BG63221B1

BG63221B1 - Cam type engine

Info

Publication number: BG63221B1
Application number: BG101334A
Authority: BG
Inventors: Боян БАХНЕВ; Павел Граматов
Original assignee: Боян БАХНЕВ; Павел Граматов
Priority date: 1997-03-14
Filing date: 1997-03-14
Publication date: 2001-06-29
Also published as: BG101334A; AU3331097A; WO1998041734A1

Abstract

The engine is designed for building into different types of road, sea-going and flying machines or in stationary generators. It has higher efficiency, maximum possible balance and excellent uniformity. It can be adapted both as an internal combustion engine and as a Stirling type engine. The profile of the 3-dimensional cam (4) is wave-type so that the law of motion of the actuation members (5) is materialized and is continuous at least to its second derivative within the framework of one revolution of cam (4). 33 claims, 43 figures

Description

Изобретението се отнася до гьрбичен двигател, намиращ приложение в двигателостроенето. Двигателят може да се използва за вграждане в различни видове сухопътни, морски и въздушни превозни средства или в стационарни агрегати.The invention relates to a cam engine that is used in the engine industry. The engine can be used for installation in various types of land, sea and air vehicles or in stationary units.

Предшестващо състояние на техникатаBACKGROUND OF THE INVENTION

Един от най-важните, макар и не винаги съвместно решавани проблеми, поставяни в двигателостроенето, са повишаване ефективността на двигателя, при което се използва попълно внасяната в цилиндрите им топлина, както и постигане на по-добри уравновесеност и равномерност за подобряване на надеждността и работата им. Известни са гърбични двигатели с вътрешно горене и със Стирлингов цикъл, всички съдържащи най-малко един аксиален цилиндър, като всички цилиндри са разположени успоредно на и равно отдалечени от работния вал на двигателя. Във всеки цилиндър е разположено подвижно бутало, чийто прът е свързан към цилиндрична пространствена гърбица чрез изпълнително звено с възможност за придвижване по гърбицата. Работният профил на гърбицата е изпълнен като крива, описана по определен закон. Гърбицата е свързана с работния вал. Освен това двигателят съдържа и най-общо средства за подаване и/или средства за отвеждане на работното вещество, и двете свързани с горивните камери на двигателя. Гърбичните двигатели, наред с опростената си конструкция, която може да се изпълни симетрична по отношение на оста, позволяват чрез закона за движение на буталните групи по пространствената гърбица едновременно с това да се влияе значително върху термодинамичния цикъл на двигателя и да се постигне пълна уравновесеност по отношение на инерционните сили. Известни са гьрбични двигатели със Стирлингов цикъл, при които гърбицата представлява коса шайба (US 5343704) или е изпълнена по синусов закон (WO/8204101 на Moscrip). При тях всички фази на процеса протичат по известните термодинамични цикли за този тип двигатели, което намалява ефективността му. Освен това не могат да се регулират работните режими съобразно натоварването и не може да се подобрят уравновесеността и равномерността на двигателя.One of the most important, though not always co-solved, problems in the engineering industry is to increase the efficiency of the engine, using the fully introduced heat in their cylinders, as well as to achieve better balance and evenness to improve reliability and reliability. their work. Internal combustion and Stirling cycle cam engines are known, all containing at least one axial cylinder, all cylinders arranged parallel to and equally distant from the engine shaft. In each cylinder there is a movable piston whose rod is connected to a cylindrical space hump by an actuator with a possibility of movement on the hump. The work profile of the hump is designed as a curve described by law. The hump is connected to the working shaft. In addition, the engine generally comprises means of delivery and / or means of removal of the workpiece, both connected to the combustion chambers of the engine. The cam motors, in addition to their simplified construction, which can be symmetrical about the axle, allow by the law of motion of the piston groups on the space cam to simultaneously significantly affect the thermodynamic cycle of the motor and to achieve complete equilibrium ratio of inertial forces. Stirling cycle cam motors are known in which the cam is a hair washer (US 5343704) or sinus-filled law (Moscrip WO / 8204101). In all these phases of the process, they follow the known thermodynamic cycles for this type of engine, which reduces its efficiency. In addition, load modes cannot be adjusted and engine balance and evenness cannot be improved.

По-разпространени са гърбичните двигатели с вътрешно горене.Например известен е от US 4492188 гърбичният двигател на Palmer с вътрешно горене, чиято работна гърбица е изработена по синусов закон. Този закон позволява да се постигне добра уравновесеност на двигателя, но осигурява работата му само по някои от известните термодинамични цикли за бензинов или дизелов двигател. Тези цикли не позволяват по-пълно оползотворяване на внесената топлина, поради което термодинамичните им и индикаторни коефициенти на полезно действие (кпд) са ниски.Internal combustion engines are more common.For example, known is US 4492188 Palmer internal combustion engine, whose working hump is sinus-shaped. This law allows for a good balance of the engine, but ensures that it works only on some of the known thermodynamic cycles for gasoline or diesel engines. These cycles do not allow more complete utilization of the heat input, which is why their thermodynamic and efficiency indicators are low.

Известни са и други гърбични двигатели с вътрешно горене, при които работната гърбица е например трионовидна линия с праволинейни несиметрични участъци в разгънат вид (US 4553508, Stinebaugh) или гърбица, на която едноименните мъртви точки са на различни нива (US 5140953). Възможен е и закон (US 5218933), който осигурява по време на компресията скоростта на буталото да намалява рязко при запалването и да се увеличава след това, преди да постигне горна мъртва точка. Всички тези закони, по които са построени гърбиците на познатите двигатели, имат известни предимства, че подобряват термодинамиката, което води до повишаване на кпд и намаляване емисията на вредните газове. От друга страна обаче това са закони, които не позволяват постигане на уравновесеност при работата на двигателите поради появата на неуравновесени инерционни сили и моменти. Това намалява надеждността и износоустойчивостта на двигателите, особено при работа в по-натоварени режими, както и до покачване нивото на шума.Other internal combustion engines are known, in which the working cam is, for example, a trion-shaped line with straight asymmetrical stretches in unfolded form (US 4553508, Stinebaugh) or a hump on which dead points of the same name are at different levels (US 5140953). There is also a law (US 5218933) that during compression, the piston velocity will decrease sharply during ignition and increase thereafter before reaching an upper dead point. All these laws, under which the humpbacks of familiar engines are built, have some advantages that they improve thermodynamics, which leads to an increase in efficiency and a reduction in the emission of harmful gases. On the other hand, these are laws that do not allow for equilibrium in the operation of engines due to the appearance of unbalanced inertial forces and moments. This reduces the reliability and durability of the engines, especially when operating in heavy duty modes, as well as increasing the noise level.

