расчета нагрузок, действующих на звенья силового 187 механизма

4.2.1.1 Исходные данные и постановка задачи

4.2.1.2 Разложение сил в новой системе координат. Формулы перехода

4.2.1.3 Определение суммарных сил, действующих на звенья силового 195 механизма

4.2.2 Некоторые результаты динамического расчета

Уравновешивание аксиальных двигателей

ГЛАВА

ОПТИМИЗАЦИЯ КОМПОНОВКИ АКСИАЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Определение основных геометрических параметров двигателя 215 на стадии эскизного проектирования

Особенности конструкции и расчета 221 газораспределительного механизма

Общая компоновка

Кинематический синтез механизма привода клапана

ГЛАВА 6 РЕЗУЛЬТАТЫ ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫХ ИССЛЕДОВАНИИ 235 АКСИАЛЬНЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

6.1 Испытания двигателей БД-1, БД-2.

6.1.1 Испытания узла крепления шатуна в поршне на разрушение

6.1.2 Испытания алюминиевых сплавов для сферических и 239 цилиндрических пар трения

6.1.2.1 Выбор покрытий, разработка технологий нанесения

6.1.2.2 Подбор пар трения и результаты испытаний

6.1.3 Испытания и доводка масляного насоса

6.2 Экспериментальные исследования двигателя А

6.2.1 Прочностные испытания деталей двигателя

6.2.1.1 Испытания на усталость качающейся шайбы

6.2.1.2 Определение прочностных характеристик материала шатуна

6.2.2 Прочностные испытания маховика двигателя А

6.2.3 Стендовые испытания двигателя А

6.3 Экспериментальные исследования двигателя А-7.

6.3.1 Исследования структуры механических потерь двигателя А-7.

6.3.2 Анализ весовых характеристик деталей двигателя А-7.

6.4 Экспериментальные исследования двигателя АР-5.2 273 Основные результаты и выводы

Проблема снижения расхода топлива и выброса вредных веществ остается одной из самых актуальных для автомобильной промышленности. Постоянное ужесточение норм на токсичность и требований к экономичности автомобилей стимулирует поиск новых решений и критический анализ старых, но не нашедших в свое время практического воплощения технических идей. К таковым относится идея управления ходом поршня для реализации регулирования рабочего объема и/или степени сжатия. На взгляд автора эта идея является крупнейшим и практически не освоенным на сегодняшний день резервом повышения КПД двигателя. До сих пор, за исключением весьма ограниченных экспериментальных и теоретических работ, эта область остается без должного внимания со стороны и науки, и промышленности, хотя аргументация в пользу и регулирования рабочего объема, и регулирования степени сжатия давно была достаточно убедительной и никем не подвергалась сомнению. Тем не менее, немногочисленные работы в этом направлении до сего времени не выходят за рамки научных исследований и испытаний экспериментальных образцов.

Одной из задач данной работы является анализ причин такого положения и поиск наиболее перспективных путей в решении проблемы создания двигателей с регулируемым рабочим объемом и степенью сжатия. Автор сознательно не разъединяет, а точнее, объединяет эти понятия - регулирование рабочего объема и регулирование степени сжатия, поскольку те технические решения, изучению которых посвящена эта работа, в значительной своей части предполагают внедрение в саму основу двигателя, в силовой механизм, и позволяют одновременно воздействовать как на рабочий объем, так и на степень сжатия. И то, и другое направления взаимосвязаны не только конструктивно, но и по тому эффекту, который мы имеем при их реализации: влияние на механический и индикаторный КПД и, как следствие, на топливную экономичность.

Таким образом, целью настоящей работы является исследование потенциальных возможностей повышения топливной экономичности двигателей с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия и создание научных основ их разработки.

Большинство из рассматриваемых в настоящей работе технических решений затрагивают базовый узел традиционного двигателя - кривошипно-шатунного механизм. И это не желание создать нечто необычное, экстравагантное, а вынужденная необходимость, имеющая бесспорное теоретическое обоснование. Заимствованный от паровых машин и заложенный в конструкцию традиционного двигателя «простой» кривошипно-шатунный механизм оказался в своей простоте настолько удачным, что за сотни лет его монополию в поршневых машинах не смогли нарушить ни один из других типов силовых механизмов. Практически все выпускаемые промышленностью двигатели - рядные, оппозитные, V-образные, W-образные, звездообразные и т.д. - являются вариациями на тему обычного плоского кривошипно-шатунного механизма. Но этот же механизм оказался слишком «простым», чтобы решить проблему управления движением поршней без его кардинального изменения.

Логика эволюции двигателей такова, что принципиально новые, т.е. отличные от классической рядной или V-образной компоновки, конструкции появляются и осваиваются в промышленности только тогда, когда получаемые за ее счет преимущества жизненно необходимы для решения стратегической технической задачи. Так было, например, со звездообразными двигателями, которые, несмотря на сложность и большую стоимость, все-таки были внедрены в промышленность, поскольку давали авиации принципиально новые возможности. Так было и с двигателями со встречно-движущимися поршнями, поскольку массогабаритные преимущества таких двигателей оказались принципиально важными для создания эффективной специальной техники.

Эта же логика показывает, что при освоении новых конструкций двигателей (или силовых установок), включая и вышеупомянутые, основным критерием по-прежнему является тандем параметров - топливная экономичность и удельная масса (кг/кВт). Стоимость силовой установки, хотя и является важнейшим показателем, стоит на втором, и даже на третьем после токсичности, месте. (Примером тому являются комбинированные энергетические установки, КЭУ). Причем, если решается задача улучшения массогабаритных характеристик в ущерб топливной экономичности, как, например, это было в двигателе Ванкеля, или наоборот, улучшения экономичности за счет ухудшения удельной массы, как это имеет место в двигателе Стирлинга (или тех же КЭУ на современном уровне их развития), - двигатель в лучшем случае займет свое место только лишь в решении каких-то частных, специальных задач, он не будет иметь перспектив массового производства. Поэтому, приступая к рассмотрению какой-либо новой конструкции двигателя, необходимо определить, какую стратегическую задачу решают авторы, достоверно ли оценен эффект от внедрения новой конструкции, стоит ли он того, чтобы идти на кардинальные изменения технологии производства, действительно ли эта задача не может быть решена в рамках обычной схемы, не нарушается ли при этом баланс между топливной экономичностью и массогабаритными показателями.

В настоящей работы изложены результаты исследования различных способов регулирования рабочего объема и степени сжатия и обоснован выбор наиболее перспективных направлений для реализации двигателя с управляемым движением поршней. Причем, здесь практически не рассматриваются известные или «классические» решения такие, как, например, ПАРСС (Поршень с Автоматическим Регулированием Степени Сжатия, это направление, строго говоря, можно также отнести к понятию «двигатель с управляемым движением поршней») или ВКАРО (управляемый вытеснитель в головке цилиндров). Они достаточно хорошо изучены. Акцент сделан на анализ относительно новых технических решений, появившихся за последние 20-30 лет и затрагивающих конструкцию силового механизма. Рассмотрены как «плоские», так и «объемные», в частности аксиальные механизмы.

