тепловой двигатель

Формула изобретения

ТЕПЛОВОЙ ДВИГАТЕЛЬ, содержащий два цилиндра с поршнями, установленными с взаимным сдвигом фаз хода, нагреватель, холодильник и тепловой регенератор, отличающийся тем, что он дополнительно снабжен буферной трубой, перепускным, впускным и выпускным клапанами, при этом буферная труба, нагреватель и регенератор выполнены из высокотермостойкого материала, объем цилиндра с опережающим поршнем превышает объем цилиндра с отстающим поршнем в 3 12 раз, объем буферной трубы составляет от 1,1 до 2 объемов большого цилиндра, буферная труба установлена между объемом большого цилиндра и нагревателем, другая сторона которого соединена с горячим концом регенератора, перепускной клапан установлен между холодным концом регенератора и объемом малого цилиндра, связанного через впускной клапан с холодильником, а последний связан с холодным концом регенератора через выпускной клапан.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к машиностроению, к тепловым, а именно к ТД с внешним сгоранием.

Известен паровой двигатель (см. В.А. Кириллин, В.С. Сычев, А.Е. Шейндлин. Техническая термодинамика. М. "Энергоатомиздат" 1983, с. 292-320 рис. 11.5). Он содержит паровой котел с пароперегревателем, паровую турбину, холодильник-конденсатор и подкачивающий жидкостной насос. Такой двигатель прост и компактен. Для него пригодно любое топливо. Экологический вред его выхлопа вследствие непрерывного и полного сгорания минимален.

Однако его термический КПД <sub>т

т</sub>= K1- , (1) где Т_х абсолютная температура рабочего тела в холодильнике;

Т_н его абсолютная температура в нагревателе;

К_п коэффициент прямоугольности TS-диаграммы цикла (Т температура, S энтропия рабочего тела), невысок. Это является следствием низкого значения К_п цикла и отсутствия в природе лучшего рабочего тела, чем вода, которая допускает сравнительно низкие температуры Т_н. Применение многоступенчатого перегрева пара и многоступенчатой частичной регенерации тепла несколько увеличивает К_п, но недостаточно. Кроме того, паровая турбина может работать в очень узком диапазоне угловых скоростей. Она медленно переходит с режима на режим при регулировании, в результате чего двигатель имеет крайне низкое динамическое качество. Сфера его применения ограничена электроэнергетикой и мощными стационарными и судовыми установками.

Известен ТД внутреннего сгорания (ДВС) (см. Автомобильные и тракторные двигатели. Под ред. И.М. Ленина. М. "Высшая школа". 1969, с. 12-24, рис. 2). Он содержит цилиндр с поршнем. Цилиндр снабжен камерой сгорания, впускным и выпускным клапанами, сообщающимися с атмосферой через раздельные каналы. Он содержит также систему приготовления и воспламенения горючей смеси и другие очевидные системы. Значение К_п его цикла довольно высоко, а температура Т_н превышает 3000 К, что способствует росту _т, согласно (1). Благодаря отсутствию громоздкого холодильника конструкция облегчается. ДВС имеет удовлетворительное динамическое качество. По этим причинам он находит широкое применение в автомобильной технике, в других видах транспорта и нетранспортных установках.

Однако значение Тх выхлопного газа в таком двигателе не может быть ниже, чем

T_х= (2)

степень сжатия-расширения;

k показатель адиабаты газа, равный около 1,4. Из-за ограничений по детонации или по допустимой напряженности деталей, накладываемых на допустимые значения , температуру Т_х не удается снизить ниже 1000-1100 К. Вследствие этого не удается получить высокого значения _т. ДВС очень критичен к топливу, которое должно быть высокосортным, что удорожает его эксплуатацию. Из-за кратковременности импульсного сгорания оно отличается существенной неполнотой, что резко увеличивает токсичность выхлопа, особенно при использовании антидетонационных присадок к топливу. Это ставит под сомнение возможность широкого применения ДВС в будущем.