Известен е и гьрбичен двигател с вътрешно горене от US 4149498, съдържащ изброените по-горе елементи и средства, чиято пространствена гърбица представлява вълнообразна крива, имаща праволинейни участъци, съответстващи на горно и долно мъртво положение на буталото, което осигурява постоянен обем на камерите при фазите на горене и свободно изтичане на изгорелите газове. Дви гател, работещ с такава гърбица, има съществени предимства, като термодинамичнвят му цикъл се доближава до идеалния, но тъй като кривата не осигурява еднакви скорости и ускорения на буталата за всички фази, смцо не може да се подобри уравновесеността на двигателя. Освен това фактът, че процесите на препокриване и инерционно дозареждане не се извършват при постоянен обем, вади до намаляване на свежото работно вещество и увеличаване на количеството на остатъчните газове в работния обем на цилиндъра, което като резултат намалява кпд на двигателя. Освен това се увеличават хидравличните загуби в средството, подаващо свежо работно вещество в работния цилиндър. Този двигател не променя степента на сгъстяване при различни натоварвания, което не осигурява ефективна работа на двигателя при различви режими на работа.Освен това конструкцията на двигателя е сложна и ненадеждна.Also known is an internal combustion engine of US 4149498 comprising the above elements and means, the space hump of which is a wavy curve having straight sections corresponding to the upper and lower dead positions of the piston, which ensures a constant volume of the chambers in phases of combustion and the free flow of exhaust gases. Two hotels operating with such a hump have significant advantages, with its thermodynamic cycle approaching the ideal one, but since the curve does not provide the same piston speeds and accelerations for all phases, there is no way to improve engine balance. In addition, the fact that the overlapping and inertial refueling processes are not carried out at a constant volume results in a reduction of the fresh working substance and an increase in the amount of residual gases in the working volume of the cylinder, which, as a result, reduces the efficiency of the engine. In addition, hydraulic losses in the medium supplying fresh working substance to the working cylinder are increased. This engine does not change the compression ratio at different loads, which does not ensure the efficient operation of the engine under different operating modes. Moreover, the engine design is complex and unreliable.

Ако разгледаме по-подробно US 4553508, ще видим, че в едно изпълнение законът на движение на изпълнителните звена може да е периодичен, изпълнен със симетрични праволинейни клонове спрямо средата на периода, свързани плавно помежду си. С него обаче могат да се реализират само известните термодинамични цикли, защото всички фази на процеса протичат при променлив обем. Освен това при прехода между всеки два клона на гърбицата се появяват динамични удари, което намалява надеждността на двигател, защото не е осигурен непрекъснат контакт в подвижната връзка между изпълнителните звена и работния профил на гърбицата. При изпълнение на гърбицата според предпочитания вариант с несиметрични клонове спрямо средата на периода не се осигурява уравновесеност на двигателя при работа, въпреки че се подобрява термодинамиката му. Двигателят, освен изброените по-горе елементи и средства, съдържа и други средства, подобряващи работата му, като механизъм за управление степента на сгъстяване, представляващ силов цилиндър, свързан към работната гърбица и преместващ я чрез шлицово съединение осово за промяна на работния обем на цилиндрите при различни натоварвания. Освен това има средства за водене на изпълнителните звена, които представляват каретка, носеща буталния прът и плъз гаща се по две успоредни направляващи колонки с кръгло сечение всяка, които колонки са захванати неподвижно към долната и горната основа на картера около работната гърбица. Този двигател обаче, освен недостатъците. произтичащи от закона, по който е изработена гърбицата, е с усложнена конструкция, съдържаща много елементи в себе си, което понижава надеждността му. Не е предвиден механизъм за отместване фазите на газоразпределение. Големи са загубите от триене в профилното съединение между работния вал и работната гърбица при промяна степента на сгъстяване. Механизмът за управление степента на сгъстяване способства за появата на пулсации при движението на гърбицата по работния вал, предизвикващи вибрации и шум, различни по амплитуда и ниво при студен и топъл двигател.If we look more closely at US 4553508, we will see that in one embodiment the law of motion of the executive units may be periodic, filled with symmetric rectilinear branches relative to the middle of the period, connected seamlessly with one another. However, it can only realize the known thermodynamic cycles, because all phases of the process take place at a variable volume. In addition, dynamic bumps occur at the transition between every two branches of the cam, which reduces the reliability of the engine, because there is no continuous contact in the movable connection between the actuator units and the cam profile. When performing the hump according to the preferred variant with asymmetrical branches with respect to the middle of the period, the engine is not balanced during operation, although its thermodynamics is improved. The engine, in addition to the above elements and means, also contains other means of improving its performance, such as a mechanism for controlling the degree of compression, which is a power cylinder connected to the cam and moving it through a slotted connection axially to change the cylinder capacity at different loads. In addition, there are means for guiding the actuator units, which are a carriage carrying a piston rod and sliding two parallel circular guide columns each, which columns are fixedly fixed to the lower and upper base of the crankcase around the working hump. However, this engine, apart from the disadvantages. stemming from the law by which the hump is made, it has a complicated structure that contains many elements in itself, which reduces its reliability. There is no mechanism for shifting the gas distribution phases. The friction losses in the profile joint between the working shaft and the cam are large, as the degree of compression changes. The mechanism of control of the degree of compression facilitates the appearance of pulsations in the movement of the hump on the working shaft, causing vibrations and noise, different in amplitude and level in cold and warm engine.

Същност на изобретениетоSUMMARY OF THE INVENTION

Основен проблем, който се решава с изобретението, е предлаганият двигател да бъде с по-висока ефективност, да бъде икономичен и да не замърсява околната среда.A major problem solved by the invention is that the proposed engine is of higher efficiency, economical and environmentally friendly.

Друг проблем, който се решава, е двигателят според изобретението да бъде максимално уравновесен и надежден с подобрена износоустойчивост при експлоатация. Нивото на шума и вибрациите да е намалено и да е осигурена безударна работа.Another problem to be solved is that the engine according to the invention be as balanced as possible and reliable with improved durability during operation. Noise and vibration levels should be reduced and trouble-free operation ensured.