Аксиальный двигатель (двигатель с компоновкой цилиндров вокруг продольной оси) рассматривается автором как одно из возможных средств достижения поставленной в настоящей работе цели. Аксиальная компоновка заслуживает внимание потому, что здесь есть (по меньшей мере, теоретическая) возможность сохранения компромисса между массогабаритными и экономическими показателями. Именно поэтому на протяжении всей истории развития двигателей аксиальная схема привлекала и привлекает к себе внимание. Ежегодно 5. 10 заявок или публикаций появляются в специальной литературе. Нужно сказать, что большинство из них принципиально отличаются друг от друга в самом главном - силовом механизме. Это многообразие схем говорит о том, что до сих пор не определены единые критерии конструирования аксиальных двигателей, что в свою очередь, по мнению автора, является следствием отсутствия полноценной теоретической базы. Восполнить этот недостаток - одна из задач данной работы.

Понимание особенностей кинематики «нетрадиционных» двигателей, специфики действия и передачи сил - необходимое условие для появления удачной конструкции силового механизма. В мировой практике двигателестроения появление "живой" конструкции нового двигателя - явление крайне редкое. Поэтому на наш взгляд изложение некоторых результатов работ с такими двигателями, созданными как в НАМИ, так и за рубежом, необходимо и для того, чтобы в будущем избежать сделанных ошибок, и для того, чтобы использовать апробированные удачные решения.

Автор отдает себе отчет в том, что многие идеи, изложенные в данной работе, особенно то, что касается собственно конструкции двигателя и его основных узлов, требуют обсуждения и уточнения. В работе практически не затрагиваются проблемы технологии изготовления двигателя, компоновки как единого силового агрегата, вопросы эксплуатационного обслуживания и т. д., что неизбежно должно привести к значительной коррекции существующих конструкций. Тем не менее, автор считает, что эти вопросы относятся к категории, хоть и не простых, но обычных инженерных задач и могут быть решены на стадии работ с опытными образцами последующих серии.

В последние годы разработан и реализован в виде опытных образцов ряд двигателей с силовыми схемами, обеспечивающими регулирование как Vh, так и совместное регулирование Vh и с. В публикациях, касающихся этих схем, практически не содержатся сведения о результатах расчетных исследований и обосновании выбора принятой концепции силового механизма. Поэтому научный анализ новых кинематических схем, определение преимуществ или недостатков того или иного технического решения с целью возможного использования этого решения или аргументированного отказа от него - одна из важнейших научных задач настоящей работы.

В данной работе сознательно опущен полноценный критический обзор многочисленных конструкций нетрадиционных двигателей. Это стало возможным, благодаря опубликованию докторской диссертации А.И. Яманина [57] и многотомного учебного пособия профессоров Кутенева В.Ф. и Яманин А.И. "Расчет и проектирование аксиально-поршневых двигателей" [27], а также работы «Проблемы создания двигателей с переменными степенью сжатия и рабочим объемом» [24], в которых подробно освещены вопросы истории создания этих двигателей, приведена классификация различных схем силовых механизмов и дан критический анализ наиболее характерных конструкций. Поэтому здесь использованы в основном лишь новые материалы, появившиеся за последние годы и которые имеют отношение к основной линии данной работы -регулированию рабочего объема и степени сжатия на базе нетрадиционных схем силовых механизмов.

Эффективность регулирования Vh и с различна для разных типов (бензиновый, дизельный) и для разных режимов работы (полная нагрузка, холостой ход) двигателя. Возможность достоверного расчета прогнозируемого эффекта от применения регулирования Vh и е по характеристикам базового стандартного двигателя - актуальная научная задача.

Одним из перспективных направлений для достижения поставленной цели является упомянутый выше аксиальный двигатель - с расположением цилиндров вокруг и параллельно оси коленчатого вала. Реализация такого двигателя невозможна без решения задачи разработки методов расчета (кинематики и динамики) силового механизма аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы, расчета соотношений размеров звеньев силового механизма для взаимосвязанного регулирования Vh и е.

Все вышесказанное обуславливает круг расчетно-аналитических, конструкторско-технологических и экспериментально-исследовательских задач решаемых, в рамках настоящей диссертации:

- критический анализ существующих технических решений по регулированию Vh и £ и обоснование выбора конструктивной схемы двигателя для практической реализации регулирования Vh и е;

- аналитическое и экспериментальное исследование потенциала регулирования Vh и е с точки зрения улучшения экономических и экологических показателей;

- разработка конструкции двигателя и его систем (управления Vh и с, газораспределения, смазки, подшипниковых узлов и т. д.);

- кинематический, динамический расчеты, расчет уравновешивания, оптимизация конфигурации двигателя;

- отработка технологии изготовления оригинальных деталей двигателя и экспериментальная проверка работоспособности отдельных узлов и двигателя в целом.

В задачи работы также входит экспериментальное исследование работоспособности аксиального двигателя (и его отдельных узлов) с принятой концепцией силового механизма.

Научная новизна работы заключается в следующих защищаемых автором положениях:

1. Разработан метод расчета топливной экономичности двигателей с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия. Метод базируется на расчете нагрузочных характеристик «нового» двигателя по характеристикам базового стандартного двигателя

2. Разработаны методики кинематического, динамического расчета аксиального двигателя с равномерной прецессией качающейся шайбы и управляемым движением поршней, а также метод уравновешивания двигателя, определена количественная взаимосвязь возвратно-поступательно и вращательно движущихся масс с целью уравновешивания аксиального двигателя одним противовесом.

3. Разработан метод оптимизации геометрических параметров силового механизма, показано, что наилучшими массогабаритными показателями обладают 7-ми цилиндровые версии аксиальных двигателей

4. Получены экспериментальные данные о влиянии величины степени сжатия на расход топлива при работе двигателя на режиме холостого хода. Показано, что при реализации «стехиометрической» стратегии управления топливоподачей верхним пределом эффективного увеличения степени сжатия является величина £=12. Если же стратегия управления топливоподачей допускает работу двигателя на обедненной топливовоздушной смеси, то степень сжатия на режиме холостого хода может быть увеличена до £=14-15. При этом экономии топлива составит около 30% по сравнению с вариантом £=7,5 (соответствующим стандартному надувному двигателю с пониженной степенью сжатия).

5. Получен расчетом и подтвержден экспериментально вывод о повышенной нагруженности косого колена аксиального двигателя, что является основным фактором, препятствующим увеличению частоты вращения аксиального двигателя. Созданы математические модели и разработаны методики кинематического и динамического расчета аксиальных двигателей с равномерной прецессией качающейся шайбы.