Ближайшим аналогом (прототипом) к предлагаемому решению является один из вариантов двигателя Стирлинга (см. Э.Скурьят. "Двигатель Стирлинга второе рождение". Ж. "Катера и яхты", 1986, N 3, (121). с. 28-32). Он содержит два цилиндра с поршнями, имеющими сдвиг по фазе хода на 90^о, нагреватель, холодильник и тепловой регенератор. Первый цилиндр имеет горячий надпоршневый объем, связанный с нагревателем, и холодный поршневой объем, связанный с холодильником. Между этими объемами установлена газодинамическая связь через тепловой регенератор. Надпоршневой объем второго цилиндра (с запаздывающим рабочем поршнем) связан с поршневым объемом первого цилиндра прямой магистралью. Прототип неприхотлив к топливу. Вследствие непрерывного сгорания с оптимальным избытком воздуха, токсичность его выхлопа минимальна. При нагревании же от нехимического источника (например, теплового аккумулятора) он вообще становится безвыхлопным. Он имеет самый высокий _т 0,7 из всех известных ТД, что объясняется высоким значением К_п 1 (благодаря полной тепловой регенерации) и высоким термическим напором Т_н/Т_х. Эти преимущества оправдывают усложнение конструкции и делают двигатель Стирлинга перспективным для вытеснения других ТД в будущем.

Однако температура нагревания Т_н ограничена термостойкостью металла, из которого выполнен первый цилиндр, его поршень вытеснитель и тепловой регенератор, что ограничивает дальнейший рост _т. Применение материала, более термостойкого, чем металл, например керамики, возможно, но практически неосуществимо по следующим причинам. Как показали на примере керамического ДВС японские специалисты, выполненные цилиндропоршневых пар из керамики связано с решением очень тяжелых, а потому пока экономически неоправданных, технологических проблем и не менее тяжелой проблемы высокотемпературной смазки. Кроме того, высокотемпературная керамика (или ее возможные заместители) имеет на порядок более низкую теплопроводность, чем металл. При обычной конструкции головки первого цилиндра это привело бы к росту температурного перепада на поверхностях теплообмена нагревателя с рабочим газом через керамические разделительные стенки и к относительному падению максимальной температуры Т_н газа. По этой причине эффект абсолютного повышения Т_н оказался бы незначительным. Такую трудность можно в принципе обойти, если резко увеличить площадь поверхностей теплообмена на головке цилиндра, однако ее конструкция стала бы абсурдно громоздкой и крайне неудобной для компоновки. Таким образом, дальнейшее повышение КПД путем применения высокотермостойких материалов в обычных конструкциях двигателя Стирлинга связано с комплексом столь трудно разрешимых проблем, что нельзя ожидать заметных успехов в недалеком будущем.

Цель изобретения повышение КПД.

Поставленная цель достигается тем, что в тепловой двигатель, включающий два цилиндра с поршнями, установленными с взаимным сдвигом фаз хода, нагреватель, холодильник и тепловой регенератор, дополнительно установлены буферная труба, перепускной, впускной и выпускной клапаны, при этом буферная труба, нагреватель и регенератор выполнены из высокотермостойкого материала, объем цилиндра с опережающим поршнем превышает объем цилиндра с отстающим поршнем в 3-12 раз, объем буферной трубы составляет от 1,1 до 2 объемов большого цилиндра, буферная труба установлена между объемом большого цилиндра и нагревателем, другая сторона которого соединена с горячим концом регенератора, перепускной клапан установлен между холодным концом регенератора и объемом малого цилиндра, связанного через впускной клапан с холодильником, который связан с холодным концом регенератора через выпускной клапан.

На момент подачи заявки по сведениям из патентной и научно-технической литературы неизвестен ТД с внешним подводом тепла, который с целью повышения КПД содержал бы следующую совокупность существенных отличительных признаков:

дополнительно установленные буферная труба, перепускной, впускной и выпускной клапаны;

буферная труба, нагреватель и регенератор выполнены из высокотермостойкого материала;

объем цилиндра с опережающим поршнем превышает объем цилиндра с отстающим поршнем в 3-12 раз;

объем буферной трубы составляет от 1,1 до 2 объемов большого цилиндра;

буферная труба установлена между объемом большого цилиндра и нагревателем, другая сторона которого соединена с горячим концом регенератора;

перепускной клапан установлен между холодным концом регенератора и объемом малого цилиндра, связанного через впускной клапан с холодильником, который связан с холодным концом регенератора через впускной клапан.

Низкотемпературный газ буферной трубы совмещает при работе двигателя две функции:

передает работу расширения горячего газа, поступающего в трубу из нагревателя, на рабочий поршень большого цилиндра,

ограждает этот цилиндр и поршень от прямого термического воздействия горячего газа, т.е. играет роль термического буфера.