Един трети решаван проблем е двигателят да бъде с добри динамични качества.One third solved problem is that the engine has good dynamic performance.

Немаловажен проблем за решаване е предлаганият двигател да може да бъде ефективен при всички работни режими, като се поддържа оптимален термодинамичен цикъл, при който се реализира максимално възможен кпд за всеки работен режим на двигателя.An important problem to solve is that the proposed engine can be effective in all operating modes, while maintaining an optimal thermodynamic cycle, which achieves the maximum possible efficiency for each operating mode of the engine.

Не на последно място двигателят трябва да бъде технологичен за производство и ремонт, с ниска металоемкост и малка енергоемкост при производство.Last but not least, the engine must be technological for production and repair, with low metal consumption and low energy consumption during production.

Освен това двигателят трябва да може да бъде изпълним за вграждане в различни работни машини.In addition, the engine must be capable of being installed in different working machines.

Следващ проблем е предлаганият двигател да позволява използването на опростена трансмисия, както и да създава възможност за разширяване на функциите му.Another problem is that the proposed engine allows for the use of simplified transmission, as well as for the possibility of extending its functions.

Друг проблем е предлаганият двигател да запазва работоспособността си при по-високи работни температури и температурни разлики.Another problem is that the proposed engine will remain operational at higher operating temperatures and temperature differences.

Всички тези и други проблеми се решават с гьрбичен двигател, съдържащ работен вал и най-малко един аксиален цилиндър, като всички цилиндри са разположени успоредно на и са равно отдалечени от работния вал. Във всеки цилиндър е разположено най-малко едно бутало с възможност за възвратно-постъпателно движение в цилиндъра, което бутало е свързано с гьрбичен механизъм. Камерите на цилиндрите може да са свързани със средства за подаване и/или средства за отвеждане на работно вещество. Гьрбичният механизъм съдържа поне една цилиндрична пространствена гърбица, свързана съосно с работния вал, и най-малко едно изпълнително звено с възможност за възвратно-постъпателно движение по водачи. Поне едно от звената е свързана с бутало на цилиндър, образувайки действително бутално звено. Всяко изпълнително звено е в контакт с възможност за придвижване поне по един от работните профили на цилиндричната пространствена гърбица. Всеки профил на гърбицата е изпълнен вълнообразен по закон, непрекъснат поне до втората си производна в рамките на цялата гърбица, така че при движение на изпълнителните звена скоростта и ускоренията им в началото и в края на всеки възходящ и низходящ участък от периода на кривата на профила на гърбицата са равни по стойност, като екстремните стойности на ускоренията им са разположени в междинните точки на всеки възходящ и низходящ участък от периода. Така се отстраняват динамичните удари на всяко изпълнително звено при прехода от един такт в друг и се създават условия за получаване на ниски скорости на движението им около мъртвите им точки, при което се подобрява ефективността на двигателя. Освен това при тези условия може да се синтезират периодични закони на движение на изпълнителните звена, при които се осигуряват еднакви условия на работа на двигателя, независимо от тактността му и вида на работа на изпълнителните звена - с едностранно или с двустранно действие.All these and other problems are solved with a cam motor containing a working shaft and at least one axial cylinder, all cylinders being located parallel to and equidistant from the working shaft. In each cylinder there is at least one reciprocating piston in the cylinder, which piston is connected to a cam mechanism. The cylinders of the cylinders may be connected to means of delivery and / or means of removal of the working substance. The cam mechanism comprises at least one cylindrical space cam connected in conjunction with the working shaft, and at least one actuator unit capable of reciprocating movement on the guides. At least one of the units is connected to a piston per cylinder, forming an actual piston unit. Each actuator unit is in contact with the ability to move at least one of the working profiles of the cylindrical space hump. Each hump profile is executed in a wavy manner by law, continuous at least to its second derivative throughout the hump, so that as the executive units move, their velocities and accelerations at the beginning and end of each ascending and descending portion of the profile curve period the humps are equal in value, with the extreme values of their accelerations located at the intermediate points of each ascending and descending part of the period. This eliminates the dynamic impact of each actuator during the transition from one stroke to another and creates conditions for low speeds around their dead spots, thereby improving engine efficiency. Moreover, under these conditions, periodic laws of motion of the executive units can be synthesized, which ensure the same operating conditions of the engine, regardless of its tact and the type of operation of the executive units - with one-sided or two-sided operation.

За предпочитане е профилът на гърбицата да е изпълнен вълнообразен така, че ус10 коренията на изпълнителните звена, еднакво отадалечени от началото и/или средата на всеки възходящ и низходящ участък от периода на кривата, да са равни по стойност и противо5 положни по знак. Така се постига по-добра уравновесеност на двигателя, защото се намаляват неуравновесените инерционни сили, особено ако масите на изпълнителните звена са равни по между си.Preferably, the hump profile is wavy in such a way that the roots of the executive units, equally spaced from the beginning and / or middle of each ascending and descending portion of the curve period, are equal in value and opposite 5 in sign. This results in better engine balance because the unbalanced inertia forces are reduced, especially if the masses of the actuators are equal.

За предпочитане е профилът на гърбицата да е изпълнен вълнообразен, така че при движение на изпълнителните звена скоростите и ускоренията им в началото и в края на всеки възходящ и низходящ участък от периода да са равни на нула. За предпочитане е поне в едностранно разположените изпъкналости на кривата на профила да е предвиден праволинеен участък, така че при движението си всяко бутало да остава неподвижно поне във всяко едноименно мъртво положение. Двигателят по този начин реализира такъв термодинамичен цикъл, при който постъпилата топлина в цилиндрите се използва по-рационално, а количеството на токсичните газове се намалява. Това води до повишаване кпд на двигателя, което го прави икономичен, без да се замърсява околната среда. При това намаляват хидравличните загуби. Освен това този двигател позволява да бъде уравновесен максимално, ако изпълнителните звена от всяка уравновесена група изпълнителни звена са с равни маси, четен брой и са най-малко четири, като са равномерно разположени около оста на гърбицата. Така се подобрява износоустойчивостта на двигателя, облекчава се и окачването му, като се намалява нивото на шума.It is preferable that the profile of the hump is wavy in such a way that the velocities and accelerations at the beginning and end of each ascending and descending portion of the period are zero when moving the actuators. Preferably, a straight section is provided in at least one-sided projections of the profile curve, so that each piston remains stationary at least in each dead position at its own motion. The engine thus realizes such a thermodynamic cycle in which the heat input to the cylinders is used more rationally and the amount of toxic gases is reduced. This increases the efficiency of the engine, making it economical without polluting the environment. In doing so, they reduce hydraulic losses. In addition, this engine allows it to be balanced as much as possible if the executive units of each balanced group of executive units are of equal mass, even in number and at least four, and are evenly spaced around the axis of the hump. This improves the wear resistance of the engine and relieves its suspension by reducing the noise level.