Достоверность научных результатов подтверждается экспериментальной и расчетной проверкой с использованием современных методов твердотельного моделирования.

Практическая ценность работы. Использование разработанных методик расчета нагрузочных характеристик в сочетании с известными методиками расчета силового и топливного баланса автомобиля позволяет определить эффективность применения регулирования рабочего объема двигателя в составе конкретного автомобиля на конкретных скоростных режимах.

Поставлены опорные эксперименты по определению эффективности регулирования рабочего объема и степени сжатия. Впервые в отечественной практике создан экспериментальный автомобиль, оборудованный двигателем с регулируемым рабочим объемом модульного типа и проведены его лабораторно-дорожные испытания. Экспериментально определена эффективность регулирования степени сжатия на режиме холостого хода. Данные эксперимента легли в основу методики расчета нагрузочной характеристики двигателя с регулируемой степенью сжатия.

Разработаны конструкции аксиальных двигателей различного типа, включая двигатели с управляемым движением поршней. Получены результаты экспериментальных исследований аксиальных двигателей. Созданы опытные образцы двигателей с регулируемыми Vh и е. Определены проблемные узлы. Ряд технических решений, как по силовому механизму, так и по системам двигателя, показавших хорошую работоспособность в ходе экспериментальных исследований (в частности, механизм управления ходом поршней, механизм газораспределения, шатунно-поршневая группа, блок масляного насоса) могут быть использованы в двигателях последующих серий. Впервые в России проведены лабораторно-дорожные испытания аксиального двигателя в составе автомобиля УАЗ. Накоплен ценный технологический опыт по изготовлению оригинальных деталей двигателей нетрадиционных конструкций. Результаты работы используются в учебном процессе в МАДИ и МАМИ.

Апробация работы. Материалы диссертации докладывались и обсуждались: в 1991 г. на Международной конференции в Берлине (Германия); в 1993 г. на 26-ом Международном симпозиуме ISATA в Аахене (Германия); в 1994 г. на ежегодном Международном конгрессе SAE в Детройте (США); в 1996 г. Международной научно-техническая конференции «100 лет российскому автомобилю» (МАМИ, Москва), на Научно-техническом симпозиуме «Двигатели-96» (Москва), на семинаре кафедры Э-2 МГТУ им. Баумана и XIY Научно-технической конференции "Экология и топливная экономичность автотранспортных средств" (Дмитров); в 2005 г. на международном научном симпозиуме, посвященному 140-летию МГТУ «МАМИ», на Автомобильной секции в Доме ученых Российской Академии Наук, на 50-ой международной научно-технической конференции «Автомобиль и окружающая среда» (НИЦИАМТ, Дмитров), а также на секции НТС ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ».

Публикации. По теме диссертации опубликовано 32 научные статьи, (в соавторстве) одна монография и 16 патентов (России, Европатентов и патентов США).

Основные результаты и выводы В отношении регулирования рабочего объема и степени сжатия:

1. Разработан метод расчета топливной экономичности двигателя с регулируемыми рабочим объемом и степенью сжатия. Метод позволяет рассчитать нагрузочные, дорожно-экономические характеристики и расход топлива автомобиля по ездовому циклу для различных способов регулирования Vh и £.

2. Из всех способов регулирования рабочего объема самым эффективным является способ, реализующий модульную концепцию силовой установки - МСУ. Расчет показывает и эксперименты подтверждают, что для автомобилей с МСУ суммарным рабочим объемом 1,5.3,0 л может быть обеспечено снижение эксплуатационного расхода топлива не менее чем на 25.35%.

3. Неизбежным недостатком МСУ является увеличение массо-габаритных показателей силового агрегата. Это ограничивает сферу возможного применения МСУ.

4. Из-за ограничений по вибрации силового агрегата практически модульный принцип применим только в случае использования модулей на базе 3-х и более цилиндровых двигателей.

5. Регулирование рабочего объема путем изменения хода поршня имеет эффективность в топливной экономичности несколько меньше (20-22%), чем при реализации модульной концепции, несмотря на то, что при этом, недискретном, способе регулирования Vh расширяется диапазон нагрузочных режимов, на которых экономия топлива данным способом возможна. Снижение эффективности регулирования в данном случае объясняется отрицательным влияние параметра D/S на индикаторный КПД при уменьшении хода поршня. Тем не менее, неоспоримым преимуществом данного способа перед другими является то, что он применим для двигателей самой широкой гаммы рабочих объемов независимо от числа цилиндров, включая наиболее массовую группу 3-х и 4-х цилиндровых двигателей Vh = 0,9.2,0 л.

6. Использование регулирования степени сжатия в дополнение к регулированию рабочего объема увеличивает эффект в улучшении топливной экономичности на 5. 6%.

7. Идея совместного регулирования Vh и е может быть реализована на базе модульной концепции, если в качестве модуля применить двигатель с регулируемой степенью сжатия. В качестве такого модуля наиболее перспективным представляется 3-х или 4-х цилиндровый модуль на базе траверсного двигателя НАМИ, который является в настоящее время наиболее надежным и работоспособным вариантом двигателя с регулируемой £. 8. Пригодных для практической реализации технических решений по регулированию рабочего объема за счет управления движением поршней на базе «плоских» (двухмерных) силовых механизмов не найдено. Основной проблемой здесь является неуравновешенность двигателя.

9 Теоретически регулирование рабочего объема и степени сжатия может быть обеспечено на базе «объемных» (трехмерных) - аксиальных, силовых механизмов, в которых имеется теоретическая возможность совместного регулирования и Vh, и £ по требуемому закону. В отношении аксиальных двигателей

1. Несмотря на многочисленные попытки, реализация идеи управления движением поршней сдерживается отсутствием надежного силового механизма с гибко управляемой геометрией. Известные решения силового механизма аксиального двигателя с использованием зубчатого зацепления для синхронизации качающейся шайбы неприемлемы из-за невозможности обеспечения регулирования Vh и/или £. Другие решения с использованием, например, (простых, одинарных) карданных шарниров не обеспечивают равномерную прецессию шайбы, и также являются неприемлемыми вследствие неуравновешенности и повышенного уровня вибраций.

2. Разработанный и исследованный в данной работе силовой механизм для аксиального двигателя обеспечивает

- равномерную прецессию качающейся шайбы;

- полную уравновешенность;

- регулирование рабочего объема в 2,5 раза за счет изменения угла наклона качающейся шайбы;

- совместное регулирование рабочего объема и степени сжатия.

3. Разработаны методы расчета геометрических параметров аксиальных двигателей, а также методы кинематического и динамического расчета, в частности с использованием методов твердотельного моделирования.

