Современные требования к эксплуатационной экономичности и экологическим характеристикам энергетических установок транспортных средств выдвигают все более сложные задачи перед двигателестроением. Возможным направлением решения этих задач может быть поиск новых принципов работы и конструктивных схем энергетической установки транспортных средств, например, на базе двигателя внешнего сгорания, в котором в качестве энергоносителя используется сжатый воздух и практически любое моторное топливо [31, 32].

В рассматриваемой установке сжатый воздух из баллонов 1, начальное давление которого должно быть более 30 МПа при температуре окружающей среды, через редуктор 2 поступает в буферную емкость 3, в которой поддерживается постоянное давление 2…5 МПа, а из буферной емкости – в камеру сгорания 4. Подача топлива в камеру сгорания осуществляется через форсунку 5. Для воспламенения топливовоздушной смеси используется свеча 6. Из камеры сгорания продукты сгорания по каналам и через электромагнитные клапана 7 поступают в надпоршневой объем рабочих цилиндров 8. Совершив полезную работу в цилиндрах, отработавшие газы через выпускные клапана 9 отводятся в выпускную систему.

Продолжительность процессов смесеобразования и сгорания в двигателе внешнего сгорания увеличены в несколько раз по сравнению с двигателем внутреннего сгорания. Максимальная температура продуктов сгорания в камере сгорания вследствие высоких значений коэффициента избытка воздуха снижена до 800…1300 К, что обусловливает высокие экологические характеристики двигателя, минимальные потери теплоты в стенки надпоршневой полости и с отработавшими газами. Для достижения возможно более высокого индикаторного коэффициента полезного действия необходимо определить рациональные значения площади проходных сечений клапанов и фаз газораспределения.

Для определения влияния площади проходных сечений клапанов и фаз газораспределения двигателя внешнего сгорания уточнена математическая модель рабочих процессов двигателя внутреннего сгорания, позволяющая определить значения параметров рабочего тела в надпоршневой полости двигателя в зависимости от угла поворота кривошипа, индикаторные показатели двигателя [32, 33].

В качестве объекта исследований рассмотрена автомобильная энергетическая установка на базе поршневого двигателя с диаметром цилиндра 88 мм, ходом поршня 82 мм и частотой вращения коленчатого вала 4200 мин^-1. Параметры продуктов сгорания во впускном канале приняты из условий: P_S ≤ 4 МПа, T_S ≤ 1300 К; давление продуктов сгорания в выпускном канале P_T = 0,1043 МПа [32]; количество выпускных клапанов на цилиндр i_в принято равным 2. Минимальный надпоршневой зазор, соответствующий положению поршня в верхней мертвой точке, принят минимально возможным (0,8…1,1 мм), исходя из принятых допусков на размеры блока цилиндров и деталей кривошипно-шатунного механизма. При оценке влияния площади проходных сечений клапанов на индикаторные показатели цикла фазы га­зораспределения приняты неизменными: φ_S1 = 355, φ_S2 = 395, φ_в1 = 150, φ_в2 = 280 град. поворота коленчатого вала.

На рисунке приведены зависимости индикаторных показателей двигателя от максимального значения эффективной площади проходного сечения впускного клапана при максимальном значении площади проходных сечений выпускных клапанов (i_в·μ_вf_в)_max = 1500 мм². При увеличении максимального значения площади эффективного проходного сечения впускного клапана (μ_sf_s)_max со 150 до 300 мм² индикаторный КПД и удельный индикаторный расход воздуха изменяются незначительно. Температура продуктов сгорания в момент открытия выпускных клапанов T_e возрастает примерно на 20 К. Увеличение индикаторной мощности двигателя N_i и часового расхода топлива B_ч при этом практически пропорционально увеличению расхода воздуха через двигатель (N_i · g_vi). Значение (μ_sf_s)max целесообразно принимать в пределах 250…300 мм². Значению (μ_sf_s)_max = 250 мм² соответствует отношение (μ_sf_s)_max / (i·μ_вf_в)_max = 1/6 при диаметре горловины впускного клапана d_s = 22 мм.