В двигателя могат да се вградят механизъм за промяна степента на сгъстяване и/ или механизъм за управление на газоразпределението, които го правят еднакво ефективен за всеки работен режим. Може да има вграден и механизъм, осигуряващ непрекъснат контакт между изпълнителните звена и работният профил на гърбицата, което облекчава монтажа и отстранява появата на динамични удари.An engine may be fitted with a compression ratio and / or throttle control mechanism that make it equally effective for each operating mode. There may also be a mechanism in place to ensure continuous contact between the actuator units and the cam profile, which facilitates installation and eliminates the occurrence of dynamic shocks.

Описание на приложените фигуриDescription of the attached figures

Фигура 1 е надлъжен разрез на четиритактов гьрбичен двигател с вътрешно горене;Figure 1 is a longitudinal sectional view of a four stroke internal combustion engine;

фигури 2 и 3 - закон и втората му про50 изводна на движение на изпълнителните звена със задържане във всяко горно и долно мъртво положение;Figures 2 and 3 show the law and its second pro50 moving the executive units with detention in each upper and lower dead position;

фигури 4а и 4б - термодинамичен цикъл съответно на известен четиритактов дизелов двигател и на гърбичен четиритактов дизелов двигател съгласно изобретението;FIGS. 4a and 4b show a thermodynamic cycle of a known four-stroke diesel engine and a four-stroke diesel engine according to the invention, respectively;

фигури 5 - поглед на гърбичен механизъм от двигател с едно действително бутално звено;5 is a view of a cam mechanism from an engine with one actual piston unit;

фигури 6а и 66 - поглед и напречен разрез през тялото на изпълнително звено, а фиг.бв - изглед на сепаратор от връзката на изпълнително звено и водач;Figures 6a and 66 are a cross-sectional view and cross-section through the body of an actuator unit, and Figs.

фигури 7а-з - напречни разрези на различни варианти на водене на изпълнително звено по водачи;Figures 7a-3 are cross-sectional views of various variants of leading an executive unit along guides;

фигури 8 - поглед на гърбичен механизъм, съдържащ две действителни бутални и две симулиращи звена;8 is a view of a cam mechanism comprising two real pistons and two simulation units;

фигури 9а-в - схеми, показващи различни начини на разполагане на изпълнителните звена около гърбицата;Figures 9a-c are diagrams showing different ways of positioning the executive units around the hump;

фигури 10, 11 и 12, - схематични изгледи на гърбични механизми с различна ориентация на буталата на действителните звена;Figures 10, 11 and 12, - schematic views of cam gears with different piston orientation of actual units;

фигури 13а и 136 - закон и втората му производна на движение на изпълнителните звена с праволинейни хоризонтални участъци във всяко горно и долно мъртви положения и с праволинейни участъци в средата на всички възходящи и низходящи клонове;Figures 13a and 136 are a law and its second derivative of the motion of executive units with straight horizontal sections in each of the upper and lower dead positions and with straight sections in the middle of all ascending and descending branches;

фигура 14 - схематично представяне на разлика в големините на хода на двете контактни повърхнини на работния профил на гърбицата;Figure 14 is a schematic representation of the difference in stroke sizes of the two contact surfaces of the working profile of the hump;

фигура 15 - схематично изобразяване на контактна връзка между изпълнително звено и канала на гърбицата в горно мъртво положение;Fig. 15 is a schematic representation of a contact link between an actuator and a hump channel in the upper dead position;

фигури 1 ба-в - различни начини на еластично окачване на контактния елемент от изпълнително звено;Figures 1b-in - various ways of elastic suspension of the contact element of the actuator unit;

фигура 17 - изпълнително звено, пригодено за работа с гърбица с профилна работна лента;Figure 17 is an executive unit adapted to handle a hump with a profile work strip;

фигура 18 - връзка между съставна гърбица с канал и контактните елементи на изпълнително звено;18 is a link between a compound hump with a channel and the contact members of an actuator unit;

фигура 19 - надлъжен разрез на механизъм за промяна степента на сгъстяване;19 is a longitudinal sectional view of a mechanism for changing the compression ratio;

фигури 20а-д - различни варианти на изпълнение на повдигащия възела на механизма от фиг. 19;20a-e show different embodiments of the lifting assembly assembly of FIG. 19;

фигури 21аи21б - напречни разрези на варианти на възела за аксиално преместване от механизма от фиг. 19;21a and 21b are cross-sectional views of axial displacement assembly units of the mechanism of FIG. 19;

фигури 22а и 226 - варианти на изпълнение на профилните канали на възела за аксиално преместване;22a and 226 are embodiments of the profile channels of the axial displacement assembly;

фигура 23 - надлъжен разрез на двигател с две работни гърбици и двустранно разположени бутално-цилиндрови групи;23 is a longitudinal sectional view of an engine with two working cam and bilaterally arranged piston-cylinder groups;

фигури 24 и 25 - варианти на механизъм за осигуряване на оптимален натяг между водачите и изпълнителните звена на гьрбичния механизъм;Figures 24 and 25 are variants of a mechanism for providing optimum tension between the drivers and actuators of the camber mechanism;

фигури 26а-г - регулатор от центробежен тип за механизъм за управление на газоразпределението според фиг. 1, работещ с изпреварване;26a-d are a centrifugal type regulator for a gas distribution control mechanism according to FIG. 1, working ahead;

фигури 27а-в - регулатор от центробежен тип за механизъм за управление на газоопределението според фиг. 1, работещ със закъснение;FIGS. 27a-c are a centrifugal type regulator for the gas determination control mechanism of FIG. 1, working with delay;