4. Построены опытные образцы аксиальных двигателей различного назначения. Впервые в отечественной практике получены результаты стендовых испытаний (скоростная, нагрузочные характеристики) и проведены лабораторно-дорожные испытания аксиального двигателя в составе автомобиля. На автомобиле УАЗ, в частности, продемонстрированы массо-габаритные преимущества аксиальной компоновки.

5. Следствием конструктивных особенностей, присущих аксиальным двигателям с качающейся шайбой, является относительно большие, по сравнению с обычными двигателями, массы возвратно-поступательных и вращающихся частей силового механизма. Это обуславливает повышенные нагрузки от сил инерции на подшипники коленчатого вала.

6. Достигнутый в аксиальных двигателях НАМИ уровень частоты вращения (до 3000 мин"1) хотя и является более высоким, чем в предшествующих аналогах, недостаточен для современного автомобильного бензинового двигателя и необходим поиск технических решений по снижению массы движущихся частей силового механизма с целью повышения «оборотности» двигателя.

7. Принципиальным недостатком аксиальных двигателей является отсутствие технологической преемственности с обычными двигателями. Практически все детали, за исключением клапанов и стандартных комплектующих систем питания и зажигания, являются оригинальными. Весьма сложными в изготовлении являются блок цилиндров и узел механизма газораспределения. Тем не менее, аксиальный двигатель с равномерной прецессией качающейся шайбы остается единственным в настоящее время вариантом двигателя, в котором, по меньшей мере теоретически, имеется возможность обеспечить регулирование рабочего объема и степени сжатия в широких пределах.

Заключение

Создания нового двигателя с новыми функциональными возможностями такими, как регулирование рабочего объема и степени сжатия - чрезвычайно сложная задача, требующая решения широкого комплекса проблем конструкторского и технологического характера, разработки оригинальных систем управления, специальных исследований материалов и покрытий, углубленных исследований условий работы специфических узлов, таких, например, как сферические подшипники, механизм газораспределения, система смазки и т. д. Здесь была сделана попытка решить или приблизиться к решению некоторых из этих проблем.

Разработанные методы кинематического и динамического расчета позволяют определять общие параметры двигателя, требуемые геометрические соотношения звеньев силового механизма и рассчитывать нагрузки в силовых сочленениях.

Разработанные конструкции, хотя и не в полной мере, но позволяют реализовывать регулирование рабочего объема и степени сжатия и проводить экспериментальные исследования таких двигателей.

Не следует считать, что разработанный в НАМИ силовой механизм аксиального двигателя с управляемым движением поршней является наилучшим и единственно возможным. Он использован лишь потому, что других более простых, более элегантных, более совершенных решений не было выявлено. Авторы отдают себе отчет в недостатках данного механизма, тем не менее, этот механизм позволил перейти к практической реализации идеи регулирования хода поршней и провести ряд уникальных экспериментов.

Проведенные автором исследования модульной силовой установки (МСУ) в составе автомобиля, в которой не просто имитировалось, а реально обеспечивалось регулирование рабочего объема в реальных условиях движения, экспериментально подтвердили большие резервы этого способа управления двигателем с точки зрения топливной экономичности. Аксиальный двигатель по сути - один из способов достижения того же эффекта, который достигается в модульной силовой установке. Хотя на взгляд автора МСУ, несмотря на недостатки по массо-габаритным параметрам, сама по себе достойна большего внимания. Это направление по мнению автора является отдельным и весьма перспективным направлением улучшения топливной экономичности двигателей относительно большого литража - 2,0.3,0 л и более, для автомобилей среднего класса, повышенной проходимости и специальной техники.

Автор попытался ослабить некоторую неопределенность в цифрах, характеризующих эффективность регулирования степени сжатия в бензиновом двигателе на дроссельных режимах. Поставленные эксперименты по регулированию степени сжатия на режиме холостого хода определили предельное значение реального (с учетом конструктивных ограничений) повышения экономичности. Эти значения могут быть несколько уточнены для конкретного двигателя, но предельным уровнем эффективности регулирования степени сжатия можно считать 30-35%, соответствующие режиму холостого хода - режиму предельного дросселирования. Упоминаемые многими авторами цифры -10, 15,15-20% и т. д. (в зависимости от глубины регулирования степени сжатия), следует рассматривать как «среднеэксплуатационные» проценты снижения расхода топлива при регулировании степени сжатия.

На протяжении всей истории развития двигателестроения проблемы регулирования рабочего объема и степени сжатия являются предметом постоянного интереса специалистов. Автор рассматривает данную работу лишь, как один из шагов в решении этих проблем и попытался внести свой вклад в теорию и практику создания двигателя с регулируемым рабочим объемом и степенью сжатия.

1. Автомобильный двигатель ЗИЛ-130.- М.: Машиностроение, 1973,- 263 с.

2. Двигатели внутреннего сгорания. Теория рабочих процессов поршневых и комбинированных двигателей. Под редакцией Орлина А. С., М.: Машиностроение, 1971,-с. 184.

3. Двигатели внутреннего сгорания. Устройство и работа поршневых и комбинированных двигателей. 4-е издание. Под. общ. ред. А. С. Орлина и М. Г. Круглова.- М.: Машиностроение, 1990.-с. 253-260.

4. Гарипов М. Д. Унифицированный рабочий процесс поршневых ДВС, Автореф. дисс.канд. техн. наук: 05.04.02 .- Уфа, 2004. с. 34

5. Григорьев М. А. Износ и долговечность автомобильных двигателей / М. А. Григорьев, Н. Н. Пономарев.-М.: Машиностроение, 1976, с. 60-73.

6. Демидов В. П. Двигатели с переменной степенью сжатия / В. П. Демидов.- М.: Машиностроение. 1978.- 136 с.

7. Зленко М.А. Исследование способов отключения цилиндров карбюраторных двигателей / М. А. Зленко // Исследование, конструирование и расчет двигателей внутреннего сгорания: Сб. науч. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1981,- Вып. 183.-с. 100 -106.

8. Зленко М. А. Кинематика и динамика аксиальных двигателей / М. А. Зленко, В. Ф. Кутенев, Ю. А. Романчев // Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания: Сб. науч. тр. М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1993. с. 12-45.

9. Зленко М.А. Повышение топливной экономичности бензиновых двигателей путем отключения части цилиндров: Дисс. канд. техн. наук: 05.04.02/ М.: 1986.210 с.

10. Зленко М. А. Особенности теории и расчета двигателей аксиальнойкомпоновки: Учебное пособие для студентов специальности 1501 / М. А. Зленко, В. Ф. Кутенев; МГТУ «МАМИ».- М.:, 1993.-42 с.

11. Зленко М. А., Петриков А. М. Двигатели необычных схем с управляемым движением поршней / Зленко М. А., Петриков А. М. //Автомобили и двигатели: Сб. науч. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 2002.-Вып.230.-с. 34^5

12. Илей Л. Двигатель с переменным рабочим объемом / Л. Илей II Автомобильная промышленность США. -1986, № 8.- с. 8

13. Корчемный Л. В. Механизм газораспределения автомобильного двигателя / Л. В. Корчемный.-М.: Машиностроение, 1981.- 160 с.