Благодаря тому, что с другой стороны нагревателя роль термического буфера выполняет тепловой регенератор, удается локализовать поле высоких температур в пределах трех деталей буферной трубы, нагревателя и регенератора, которые и выполняются из высокотермостойкого материала. Лучше всего их выполнить в виде керамического моноблока. Так как он не содержит каких-либо подвижных частей, резко облегчаются технологические проблемы изготовления. С другой стороны, без заметного ущерба для компоновки и увеличения веса возникает возможность сильно увеличить поверхности теплообмена в нагревателе и тем очень значительно повысить температуру нагревания Т_н и увеличить _т по (I) вплоть до 0,9, т.е. достичь поставленной цели.

Остальные детали двигателя могут быть выполнены по традиционным технологиям из металла. Их низкотемпературный режим значительно удешевляет и облегчает конструкцию. Для удобства компоновки холодные концы керамического блока снабжаются металлическими присоединительными фланцами. Таким образом, в целом обрисовывается довольно технологичная конструкция высокоэкономичного двигателя.

Наличие буферной трубы придает замкнутому газовому циклу двигателя некоторые существенные особенности. Для рациональной организации этого цикла необходим весь комплекс указанных отличительных признаков.

Из сказанного следует, что изобретение обладает изобретательским уровнем.

На чертеже представлена конструктивная схема ТД.

Тепловой двигатель содержит большой цилиндр 1, опережающий поршень 2 большого цилиндра, малый цилиндр 3, отстающий поршень 4 малого цилиндра, перепускной клапан 5, впускной 6 и выпускной 7 клапаны, нагреватель 8, тепловой регенератор 9, холодильник 10, буферную трубу 11.

Разность фаз поршней 2 и 4 устанавливается в 80 30^о по углу поворота вала (не обозначен). Температура рабочего газа (скорее всего, водород), в нагревателе 8 определяется теплообменом с внешним пламенем сгорания или другим горячим агентом. Для упрощения будем учитывать ее среднее значение Т_н, как максимальную температуру цикла. Температура Т_хв холодильнике 10 поддерживается минимальной за счет обычного теплообмена охлаждения.

Двигатель работает следующим образом.

Пусть в начальный момент поршень 2 занимает крайнее левое положение. В этот момент перепускной клапан 5 открыт, а клапаны 6 и 7 закрыты. В силу причин, которые будут описаны ниже, давление газа Р_m в системе объемов (за исключением отсеченного объема 10) максимально.

При последующем движении поршня 2 вправо, отстающий поршень 4 движется влево и вытесняет холодный газ из объема 3 через клапан 5, регенератор 9 и нагреватель 8 в трубу 11. При проходе через 9 и 8 он сильно разогревается и поступает в 11 в сильно расширенном виде. Поэтому, не смотря на расширение объема 1, давление в системе объемов не уменьшается. При этом поршень 2 во время описанной фазы перепуска совершает правый рабочий ход под наивысшим давлением. Эта фаза заканчивается, когда поршень 4 достигнет крайнего правого положения. В этот момент клапан 5 закрывается, а клапан 6 открывается.

Далее газовый процесс разделяется на две параллельные части. Движение поршня 4 вправо сопровождается впуском холодного газа из холодильника 10 через клапан 6 в расширяющийся объем 3. Дальнейшее же движение поршня 2 вправо сопровождается общим расширением газа в системе объемов 9, 8, 11 и 1 за счет увеличения объема 1 с падением давления от Р_m до Р_о, равного давлению газа в холодильнике 10. Такое наинизшее давление имеет место в момент окончания расширения, когда поршень 2 займет крайнее правое положение. В этот момент открывается выпускной клапан 7.

При последующем движении поршня 2 влево газ из объема 1 вытесняется при минимальном давлении через трубу 11, нагреватель 8, регенератор 9 и клапан 7 в холодильник 10. При проходе через регенератор 9 горячий газ охлаждается и поступает в холодильник в предварительно охлажденном и плотном состоянии, после чего окончательно охлаждается до Т_х. Параллельный процесс впуска холодного воздуха в объем 3 заканчивается в момент, когда поршень 4 займет крайнее правое положение с закрытием клапана 6.