фигура 28 - надлъжен разрез на механизъм за управление на газоразпределението от зъбен тип;Figure 28 is a longitudinal sectional view of a gear control mechanism of tooth type;

фигури 29а-в - различни варианти на изпълнение на съставен гърбичен блок от механизма за управление на газоопределението според фиг. 28;29a-c are different embodiments of a composite cam block of the gas control mechanism of FIG. 28;

фигура 30 - надлъжен разрез на част от гърбичен двигател с реверсивен блок за обръщане посоката на газоразпределителния механизъм и гърбичен блок на газоразпределението от лостов тип;30 is a longitudinal sectional view of a portion of a cam engine with a reversing unit to reverse the direction of the gas distribution mechanism and a cam unit of the gas distribution of a lever type;

фигури 31а-в различни варианти на изпълнение на съставен гърбичен блок от газоразпределителния механизъм според фиг.ЗО;Figures 31a-in different embodiments of a composite cam block of the valve assembly according to Fig. 30;

фигура 32 - надлъжен разрез на двигателя от фиг.ЗО с гърбичен блок на газоразпределението от кобиличен тип;32 is a longitudinal sectional view of the engine of FIG. 3 with a cam-type cam unit;

фигура 33 - разрез на реверсивен блок според фиг.ЗО;Fig. 33 is a sectional view of a reversing block according to Fig. 30;

фигура 34 - разрез на реверсивен блок с извеждане на движение от реверсиращите зъбни колела;34 is a cross-sectional view of a reversing block with the movement of the reversing gears;

фигури 35а и 356 - схематично представяне в поглед отгоре и отстрани на реверсивния блок от фиг.34, свързани с разпределителни гърбични валове за управление на газораз пределението на цилиндри, разположени в групи в посока на единия напречен габарит на двигателя;35a and 356 are schematic top and side views of the reversing block of FIG. 34 connected to camshafts for controlling the gas distribution of cylinders arranged in groups in the direction of one transverse engine gauge;

фигури 36 и 37 - надлъжен и напречен разрез на двутактов гърбичен двигател;36 and 37 are a longitudinal and cross-sectional view of a two-stroke cam engine;

фигури 38а и 386 - термодинамични цикли, съответно на познатите двутактови двигатели и на двутактов гърбичен двигател съгласно изобретението;38a and 386 are thermodynamic cycles, respectively, of known two-stroke motors and of a two-stroke cam engine according to the invention;

фигура 39 - надлъжен разрез на гьрбичен двигател с две гърбици тип Стирлинг със срещуположно разположени цилиндри за постоянно ниска и постоянно висока температура;Fig. 39 is a longitudinal section view of a two-Stirling camber engine with opposite cylinders for constant low and constant high temperature;

фигура 40 - напречен разрез на гърбичен двигател с една гърбица от Стирлингов тип с едностранно разположени цилиндри;Figure 40 is a cross-sectional view of a single-cylinder Stirling-type cam with single-sided cylinders;

фигури 41а и 416 - закон и втората му производна на движение на изпълнителните звена със задържане в едностранно разположените изпъкнали части на кривата на профила на гърбицата от фиг.39 или 40;Figures 41a and 416 are a law and a second derivative of the motion of the actuators with retention in the one-sided convex portions of the curve of the cam profile of Fig. 39 or 40;

фигури 42а и 426 - схематични представяния на дефазиране и допълнително дефазиране на гърбиците от двигателя по фиг.39;Figures 42a and 426 are schematic representations of the deflation and additional defragmentation of the camber of the engine of Fig. 39;

фигури 43а-в - диаграми съответно на известните термодинамични цикли на двигатели Стирлингов тип, на цикъла на двигателя от фиг.39 с дефазиране на гърбиците на ъгъл и цикъла на двигателя от фиг.39 с допълнително дефазиране на двете гърбици.43a-c are diagrams respectively of the known thermodynamic cycles of a Stirling type engine, of the engine cycle of Fig. 39 with the phase deflection of the cam angles and the cycle of the engine of Fig. 39 with the additional phase defect of the two cam.

Примери за изпълнениеExamples of implementation

Съгласно изобретението могат да се реализират различни двигатели както с вътрешно горене - четиритактови и двутактови, така и двигатели с външно горене тип Стирлинг. Примерите за закона, по който е изпълнена гърбицата, са дадени за четиритактов двигател с вътрешно горене, но разсъжденията важат в същата степен и за двутактовите двигатели, и за двигателите със Стирлингов цикъл.According to the invention, various internal combustion engines - four stroke and two stroke and Stirling type combustion engines can be realized. Examples of the law by which the hump is executed are given for a four-stroke internal combustion engine, but the reasoning applies equally to two-stroke and Stirling engines.