14. Кудрявцев Ю.В. Исследования аэродинамических качеств и сопротивлений качению автомобилей ГАЗ в заводских условиях / Ю.В. Кудрявцев, В. А. Петрушов II Вестник машиностроения.- 1995.- №9.

15. Кутенев В. Ф. Аксиальные двигатели новые решения, новые возможности/ В. Ф. Кутенев, М. А. Зленко, Ю. А. Романчев// Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1995.-с. 3-12.

16. Кутенев В.Ф. На испытаниях МСУ / В.Ф. Кутенев, Н. В. Решетцов, А.М. Шевкун II За рулем.-1990.- N 6. - с. 10-11.

17. Кутенев В. Ф. Напряженно-деформированное состояние качающейся шайбы двигателя А-7.2. / В. Ф. Кутенев, А.И. Яманин, М.А Зленко II Проблемы конструкции двигателей: Сб. научн. тр.-М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1998. - с. 162176.

18. Кутенев В. Ф. О проблемах динамики и прочности аксиальных двигателей с переменной степенью сжатия и рабочим объемом/ В. Ф. Кутенев, А. А. Яманин, М.

19. A. Зленко //Автомобили и двигатели: Сб. науч. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 2001.- Вып. 228. -с. 186-197.

20. Кутенев В. Ф. О регулировании рабочего процесса и степени сжатия в дизеле /

21. B. Ф. Кутенев, Г. Г.Тер-Мкртичьян // Проблемы конструкции двигателей и экология: Сб. научн. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1998, с. 57-72.

22. Кутенев В. Ф. Проблемы создания двигателей с переменными степенью сжатия и рабочим объемом /В.Ф. Кутенев, А.И. Яманин.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1998.-220 с.

23. Кутенев В. Ф. Расчет и проектирование аксиально-поршневых двигателей: Учеб. пособие в 7 частях / В. Ф. Кутенев, А.И. Яманин.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1996.

24. Кутенев В. Ф. Расчет и проектирование аксиально-поршневых двигателей: Учеб. пособие для вузов в 6-ти книгах по спец. 101200 / В. Ф. Кутенев, А. И. Яманин; ЯГТУ.-Ярославль, 1996.

25. Кутенев В.Ф. Расчет параметров крутильных колебаний коленчатого вала аксиально-поршневого двигателя /В. Ф. Кутенев, А. И. Яманин, М. А. Зленко // Проблемы конструкции двигателей: Сб. научн. тр.-М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1998. с. 149-161.

26. Кутенев В. Ф. Расчетная оценка напряженно-деформированного состояния остова аксиально-поршневого двигателя А-7.2./ В. Ф. Кутенев, А. И. Яманин, М. А. Зленко //Проблемы конструкции двигателей: Сб. научн. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1998.-с. 177-187.

27. Малышев В.Н. Физико-механические характеристики и износостойкость покрытий, нанесенных методом микродугового окседирования / В. Н.Малышев, С.И. Булычев // Физика и химия обработки материалов.- 1985,- №1.- с. 82-86.

28. Марков Г. А. Износостойкость покрытий, нанесенных анодно-катодным микродуговым методом / Г.А. Марков, В. И. Белеванцев // Трение и износ.- 1988,2,- с. 286-290.

29. Масленников М. М. Авиационные двигатели легкого топлива / М. М. Масленников, М. С. Рапипорт.-М.: Оборонгиз, 1946.-е. 184 -186.

30. Масленников М. М. Авиационные поршневые двигатели / М. М. Масленников, М. С. Рапипорт,- М.: Оборонгиз, 1951. -847 с.

31. Махалдиани В. В. Двигатели внутреннего сгорания с автоматическим регулированием степени сжатия / В. В. Махалдиани, И. Ф. Эджибия, А. М. Леонидзе.- Тбилиси: Мецниереба.-1973. -269 с.

32. Морозов К. А. Особенности рабочих процессов высокооборотных карбюраторных двигателей /К. А. Морозов, Б. Я. Черняк, Н. И. Синельников М.: Машиностроение, 1971.-61 с.

33. Петросянц А.А. Кинетика изнашивания покрытий, нанесенных методом микродугового оксидирования / А. А. Петросянц, В. А. Малышев //Трение и износ,-1984.-№2,- с. 350-354.

34. Петрушов В.А. Оптимизация измерения сопротивлений качению методом выбега при стендовых испытаниях автомобильных шин / В. А.Петрушов // Вестник машиностроения.- 2003,- №8.

35. Соколов О. В. Режимы работы автомобильных двигателей в условиях эксплуатации / О. В. Соколов, Н. Н. Пономарев, В. А. Метелкин// Автомобилестроение: Сб. научн. ст.-М.: НИИНавтопром, 1971.- № 3, с. 92-102.

36. Стефановский Б.С. Плотные компоновки поршневых машин: Деп. в НИИНавтопром / Б. С. Стефановский, А. И. Яманин, А. Н. Истомин; Яросл. Политехи, ин.-т. М.- 1977, - № Д-166. - 27 с.

37. Стечкин Б. С. Индикаторная диаграмма, динамика тепловыделения и рабочий цикл быстроходного поршневого двигателя / Б. С. Стечкин, К. И Генкин, В. С. Золотаревский, И. В. Скородинский. -М.: Из-во АН СССР, 1960.- с 13-14.

38. Танатар Д.Б. Дизели. Компоновка и расчет / Д. Б. Танатар.- Л.: Морской транспорт, 1956.- с. 79

39. Тер-Мкртичьян Г. Г. Вопросы теории двигателей с управляемым движениемпоршней с плоскими преобразующими механизмами / Г. Г. Тер-Мкртичьян, В. Ф .Кутенев, А. И. Яманин,- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ».- 2004,- с. 240

40. Тер-Мкртичьян Г. Г. Новые возможности воздействия на рабочий процесс за счет управления движением поршней / Г. Г. Тер-Мкртичьян // Проблемы конструкции двигателей и экология: Сб. научн. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1998, с. 79-90.

41. Тер-Мкртичьян Г. Г. Т-01 дизель с управляемым движением поршней / Г. Г. Тер-Мкртичьян //Автомобильная промышленность.-1992.- №4.- с. 25-27.

42. Трощенко В. Т. Сопротивление усталости металлов и сплавов: В 2 т. / В. Т. Трощенко, Л. А. Сосновский.- К.: «Наукова думка», 1987.-Т. 2. с. 1303.

43. Феодосьев В. И. Сопротивление материалов/ В. И. Феодосьев.- М.: «Наука», 1974.

44. Ханин Н. С. Автомобильные роторно-поршневые двигатели / Н. С. Ханин, С. Б. Чистозвонов.- М.: Машгиз.-1964. 184 с.