При последующем движении поршня 4 влево в замкнутом объеме 3 начинается процесс предварительного сжатия холодного газа с повышением давления. При этом процесс выпуска отработавшего газа из системы объемов 1, 11, 8 и 8 в холодильник 10 продолжается. Эти два параллельных процесса заканчиваются в момент, когда поршень 2 еще не дошел до крайнего левого положения на 30 5^о. При этом клапан 7 закрывается, а клапан 5 открывается.

Этим начинается первая стадия процесса перепуска газа из объема 3 в трубу 11 с переходным подогревом в регенераторе 9 и нагревателе 8 и с повышением давления. Сначала оно поднимается за счет избыточного давления предсжатия в объеме 3, а затем за счет одновременного уменьшения объемов 1 и 3. Данная стадия завершается в момент, когда поршень 2 займет крайнее левое положение, а давление газа в системе объемов достигнет максимального значения Р_m. После этого двухтактный цикл повторяется.

В данной конструкции важно правильно установить соотношение цилиндровых объемов. Ориентировочным критерием правильности является обращение давления в Р_о в конце расширения в большом цилиндре, так как, если это давление существенно большим, то упругая энергия горячего газа будет недоиспользованной и КПД двигателя снизится. Если же это давление существенно ниже Р_о, то будут недоиспользованы мощностные возможности из-за уменьшения цикловой работы. Обозначим максимальный объем 1 через V_р, а максимальный объем 3 через V_c. Заметим, что цикловая масса газа определяется впускной возможностью цилиндра 3 при Т_х:

m_o= (3) где m_o цикловая масса газа;

R газовая постоянная Майера. Перед началом перепуска система объемов 9, 8, 11 и 1 составляет общий объем

V_мин V* + 0,067 V_p (4) где V* внецилиндровый объем отсеченной системы объемов. Второе слагаемое правой части (4) представляет собой значение объема 1 в момент перехода от выпуска к перепуску. В этот момент этот объем целиком заполнен буферным балластным газом под давлением Р_о. К концу расширения этот объем увеличивается до значения

V_макс V* + V_p (5) Согласно рабочему критерию давление в этом объеме составляет Р_о. Следовательно, цикловая масса m_o занимает в этом объеме часть

V V_макс V_мин 0,933 V_p (6) Так как цикловый газ попадает в объем V* по выходе из нагревателя 8 и имеет, следовательно, температуру Т_н, то уравнением его состояния будет

m_o= 0,933 (7) Приравнивая правые части (3) и (7) друг другу, получаем искомое:

1.07 (8) Предположим, что за счет повышения Т_н значение Т_н/Т_х составит в среднем 10, тогда искомое соотношение выразится числом

10,7 (9)

Следует заметить, что при проектировании двигателей различного назначения может возникнуть мотив к аномальному повышению малого объема V_с. Это даст существенный выигрыш в литровой мощности и снижении веса ценой небольшого проигрыша в КПД. Может возникнуть и обратный мотив, если речь идет о высокоэкономичном стационарном двигателе, так как аномальное понижение V_c несколько понижает потери тепла в холодильнике, что дает некоторый выиграш в КПД. Кроме того, следует принять во внимание, что применение материалов различной термостойкости и различные условия эксплуатации обуславливает значительный разброс отношения Т_н/Т_х. Соответственно этим соображением определяется и диапазон возможных превышений

3-12 (10) Вопрос об обосновании точного значения должен прорабатываться индивидуально для каждого проекта.

Внутренний объем буферной трубы V_т должен удовлетворять тому условию, чтобы в конце расширения горячий газ не выходил из ее пределов и не входил внутрь цилиндра 1. Или, что то же самое, объем буферного балластного газа при Р Р_о должен несколько превосходить значение V_p. Может показаться, что это условие излишне жесткое, поскольку очень частичное и кратковременное вхождение горячего газа в цилиндр 1 не может существенно повысить его среднецикловую температуру. Однако этот контраргумент справедлив лишь для одного отдельного цикла. При неограниченном повторении циклов среднецикловая температура цилиндра будет нарастать до некоторого стационарного значения, которое может оказаться очень большим из-за повышенного теплообмена в области уступа диаметров за счет турбулентного перемешивания газов. Это будет сопровождаться повышением температуры балластного газа и тепловых потерь через стенки цилиндра 1 и ухудшит его термический режим.