На фиг. 1 е показано едно примерно изпълнение на четиритактов двигател съгласно изобретението. Двигателят съдържа работен вал 1 и в случая повече от един аксиални цилиндри 2, разположени равномерно около вала 1 и равно отдалечени от него. Всеки цилиндър може да е с едностранно или двустранно действие, в случая са с едностранно действие, като в него е разположено поне едно в зависимост от действието бутало 3 с възможност за възвратно-постъпателно движение. Буталата 3 на всички цилиндри 2 са свързани с гьрбичен механизъм, който съдържа цилиндрична пространствена гърбица 4, свързана с вала 1, така че е осигурена възможност за взаимно приемане и предаване на движения, сили и моменти. Гърбичният механизъм освен това съдържа изпълнителни звена 5, контактуващи с гърбицата 4 и водачи 6 за водене на звената 5. Профилът на пространствената гърбица 4 е вълнообразен, като кривата, по която е реализиран, осигурява закон на движение на изпълнителните звена 5, който е непрекъснат поне до втората си производна в рамките на целия интервал от 0 до 360 на завъртане на гърбицата 4. При това скоростта и ускорението при движение на изпълнителните звена 5 в началото и в края на всеки възходящ и низходящ участък от периода на кривата на гърбицата 4 са равни по стойност, а екстремните стойности на ускоренията са разположени в междинните точки на всеки възходящ и низходящ участък. Така се уеднаквяват условията, при които протича термодинамичният цикъл в двигател с двустранно действие на изпълнителните звена и се получават сравнително ниски стойности на скоростта на изпълнителните звена 5 около всяко мъртво положение. Този термодинамичен цикъл е особено ефективен при двигатели, работещи с бързо изгарящи горивни смеси. Освен това се подобряват условията за постигане на уравновесеност на двигателя. На фиг.2 е показан един закон на движение на изпълнителните звена 5, съответстващ на профила на гърбицата 4, при който е възможно скоростите и ускоренията на звената 5 в началото и в края на всеки възходящ и низходящ участък от периода на кривата да са равни на нула. Така се подобряват условията за протичане на термодинамичния цикъл при по-бавно изгарящите горива. Показано е, че във всяка изпъкналост на кривата на профила може да има праволинеен хоризонтален участък δ, така че при движение всяко бутало 3 да остава неподвижно във всяко горно и/или долно мъртво положение. С това се подобряват условията за протичане на термодинамичния цикъл при всички режими на работа при най-бавно изгарящите горива. Освен това се осигурява постоянен обем за вкарване на топлина в горивните камери при достатъчно време за усвояването й, както и се осигуряват по-добро вентилиране на работните цилиндри и зареждането им със свежа работна смес. Праволинейни- 5 те хоризонтални участъци може да са равни помежду си, което освен подобренията в цикъла спомага и за постигане на пълна уравновесеност на двигателя. При сравнение на фиг.4а и 46 се вижда, че при предлагания гърбичен двигател с крива на пространствената гърбица, реализирана по закона от фиг.2 (фиг.4б), чувствително се увеличава полезната работа на четиритактов дизелов двигател и се намалява отрицателната работа за изгонване на газове, в сравнение с конвенционален четиритактов дизелов двигател (фиг.4а).In FIG. 1 shows an exemplary embodiment of a four stroke engine according to the invention. The engine contains a working shaft 1 and, in this case, more than one axial cylinder 2 arranged uniformly about the shaft 1 and equally spaced from it. Each cylinder can be single-sided or double-acting, in this case unilateral, in which there is at least one, depending on the action piston 3 with the possibility of reciprocating motion. The pistons 3 of all cylinders 2 are connected by a cam mechanism which comprises a cylindrical space cam 4 connected to the shaft 1, so that there is an opportunity for reciprocal reception and transmission of motions, forces and moments. The cam mechanism further comprises actuators 5 in contact with the cam 4 and guides 6 to guide the units 5. The profile of the cam space 4 is wavy and the curve along which it is realized provides a law of motion for the actuators 5, which is continuous. at least to its second derivative within the entire interval from 0 to 360 of rotation of the cam 4. In this case, the speed and acceleration of movement of the executive units 5 at the beginning and at the end of each ascending and descending portion of the period of the cam curve 4 are equal in value, and the extreme values of accelerations are located at the intermediate points of each ascending and descending section. In this way, the conditions under which the thermodynamic cycle in a double-acting motor of the actuators takes place are uniform and the comparatively low velocity values of the actuators 5 around each dead position are obtained. This thermodynamic cycle is especially effective for engines operating with fast combustion mixtures. It also improves the balance of the engine. Figure 2 shows a law of motion of the executive units 5, corresponding to the profile of the hump 4, in which it is possible that the speeds and accelerations of the units 5 at the beginning and end of each ascending and descending portion of the curve period are equal to zero. This improves the conditions of the thermodynamic cycle for slower burning fuels. It is shown that in each convexity of the profile curve there may be a rectilinear horizontal section δ such that each piston 3 remains stationary in each upper and / or lower dead position when moving. This improves the conditions of the thermodynamic cycle in all modes of operation for the slowest burning fuels. In addition, a constant volume is provided to allow heat to be introduced into the combustion chambers with sufficient time to absorb it, as well as to provide better ventilation of the working cylinders and their filling with a fresh working mixture. The straight 5 horizontal sections can be equal to each other, which, in addition to cycle improvements, also helps to achieve complete engine balance. Comparing Figs. 4a and 46, it can be seen that the proposed camber engine with a curvature of the space cam, realized by the law of Fig. 2 (Fig. 4b), significantly increases the usefulness of a four-stroke diesel engine and reduces the negative performance for exhaust compared to a conventional four-stroke diesel engine (Fig. 4a).

Като пример за функция, удовлетворяваща необходимите условия за реализиране на закона на движение на изпълнителните звена 5 от фиг.2 за целия интервал от 0 до 360° на завъртане на гърбицата 4, може да се посочи следното равенство:As an example of a function satisfying the necessary conditions for the implementation of the law of motion of the executive units 5 of Fig. 2 for the entire interval from 0 to 360 ° of rotation of the cam 4, the following equality can be stated:

φ 1 φφ 1 φ

S (φ) = Η .[ —-----βίη(2π —)] γ 2,π γ където Η - ход на буталото; γ - ъгъл на завъртане на гърбицата 4, в рамките на който буталото 3 реализира хода си; φ - ъгъл на завъртане на гърбицата 4.S (φ) = Η. [—----- βίη (2π -)] γ 2, π γ where Η is the piston stroke; γ - rotation angle of the hump 4, within which the piston 3 realizes its course; φ - rotation angle of the hump 4.

За посочения пример буталата 3 изпълняват четири такта за един оборот на гърбицата 41, като за първия интервал β на реализиране на първия такт законът приема следните форми, където: β - ъгъл на завъртане на гърбицата 4 при реализиране на един работен такт;For the above example, the pistons 3 perform four cycles per revolution of the cam 41, and for the first interval β of the first stroke the law takes the following forms, where: β is the angle of rotation of the cam 4 in the case of one working cycle;

δ - ъгъл на завъртане на гърбицата 4, през който дадено бутало 3 остава неподвижно.δ is the angle of rotation of the hump 4 through which a piston 3 remains stationary.