45. Ховах М. С. Автомобильные двигатели /М. С. Ховах.- М.: «Машиностроение», 1977.

46. Худолий Н. Н. Повышение топливной экономичности многоцилиндровых бензиновых двигателей совершенствованием способа регулирования мощности: Автореф. дисс.канд. техн. наук: 05.04.02. Киев, 1983. -24 с.

47. Хуциев А.И. Двигатели внутреннего сгорания с регулируемым процессом сжатия / А.И. Хуциев,- М.: Машиностроение, 1986. -104 с.

48. Шатров Е. В. Способы отключения цилиндров и их анализ / Е. В. Шатров, М. А. Зленко // Исследование, конструирование и расчет тепловых двигателей внутреннего сгорания: Сб. научн. тр.- М.: ГНЦ РФ ФГУП «НАМИ», 1985, с. 3-15.

49. Шатров Е.В. Метод расчета эффективных показателей двигателя с отключаемыми цилиндрами по нагрузочным характеристикам стандартного двигателя / Е.В. Шатров, М. А. Зленко //Двигателестроение,-1985,- № 4.- с. 24-28.

50. Яманин А. И. Исследования напряженно-деформированного состояния шатуна аксиально-поршневого двигателя / А. И. Яманин, А. В. Жаров, М. А. Зленко и др. //Проблемы конструкции двигателей: Сб. научн. тр.- М.: ГНЦ РФ

51. ФГУП «НАМИ», 1998.-с. 138-148.

52. Яманин А. И. Параметрический синтез поршневых двигателей с нетрадиционными конструктивными схемами: Дисс. д-ра техн. наук: 05.04.02.-Ярославль, 1994.- 477 с.

53. Яманин А. И. К вопросу об оценке параметров напряженно-деформированного состояния качающейся шайбы аксиально-поршневого двигателя / А. И. Яманин, С. Е. Отбоев // Известия ВУЗов.- М.: Машиностроение. 1996. - № 7-9. - с. 67-71.

54. Яровой В.Н. Кинематика, динамика и габаритные характеристики дви-гателей внутреннего сгорания с качающейся шайбой.: Дисс.канд. техн. наук: 05.04.02.-М.: МВТУ им. Баумана, 1962. 200 с.

55. Автомобильный двигатель с изменяемым рабочим объемом цилиндров: Бюлл. иностр. научно-технич. информации ТАСС, № 50 (2452), декабрь 1989.

56. Новый экономичный двигатель, разработанный фирмой Scalzo. Автомобильная промышленность США.- 1986.- № 6.

57. Adamis P., Н. Heinrich, P. Walzer. Ottomotor mit variable Verdichtungsverhaeltnis. Automobil Industrie, 1985, №4, p. 439.

58. Alsterfalk M., Filipi Z. S., Assanis D. N. The Potential of the Variable Stroke Spark-Ignition Engine. SAE Paper № 970067, 1997, p. 10.

59. Barulli A. Experimental researches of the engine executed in scheme "two in one". "Proc. 15th Intersoc. Energy Convers. Eng. Confr. Energy 21th Century", Seattle, Wash.1980, Vol. 1, New York, N. Y„ 1980, 691-697, 8 ill., 1 Table.

60. Barulli A., Lafargia D., Napolitano M., The two-in-one engine an experimental study., "Proc. 15-th Intersoc. Energy Sonvers Eng. Conf.: Energy 21-st Century", Seattle, Wash. 1980, Vol. 1, New York, №4., 1980, p.691-697.

61. Berta G. L. Improvement of passenger car fuel economy by means of cylinder cutoff. New Energy Cjnserv. Technol. and Commer. Proc. Int. Conf., Berlin, 6-10 Apr.,1981. Vol.3", Berlin e. a., 1981, pp. 2402-2410.

62. Berta G. L. Previsioni di riduzione del consume di combustibile delle outovetture con I' inpiego del "motore modulare", ATA, 1978, № 6, p. 257-273.

63. Bollig Ch., Habermann K., Schwaderlapp M., Yapici I. K. Variable Verdichtung Ein Weg zur effizienten Hochaufladung. MTZ 12/2001 Jahrgang 62, p. 984-994.

64. Cambell C. The axial engine // Automobile Engineer. 1941, December. - pp. 427433.

65. Caris D.F., Nelson E.E. A New Look at High Compression Engines, SAE preprint №61А-1958.

66. Caris D.F., Nelson E.E. A New Look at High Compression Engines, SAE Transactions, vol. 67, 1959.

67. Deutschmann H., Wolters G-M. Neue Verfahren zur Mitteldrucksteigerung abgasturoaufgeladener Dieselmotoren, MTZ, 44(1983) 11, pp. 431-437.

68. Dietrich Ph., Scherer G., Boulouchos K. Antriebsstrategien fuer eine umweltfreunliche Mobilitaed., ATZ 7-8, 2002,104, pp. 632-641.

69. Dowsett S. Mayflower unveils "revolutionary" engine, REUTERS, October 2, 2001.

70. Filipi Z. S. On Determining the Optimum Stoke-to-Bore Ratio for a Spark Ignition Engine of Given Displacement. XXVI FISITA Congress, Prague, June 1996.

71. Gish R. E., McCullough J. D., Retzloff J. В., Mueller H. T. Determination of True Engine Friction. SAE Transaction, Vol. 66,1958, p. 640.

72. Grundy J. R., Kiley L. R., Brevick E. A. AVCR 1360-2 Hugh Specific Output Variable Compression Ratio Diesel Engine. SAE-Paper 760051

73. Hauser G. Teillastverfahren fuer Verbrennungsmotore. Entwurf eines Sechzylin-der-Viertakt-Ottomotor mit verstellbarer Verdichtung. Kraftfahrzeugtechnik 5 (1955).

74. Howard G. "2, 4. 6, 8. Which cylinder shall we operate?", MOTOR week ending, 1983, June 25, pp. 52-55.

75. Kemper H., Baumgarten H., Habermann K., Yapici I. K., Pischinger .On the Road Towards Consequent Downsizing Engine with Continuously Variable Compression Ratio in a Demonstration Vehicle, MTZ worldwide Edition No.: 2003-05

76. Kraemer M. Einfluss der Verdichtung auf das Motorverhalten eines hubraumkleinen Einzylinder-Dieselmotors. Dissirtation, RWTH Aahen, 1985.

77. Kutenev V. F., Ter-Mkrtichian G. G. Zlenko M. A. Developing non-traditional design engines//OECD Documents, "Towards clean and fuel efficient automobiles", Proceedings of an International Conference, Berlin 25-27 March 1991, p. 424-428.