Кроме того, большой объем трубы сглаживает пиковые давления, улучшает равномерность крутящего момента и плавность хода двигателя, а также несколько снижает перепад Р_m/Р_о без изменения цикловой работы, что, как будет выяснено далее, способствует некоторому повышению КПД. Исходя из высказанных соображений, диапазон разумных значений V_топределяется пределами

1,1 V_p V_т 2 V_p (11) Стремление сэкономить вес за счет сокращения размеров трубы может обернуться более значимым повышением тепловых потерь и ухудшением термического режима.

Фирма трубы также имеет некоторое значение в связи с тем, что сама труба неизбежно является источником дополнительных энергетических потерь. Для минимизации механических потерь путем улучшения проточности трубы, ее следовало бы делать возможно короткой и толстой. Однако, минимизация тепловых потерь требует обратного уменьшения сечений теплопотока и увеличения его длины. Структура потерь здесь осложнена наличием частичной регенерации тепла на стенках трубы, играющей двоякую роль. С одной стороны, регенерация сокращает собственные тепловые потери трубы, с другой стороны, она может заметно снизить цикловую работу и КПД двигателя. Точный теоретический учет всех этих факторов сильно затруднен чрезвычайной громоздкостью математического аппарата. Теоретические аспекты дела лучше всего дополнять специальными экспериментами на стендах. С позиции же предварительной экспертной оценки можно положить, что отношение длины трубы к ее диаметру в пределах 3-5 будет достаточно хорошим.

Выше рассматривалась решающая роль температуры Т_н, или термодинамического "верха" цикла. Однако роль термодинамического "низа" не менее велика и упущение из вида этого момента может свести на "нет" все старания в повышении Т_н. Этот "низ" будет тем совершенней, чем меньшими будут потери тепла, отводимого через холодильник. Из термодинамики известно, что эти потери будут сведены к полному минимуму; если охлаждение носит строго изотермический характер при Т Т_х. Хотя в данной конструкции предусмотрена формально адиабатная организация "низа", все же внесение элемента внутрицилиндрового частичного охлаждения в объеме 3, вносит в него существенный элемент изотермичности, как и в обычном двигателе Стирлинга. Формально это означает, что холодное сжатие в цилиндре 3 совершается на политроне с меньшим показателем Х, чем адиабатный показатель К газа. При этом максимальная температура Т_с холодного сжатия достигает значения

T_с= T (12) Однако на холодном конце регенератора и на входе в холодильник действует среднецикловое значение температуры сжатия, несколько меньшее значения (12), т.е.

T_эф= aT_с= T_хa a 1 (13) Теплота, отводимая в холодильнике 10, составит

q_х= m_oC_v(T_эф-T_х)= m_oC_vTa 1 (14) Но это не вся теплота охлаждения, так как часть тепла

q_ц= am_oR ln a 1 (15) отводится при охлаждении в цилиндре 3. В этих формулах m_o цикловая масса газа; С_v теплоемкость газа при постоянном объеме; R (C_p C_v) постоянная Майера; С_р теплоемкость газа при постоянном давлении. Можно показать, что при заданном перепаде P_m/Р_о общая теплота охлаждения

Q_x q_x + q_ц (16) будет уменьшаться по мере уменьшения доли q_x и увеличения доли q_ц. В пределе при q_к -> 0 получили бы чисто изотермическое охлаждение, но это неосуществимо и изотермический минимум Q_x не является достижимым в полной мере.

Отсюда ясно, что задача посильной минимизации Q_x при заданном перепаде P_m/Р_о сводится к минимизации коэффициентов а и Х. Такая задача не менее сложна, чем вопрос об оптимальной форме трубы и требует включения экспериментов. Для каждой конструкции двигателя она соответствует сфере действий специалистов самого высшего уровня, хотя и не содержит каких-либо элементов изобретательства. Оставим здесь этот вопрос в поле деятельности этих специалистов и обратив внимание на параметр P_m/Р_о.

