Сучасні вимоги до експлуатаційної економічності і екологічних характеристик енергетичних установок транспортних засобів висувають все більш складні завдання перед двигунобудування. Можливим напрямом вирішення цих завдань може бути пошук нових принципів роботи і конструктивних схем енергетичної установки транспортних засобів, наприклад, на базі двигуна зовнішнього згоряння, в якому в якості енергоносія використовується стиснене повітря і практично будь-який моторне паливо [31, 32].

У розглянутій установці стиснене повітря з балонів 1, початковий тиск якого має бути більше 30 МПа при температурі навколишнього середовища, через редуктор 2 надходить в буферну ємність 3, в якій підтримується постійний тиск 2 ... 5 МПа, а з буферної ємності - в камеру згоряння 4 . Подача палива в камеру згоряння здійснюється через форсунку 5. Для займання паливо-повітряної суміші використовується свічка 6. з камери згоряння продукти згоряння по каналах і через електромагнітні клапана 7 надходять в надпоршневій обсяг робочих цил ндров 8. Зробивши корисну роботу в циліндрах, відпрацьовані гази через випускні клапана 9 відводяться в випускну систему.

Тривалість процесів сумішоутворення і згоряння в двигуні зовнішнього згорання збільшені в кілька разів у порівнянні з двигуном внутрішнього згоряння. Максимальна температура продуктів згоряння в камері згоряння внаслідок високих значень коефіцієнта надлишку повітря знижена до 800 ... 1300 К, що обумовлює високі екологічні характеристики двигуна, мінімальні втрати теплоти в стінки надпоршневій порожнини і з відпрацьованими газами. Для досягнення якомога вищого індикаторного коефіцієнта корисної дії необхідно визначити раціональні значення площі прохідних перетинів клапанів і фаз газорозподілу.

Для визначення впливу площі прохідних перетинів клапанів і фаз газорозподілу двигуна зовнішнього згоряння уточнена математична модель робочих процесів двигуна внутрішнього згоряння, що дозволяє визначити значення параметрів робочого тіла в надпоршневій порожнини двигуна в залежності від кута повороту кривошипа, індикаторні показники двигуна [32, 33].

Як об'єкт досліджень розглянута автомобільна енергетична установка на базі поршневого двигуна з діаметром циліндра 88 мм, ходом поршня 82 мм і частотою обертання колінчастого вала 4200 хв-1. Параметри продуктів згоряння у впускному каналі прийняті з умов: PS ≤ 4 МПа, TS ≤ 1300 К; тиск продуктів згоряння в випускному каналі PT = 0,1043 МПа [32]; кількість випускних клапанів на циліндр iв прийнято рівним 2. Мінімальний надпоршневій зазор, відповідний положенню поршня у верхній мертвій точці, прийнятий мінімально можливим (0,8 ... 1,1 мм), виходячи з прийнятих допусків на розміри блоку циліндрів і деталей кривошипно-шатунного механізму . При оцінці впливу площі прохідних перетинів клапанів на індикаторні показники циклу фази газорозподілу прийняті незмінними: φS1 = 355, φS2 = 395, φв1 = 150, φв2 = 280 град. повороту колінчастого вала.

На малюнку наведено залежності індикаторних показників двигуна від максимального значення ефективної площі прохідного перетину впускного клапана при максимальному значенні площі прохідних перетинів випускних клапанів (iв · μвfв) max = 1500 мм 2. При збільшенні максимального значення площі ефективного прохідного перерізу впускного клапана (μsfs) max з 150 до 300 мм 2 індикаторний ККД і питома індикаторний витрата повітря змінюються незначно. Температура продуктів згоряння в момент відкриття випускних клапанів Te зростає приблизно на 20 К. Збільшення індикаторної потужності двигуна Ni і годинної витрати палива Bч при цьому практично паралельно зі збільшенням витрати повітря через двигун (Ni · gvi). Значення (μsfs) max доцільно приймати в межах 250 ... 300 мм 2. Значенням (μsfs) max = 250 мм 2 відповідає відношення (μsfs) max / (i · μвfв) max = 1/6 при діаметрі горловини клапана впускання ds = 22 мм.