78. Martyn Roberts. Benefits and Challenges of Variable Compression Ratio (VCR).Copyright © 2002 Society of Automotive Engineers, Inc. Paper Number 03P-227

79. Magnus Christensen, Anders Hultqvist, Bengt Johanson. Demonstrating the Multi Fuel Capability of a Homogeneous Chargy Compression Ignition Engine with Variable Compression Ratio. SAE Techn. Pap. № 1999-01-3679, p. 15.

80. Muranaka S., Takagi Y, Ishida T. Factors Limiting the Improvement in Thermal Efficiency of S. I. Engine at Higher Compression Ratio. SAE Techn. Pap. № 870548, p.11.

81. Petmshov V. A. Coast Down Method in Time-Distance Variables. SAE Technical Papers Series, N 970408, 1997.

82. Petrushov V. A. Improvement of Vehicle Aerodynamic Drag and Rolling Resistance Determination from Coast-Down Tests. Proc. Instn Mechanical Engineers, Vol 212 Part D00497, 369-380, 1998.

83. Pouliot H. N., Delameter W. R. and Robinson C. W. A Variable- Displacement Spark-Ignition Engine., SAETechn. Pap. Series, 770114, March 1977.

84. Pouliot H. N., Robinson C. W. and Delameter W. R. Variable- Displacement Spark-Ignition Engine Final Report. Report № SAND77-8299, Sandia Laboratories, Livermore, California, May 1978.

85. Schommers J, Niefer H, Fornagel M., DaimlerChrysler , Stuttgart "Der neue 12-Zylinder-Motor von Mercedes-Benz (The new Mercedes-Benz V12 engine)", Aachener Kolloquium Fahrzeung- und Motorentechnik 1999.

86. Siegla D.C., Siewert. The Variable Stroke Engine Problems and Promises, SAE Techn. Pap. № 780700, August 1978.

87. Speckens F-W, Scheid E. 25 Jahre FEV. Die Gegenwart gestalten, die Zukunft entwickeln. MTZ, 10/2003 Jahrgang64, pp. 794-801.

88. Stan C., Personnaz J. Hybridantriebskonzept fur Stadtwagen auf Basis eines kompakten Zweitaktmotors mit Ottodirekteinspritzung. ATZ Automobiltechnische Zeitschrift 102 (2000) 2, pp. 119-127.

89. Sykes R. G. Methods to reduce the fuel consumption of gasoline engines, Tickford, Engines Expo 2000 paper.

90. Vincent E. T. The Turbo-Supercharged spark Ignition Engine with Variable Compression Ratio, The University of Michigan, Technical Report, ORA Project 05847, under contract with US Army Tank-Automotive Center, April 1966. 69 p.

91. Walzer P., u. a. Variable Steuerzeiten und variable Verdichtung deim Ottomotor, MTZ, 47 (1986) 1, s. 15.

92. Watanabe E., Fueutani I., Cylinder Cut-off of 4-stroke Cycle Engine at Part-Load and Idle.- "SAE Techn. Pap. Ser.", 1982, № 820156, p. 9.

93. Wirbeleit F.G., Binder K. and Gwinner D. Development of Piston with Variable Compression Height for Incrising Efficiency and Specific Power Output of Combustion Engines, SAE Techn. Pap., 900229

94. Automotive Engineer, June 2002, p. 12.

95. Saab Variable Compression SVC- Variability und Kontrolle, MTZ,

96. Motortechnische Zeitschrift 62 (2001) 6; p. 424^31101. "SVC engine partners power with economy", ISATA magazine, April 2000.

97. Пат. 591597 Российская Федерация, МКИ F 01 L 1/04. Механизм газораспределения четырехтактного двигателя внутреннего сгорания/ Ю.А. Романчев, С. С.Истомин.- Опубл. 05.02.78, Бюл. № 5.

98. Пат. 1768784 Российская Федерация, МКИ F 02 В 75/26, F 01 L 1/04. Аксиально-поршневой двигатель / Ю. А. Романчев, В. Ф Кутенев., М. А. Зленко,-Опубл. 15.10.1992. Бюл. №38.

99. Пат. 1770595 Российская Федерация, МКИ F 02 F 3/00, F 16 J 1/22. Шатунно-поршневая группа аксиально-поршневой машины / Ю. А. Романчев, В. Ф. Кутенев, М. А. Зленко, Н. В. Решетцов; Опубл. 23.10.1992, Бюл. 39.

100. Пат. 2030608 Российская Федерация России, МКИ F 02 В 75/06, 75/18. Двигатель внутреннего сгорания/ Г. Г. Тер-Мкртичьян, В. Ф.Кутенев, А. А. Никитин.- Опубл. 10.03.1990, Бюл. №7.

101. Пат. 1786885А1, МКИ F 01 В 3/02, F 02 В 75/26. Аксиально-поршневая машина с регулируемым рабочим объемом / Ю. А. Романгчев, В. Ф. Кутенев, Б. И. Осипов.- Опубл. 11.11.1988.

102. Пат. 2030610 Российская Федерация, МКИ F 02 В 75/26. Аксиально-поршневая машина / М. А. Зленко, В. Ф Кутенев, Ю. А. Романчев, И. М. Анохин.-Опубл. 10.03.1990, Бюл. №7.

103. Пат. 2072436 Российская Федерация, МКИ F 02В 75/26, F 02D 15/02, F 01В 3/02. Аксиально-поршневая машина / М. А. Зленко, В. Ф. Кутенев, Ю. А. Романчев, Ю. В. Бродягин Опубл. 27.01.97., Бюл. № 3.

104. Пат. 2076926 Российская Федерация, МКИ F 01 В 3/02, 31/00, F 02 В 75/26. Аксиально-поршневая машина/ М. А. Зленко, Г. В. Кузнецов, В. Ф. Кутенев, В. А.

105. Митряев, Ю. А. Романчев; Опубл. 10.04.1997, Бюл. №10.

106. Пат. 2105168 Российская Федерация, МКИ F 02 В 33/14. Способ работы двигателя внутреннего сгорания / М. А. Зленко, В. Ф. Кутенев, Ю. А. Романчев, А. В. Тюрин.- Опубл. 20.02.1998, Бюл. № 5.

107. Пат. 2105175 Российская Федерация, МКИ F 02 В 75/26, F 01 В 3/10, F 01 L 7/00. Двигатель внутреннего сгорания / М. А. Зленко, В. Ф. Кутенев, Ю. А. Романчев, А. В. Тюрин,- Опубл. 20.02.1998, Бюл. № 5.

108. Пат. 2105888 Российская Федерация, МКИ F 02 В 33/30, 33/14, F 01 L 7/00, F 02 В 75/26. Механизм газораспределения двигателя внутреннего сгорания с наддувом / М. А. Зленко, В. Ф. Кутенев, Ю. А. Романчев, А. В. Тюрин,- Опубл.2702.1998, Бюл. №6.