δ δ — - δ(φ) = 0; δ (φ) = 0; 2 2 δ δ δ δ φ-- φ-- φ-- φ-- δ δ δ δ 2 2 1 2 1 2 —-£φίβ-- —- £ φίβ-- S(₉) = H[--S ( ₉ ) = H [- - — Uw1 } J - - Uw1} J 2 2 2 2 Υ Υ 2π γ 2π γ δ δ β —5φ^β β —5φ ^ β ε(φ) = Η, ε (φ) = Η, 2 2

за втория такт, както следва:for the second cycle, as follows:

δ βόφ£β+2δ βόφ £ β + 2

6(φ) = Η;6 (φ) = Η;

β + —ίφί2.β-2 2 δ φ-β —β + —ίφί2.β-2 2 δ φ-β -

5(φ) = Η-Η[-----Υ5 (φ) = Η-Η [----- Υ

φ.β-1 2 — «η(2π------)]φ.β-1 2 - «η (2π ------)]

2π γ δ2π γ δ

2.β ---£φ^2.β2.β --- £ φ ^ 2.β

S(<p) = 0, за третия такт, както следва:S (<p) = 0, for the third clock cycle, as follows:

δδ

2.β£φ£2.β +— S(q>) = 0 δ δ2.β £ φ £ 2.β + - S (q>) = 0 δ δ

2.β+— £φ<3.β-2 2 δδ φ-2.β-- φ-2.β-2 1 22.β + - £ φ <3.β-2 2 δδ φ-2.β-- φ-2.β-2 1 2

S (φ) = Η - Η [------------ — »η (2π) ] γ 2πγ δS (φ) = Η - Η [------------ - »η (2π)] γ 2πγ δ

3.β--£φ£3.β3.β-- £ φ £ 3.β

S(q» = H за четвъртия такт, както следва:S (q »= H for the fourth stroke, as follows:

δ δ 3.β£φ£3.β +— 2 δ δ 3.β Η--φ^4.β-- 2 2 3.β £ φ £ 3.β + - 2 δ δ 3.β Η - φ ^ 4.β-- 2 2 S(q>) = H S (q>) = H

δ φ · 3.β-2 1 δδ φ · 3.β-2 1 δ

φ.₃.β-2 — βίη(2π----)]φ. ₃ .β-2 - βίη (2π ----)]

2χ γ δ2χ γ δ

4,β--£φ^4,β δ(φ) = 04, β-- £ φ ^ 4, β δ (φ) = 0

Вторите производни на тези функции са дадени на фиг.З, от която се вижда, че същите образуват една непрекъсната безконечна линия и следователно двигателят работи без динамични удари.The second derivatives of these functions are given in Fig. 3, which shows that they form a continuous infinite line and therefore the engine operates without dynamic shocks.

Всяко изпълнително звено 5 на гьрбичния механизъм (фиг.5 и 6а,б,в) съдържа тяло 7, в случая имащо канали, което може да се движи възвратно-постъпателно по водачите 6, в случая изпълнени като призми. Водачите 6 неподвижно са закрепени към картера на двигателя. Между водачите 6 и тялото 7 има сепаратор 8 с търкалящи елементи 9 за намаля40 ване на триенето. Така се оформят линейни лагери за водене на изпълнителните звена 5. Тялото 7 е предвидено с издатък 10, който може да се движи по канала на гърбицата 4. Тялото 7 на изпълнителното звено 5 може да е неподвижно свързано към пръта на буталото 3 (фиг.5), като по този начин образува действително изпълнително звено 11 (фиг.8). На фиг.7 а-г са показани различни варианти на изпълнение на връзката между водачите 6 и тялото 7. Освен като действително изпълнително звено 11 изпълнителното звено 5 може да се изпълни и като симулиращо изпълнително звеноEach actuating member 5 of the cam mechanism (FIGS. 5 and 6a, b, c) contains a body 7, in this case having grooves, which can move reciprocally on the guides 6, in this case made as prisms. The guides 6 are fixed to the crankcase. Between the guides 6 and the body 7 there is a separator 8 with rolling elements 9 to reduce friction. Thus, linear bearings are formed to guide the actuator units 5. The body 7 is provided with a projection 10 that can move along the groove of the cam 4. The body 7 of the actuator unit 5 may be fixedly connected to the rod of the piston 3 (FIG. 5), thus forming a real executive unit 11 (FIG. 8). 7 a to d show different embodiments of the connection between the guides 6 and the body 7. In addition to being an actual executing unit 11, the executing unit 5 can also be performed as a simulating executing unit