Из (14) и (15) ясно, что общая теплота Q_x будет сильно уменьшается по мере уменьшения перепада давлений P_m/Р_о. Такое уменьшение будет сопровождаться пропорциональным снижением цикловой работы и литровой мощности, хотя КПД растет. Опыт разработки двигателей Стирлинга показывает, что уменьшение P_m/Р_о ниже 1,1 теряет смысл, так как рост КПД оказывается практически исчерпанным, а дальнейший рост веса бесцельным. То же самое справедливо и для рассматриваемой конструкции. Наоборот, повышение Р_m/P_o сопровождается повышением мощности и снижением веса, но ценой заметного и прогрессирующего падения КПД. Как и в классическом двигателе Стирлинга повышение Р_m/P_o сверх 2 вряд ли разумно, хотя в "экзотических" случаях может допускаться. Лучшим средством воспаления мощностного дефицита является все же увеличение опорного давления Р_о, вплоть до 150 и даже 200 атмосфер. Вопрос о наилучшем компромиссе между весовым и экономическими показателями двигателя должен решаться в зависимости от назначения и условий его эксплуатации.

В связи со сказанным выясним, какими конструктивными средствами можно осуществить изменение уровня P_m/Р_о. Если объем V_p, V_т и V_c заданы, то единственным средством остается изменение фаз газораспределения. При этом установление момента начала перепуска играет лишь вспомогательную оптимизирующую роль, которая невелика. Основным мощным регулирующим средством является фазовое отставание поршня 4 от поршня 2 _o. При уменьшении фазовой разности _o область перепуска сужается к наименьшим значениям объемов, вследствие чего Р_m/Р_о сильно нарастает и при _o -> 0 стремится к пределу, близкому к 2. Дальнейшее повышение P_m/Р_отаким путем уже не может быть осуществлено, но может быть достигнуто за счет аномального увеличения объема V_c. Область наименьших _o является областью мощностного форсирования и наименьших КПД (что напрямую связано с ростом P_m/Р_о). В этой области двигатель отличается наиболее жесткой работой и наименьшей уравновешенностью. Наоборот, при увеличении _oперепуск занимает все более широкую область изменения объемов, при этом процессы нарастания, стабилизации и спада давления все более сглаживаются, а значение P_m/Р_о уменьшается. Поэтому область наибольших _o есть область наивысших КПД, плавной, мягкой и уравновешенной работы на малых мощностях. В пределах при _o -> 180^о значение P_m/Р_остремится к 1 и двигатель теряет работоспособность из-за обращения в 0 цикловой работы и мощности. Для двигателей, рассчитанных на более или менее широкую сферу применения, область оптимальных _o сосредоточена в диапазоне _o 80^о 30^о.

Тем не менее, случай _o 180^о следует оговорить особо. Дело в том, что двигатель здесь неработоспособен лишь при оптимальном значении V_c. Если V_с больше оптимального, то P_m/P_o становится вновь большим 1 и работоспособность двигателя восстанавливается. С теоретической точки зрения цикл такого двигателя не будет лучшим, однако такой вариант имеет одно очень сильное конструктивное преимущество. Оно состоит в том, что значение _o 180^о позволяет использовать в качестве переменного объема 3 подпоршневое пространство цилиндра 1 (справа от поршня 2 по фиг.), т.е. осуществить одноцилиндровую конструкцию двигателя. Для необходимого уменьшения максимального объема до расчетного значения V_cлучше всего использовать прием аномального увеличения диаметра поршневого штока. При этом газ будет находиться между охлаждаемыми стенками цилиндра и толстого штока, что может улучшить изотермичность термодинамического "низа". Возможны и другие решения. Одноцилиндровость значительно улучшает компактность двигателя и это может сыграть решающую роль в пользу выбора именно этого конструктивного варианта. Однако не следует забывать, что этот вариант значительно сужает поле конструкторского маневра.

Переход на частичную мощность (регулирование) лучше всего организовать более ранней отсечкой впускного клапана 6 или дросселированием потока газа после этого клапана. Это сделает наполнение объема 3 частичным и уменьшит цикловую массу газа и перепад Р_m/Р_о. При этом давление газов в конце впуска и в конце расширения будет существенно меньшим Р_о, что может привести к прорыву газов в обратном направлении. Чтобы исключить этот вредный эффект, соответствующие газовые магистрали должны быть снабжены автоматическими обратными клапанами. Описанный способ регулирования имеет то явное преимущество, что является практически мгновенным, т.е. безынерционным и беспереходным. Это сообщает двигателю хорошую динамичность.

Пуск холодного двигателя сводится к предварительному приведению в действие нагревателя 8, например разогреву пламенем, и небольшому стартовому провороту вала.

Двигатель может быть выполнен многоцилиндровым, т.е. содержать несколько пар (от одной до двенадцати) больших и малых цилиндров.