109. Международная заявка № PCT/SU90/00276 Mechanism for conversion of rotary motion of shaft into translation of executing members. Romanchev J., Kutenev V., Istomin S., Zlenko M. , Kvasnikov В.- Номер междунар. публикации WO 92/11449,-Опубл. 09.07.1992

110. Международная заявка № PCT/SU90/00277. Ball-and-socket joint connection. Romanchev J., Kutenev V., Zlenko M., Reshettsov N.- Номер междунар. публикации WO 92/11450.- Опубл. 09.07.1992

111. Международная заявка №PCT/GB98/02643. Internal combustion engine. Ehrlich J.- Номер междунар. публикации WO 99/14472PCT., Опубл. 25.03.1999.

112. Европейский пат. № ЕР 1160430 А2. Internal combustion engine with a supercharger and an improved piston crank mechanism. Aoyama Sh. Takayuki A. Katsuya М,- Опубл. 05.12. 2001,- Бюл. № 2001/49.

113. Европейский пат. № ЕР 1307642В1. Internal combustion piston engine comprising various compression influences. Dachtchenko O, Kutenev V., Ter-Mkrtichian G., Zlenko M. et al., 2004.

114. Европейский пат. № ЕР 1180588A2. Piston crank mechanism of reciprocating internal combustion engine. Hiyoshi R., Aoyama Sh.- Опубл. 20.02.2002,- Бюл. № 2002/08.

115. Пат. № 2303252 Канада, Internal combustion engine, Ehrlich J. Опубл.2503.1999.

116. Пат. № 1112832 США, Variable stroke mechanism. Pierce J.- Опубл. 06.10 1914.

117. Пат. № 2 240 912 США. Power transmission. Porter R.C.- Опубл. 06.05.1941.

118. Пат. № 2812664 США, Wabbler type internal combustion engine. Hopkins H.H.-Опубл. 12.11.1957.

119. Пат. № 3 319 874 США, Variable displasement variable clearance device. Welsh R.A.- Опубл. 16.05. 1967.

120. Пат. № 3861239 США, Internal combustion engine combustion control crankshaft. Edward M. McWhorter- Опубл. 21.01.1975.

121. Пат. США № 3970056, Variable compression ratio control systems for internal combustion engine. Kenneth B. Morris.- Опубл. 20.07.1976.

122. Пат. № 4016841 США, Variable compression ratio piston. Teledyne Industries Inc., Опубл. 12.04.1977.

123. Пат. 4079707 США, Variable compression ratio piston. Teledyne Industries Inc., Опубл. 21.03.1978.

124. Пат. № 4187808 США, Engine having a variable compression ratio, Automobiles Pegeot.- Опубл. 12.02.1980.

125. Пат. № 4241705 США, Variable compression ratio piston. Teledyne Industries Inc., Опубл. 30.12.1980.

126. Пат. № 4286552 США, Variable compression ratio internal combustion engine. Nissan Motor Company, Опубл. 01.09.1981.

127. Пат. № 4602596 США, Reciprocating piston internal combustion engine with variable compression ratio. Audi NSU AG.- Опубл. 29.07.1986.

128. Пат. № 4727761 США, Wobble plate engine stabilizer mechanism, Joseph Scalzo, 27.03.1986.

129. Пат. № 6276314 В1 США, Drive for positioning a setting device. FEV Motorentechnik GmbH.- Опубл. 2001 г.

130. Пат. № 5146879 США, Variable compression ratio apparatus for internal combustion engine.- Опубл. 15.09.1992.

131. Пат. № 5329893 США, Combustion engine with variable compression ratio.SAAB Automobile Aktiebolag.- Опубл. 19.07.1994.

132. Пат. № 5442971 США, Mechanism for transforming rotary motion of a shaft into translational motion of actuating members. Romanchev, Jury A., Kutenev, Vadim F., Istomin, Sergei S., Zlenko, Mikhail A. Kvasnikov, Boris V., 1995.

133. Пат. № 5595146 США, Combustion engine having a variable compression ratio. FEV Motorentechnik GmbH.- Опубл. 21.01.1997.

134. Пат. № 6202623 США, Internal combustion engine, Ehrlich J.-Опубл. 20.03.2001.

135. Пат. № 6349684 В1 США. Crank-connecting rod mechanism. Lambertus Hendrik de Gooijer.- Опубл. 26.02.2002.

136. Пат. № 6371062В1 США, Variable compression ratio connecting rods. Ford Global Technologies lnc.-Опубл. 16.04.2002 r.

137. Пат. № 6412453B1 США. System and method for varying the compression ratio of an internal combustion engine. Ford Global Technologies Inc.- Опубл. 02.07.2002.

138. Пат. № 2003/0200942A1 США. Reciprocating piston internal combustion engine. Dachtchenko O, Kutenev V., Ter-Mkrtichian G., Zlenko M. et al., 2003.

139. Пат. № 6772717B2 США. Reciprocating piston internal combustion engine. Dachtchenko O, Kutenev V., Ter-Mkrtichian G., Zlenko M. et al., 2004.

140. Пат. № 2251220 Франция. Moteur, compresseur on pompe en barillet.Girodin M. G-H.-Опубл. 06.06.1975.

141. Пат. № 2786530 Франция. Dispositif de transmission mecanique pour moteur a cylindree variable. Rabhi Vianney. Опубл. 19.01.2001.- Бюл. № 01/03.

142. Пат. № 2807105 Франция. Moteur a combustion interne, a rapport volumetrique et cylindree variables. Beroff Jacques .- Опубл. 05.10.2001.- Бюл. № 01/40.

143. Патент № 2810696 Франция. Moteur a combustion interne a rapport volumetrique et cylindree variables. Beroff Jacques.- Опубл. 28.12.2001.- Бюл. № 01/52.

144. Заявка № 2633618 ФРГ, Stufenlosregelbares Drehmotoren erzeugende Kolbenkraftmaschine, Jobelius J.- Опубл. 02.02.1978.

145. Заявка № 2539047C2 ФРГ, Institutul National Petru Creatie Stintifica si Tehnica -INCREST (Bukarest).- Опубл. 22.07.1982.

146. Заявка № 3107382 ФРГ, Mehrzylindrige Otto-Hubkolben-Brennkraftmaschine. Krueger Hermann, Volkswagenwerk AG. Опубл. 21.10.1982г.

147. Заявка № 33 39 578 ФРГ. Einrichtung zur Verdichtungssteuerung, Adamis Panagiotis, Volkswagenwerk AG. Опубл. 1985 г.

148. Пат. № 4312954A1 ФРГ, Kinematics on reciprocating piston engine. Barth Dietmar, Kampmann Hans-Juergen, IFA Motorenwerke Nordhausen GmbH Опубл. 27.10.94 г.

149. Пат. № 2001263114 А Япония. Internal combustion engine equipped with variable compression ratio mechanism. Takayuki A., Katsuya М.-Опубл. 26.09.2001.