12, което не е свързано към работещо бутало (фиг.8). Стимулиращи звена 12 се прилагат за подобряване уравновесеността на двигателя в различните му изпълнения. Всички изпълнителни звена 5 могат да бъдат равномерно разположени около оста на гърбицата, както е показано на фиг.9а и 9б, или да бъдат съчетани в равномерно разположени около оста четен брой възли 5” ,като всички възли са еднакъв брой, еднообразно разположени помежду си звена 5, както е показано на фиг.9в, г и д. При това броят на изпълнителните звена 5 във възлите 5” може да е произволен. По този начин става възможно извеждането на допълнителни силоотводни валове или вграждането на допълнителни агрегати към двигателя, като например компресор, без да се нарушава уравновесеността. Изпълнителните звена 5 или възлите 5” от изпълнителни звена могат да формират поне една уравновесена група, във всяка от които с цел подобряване на уравновесеността изпълнителните звена 5, симулиращи 12 и/или действителни 11, или възлите 5” са с еднаква маса и са разположени равномерно около и на еднакво разстояние от оста на гърбицата 4. Така изпъкналите части на кривата са равномерно разположени около оста й. Освен това при движение на изпълнителните звена 5 ускоренията на тези звена 5, които са равно отдалечени от началото на всеки възходящ или низходящ участък от периода на кривата, са равни по стойност и знак помежду си. Например от фиг. 13 ускорението al за първо звено е равно по стойност и посока на ускорението а5, а2 е равно на аб и т.н. За предпочитане е профилът на гърбицата 4 да бъде изпълнен с четен брой изпъкнали части, най-малко четири и броят на изпълнителните звена 5 или възлите 5” да е четен, не по-малко от четири. При това този брой за предпочитане е кратен на броя на изпъкналите части на профила на гърбицата, като половината от брой на изпъкналите части е нечетно число. Алтернативно, половината от боря на изпъкналите части на профила на гърбицата 4 може да е четно число, което не е кратно на броя на изпълнителните звена 5. Например при шест броя изпълнителни звена 5 има шест броя изпъкнали части на профила на гърбицата или при четири броя изпълнителни звена 5 има десет броя изпъкнали части. При това изпълнение с увели чаване броя на мъртвите положения оборотите на двигателя намаляват пропорционално, а въртящият момент се увеличава, като мощността се запазва. Това позволява габаритите на двигателя да се подчиняват на конкретните нужди. Може да намалява и броят на частите на двигателя, например при големите корабни двигатели може да отпадне необходимостта от редуктор. Освен това профилът на гърбицата може да е изпълнен така, че при движението на изпълнителното звено 5 максималните и минималните стойности на ускоренията на тези звена 5, които са разположени на равни разстояния от средата на всеки възходящ и низходящ участък са по-близо до налягането и края на всеки участък, отколкото до средата му, така че тези min стойности на разликата от произведенията на първата и втората производни от началото и средата на всеки участък от Закона за движение е минимална. По този начин може да се постигне пълна уравновесеност на гърбичния двигател, ако броят на работните цилиндри е четен и те са разположени равномерно около оста на двигателя.12, which is not connected to a working piston (Fig. 8). Stimulating units 12 are applied to improve the balance of the engine in its various embodiments. All executive units 5 may be evenly spaced about the axis of the hump, as shown in FIGS. 9a and 9b, or combined in an evenly spaced even number of nodes 5 ", all nodes being equal in number, uniformly spaced units 5 as shown in FIGS. 9c, d and e. The number of executive units 5 at the nodes 5 ”may be arbitrary. In this way, it is possible to remove additional power take-off shafts or to install additional units on the engine, such as a compressor, without disturbing the balance. The executive units 5 or the nodes 5 "of the executive units may form at least one balanced group, in each of which, in order to improve the balance, the executive units 5, simulating 12 and / or actual 11, or the nodes 5" are of equal mass and are arranged uniformly about and at an equal distance from the axis of the hump 4. Thus, the convex parts of the curve are evenly spaced about its axis. and the downstream sector of the period of the curve, are equal in value and sign each other. For example, in FIG. 13, the acceleration al for the first unit is equal in value and the direction of acceleration a5, a2 is equal to ab, etc. Preferably, the profile of the hump 4 is filled with an even number of convex parts, at least four and the number of executive units 5 or nodes 5 ”is even, at least four. Moreover, this number is preferably a multiple of the number of convex portions of the cam profile, half of the number of convex portions being an odd number. Alternatively, half of the bump of the convex portions of the cam profile 4 may be an even number that is not a multiple of the number of executive units 5. For example, in the case of six executive units 5 there are six convex portions of the cam profile or four executive units 5 have ten protruding parts. In this embodiment, as the number of dead positions increases, the engine speed decreases proportionally, and the torque increases, while maintaining power. This allows the engine dimensions to be tailored to the specific needs. It can also reduce the number of engine parts, such as for large marine engines, the need for a gearbox may be eliminated. In addition, the hump profile may be configured such that the maximum and minimum acceleration values of these units 5, which are located at equal distances from the middle of each upstream and downstream section, are closer to the pressure and the end of each section rather than its middle, so that these min values of the difference between the products of the first and second derivatives from the beginning and the middle of each section of the Law of Motion are minimal. In this way complete balance of the cam engine can be achieved if the number of service cylinders is even and they are evenly spaced around the motor axis.

Двигателят съгласно изобретението, както се вижда от фиг. 10, може да работи с двойнодействагци действителни бутални звена 11, всяко от които е снабдено в двата си края със съосни бутала 3, движещи се в разположени срещуположно един спрямо друг съосни цилиндри 2. Буталата 3 може да са едностранно разположени, както е показано на фиг. 11. Една комбинация на различни ориентирани едностранно действащи действителни бутални звена lie показана на фиг. 12, където всеки две съседни бутала 3 са ориентирани в противоположни посоки. Тези варианти при ориентиране на буталата 3 дават възможност да се освобождават по-големи пространства около гърбицата 4 за вграждане на допълнителни агрегати, както и да се намалява борят на частите и напречните габарити на двигателя при запазване на работния му обем.The engine according to the invention, as seen in FIG. 10, may operate with twin actuators actual piston units 11, each provided at both ends with coaxial pistons 3 moving in relation to each other coaxial cylinders 2. The pistons 3 may be unilaterally disposed, as shown in FIG. FIG. 11. A combination of different oriented unilaterally acting real piston units lie shown in FIG. 12, where each two adjacent pistons 3 are oriented in opposite directions. These piston orientation options 3 allow for greater clearance around the cam 4 to accommodate additional units, as well as reduce the struggles of engine parts and transverse dimensions while maintaining engine displacement.

В едно вариантно изпълнение, схематично илюстрирано на фиг. 13а и 136 със законите на движение на звената 5, профилът на гърбицата 4 е изпълнен така, че в допълнение в средата на всички възходящи и низходящи клонове има праволинейни наклонени участъци, при което ускоренията на изпълнителните звена 12 и/или 11 при движение на гърбицата в тези участъци са равни на нула. За предпочитане е праволинейните наклонени участъци да са равни помежду си. За предпочитане е големината на тези участъци да бъде избрана така, че ъгълът на завъртане φ на гърбицата при движение на изпълнителното звено по споменатите участъци да бъде различен от ъгъла на завъртане φ на гърбицата при движение на изпълнителното звено по праволинейните участъци във всяка изпъкналост на гърбичния профил. Така освен подобряване на термодинамичния цикъл и уравновесеността на двигателя, се подобрява равномерността при работа.In one embodiment, schematically illustrated in FIG. 13a and 136 with the laws of motion of the units 5, the profile of the hump 4 is designed such that, in addition, in the middle of all the ascending and descending branches, there are rectilinear inclined sections, whereby the accelerations of the executive units 12 and / or 11 when the hump is moving in these sections are zero. Preferably, the straight inclined sections are equal to each other. It is preferable that the size of these sections be chosen such that the angle of rotation φ of the cam when moving the actuator on said sections is different from the angle of rotation φ of the cam when the actuator moves along the straight sections in each convexity of the cam profile. Thus, in addition to improving the thermodynamic cycle and the balance of the engine, the evenness of operation is improved.

Допълнително за осигуряване на безударна работа на гърбичния двигател е предвидена връзка с непрекъснат контакт между работните повърхнини 13 и 13’ на пространствената гърбица 4 и контактните елементи 14 и 14’ на изпълнителните звена 5 при прехода от горно и долно мъртви положения, като е компенсирана монтажната хлабина между тях с фиг. 15, 16, 17 и 18). Контактните повърхнини 13 и 13’ на работния профил на пространствената гърбица 4 могат да се изработят по еднакви или по различни закони, като последните могат да имат различна големина на хода или различни фази на тактовете, или различна големина на хода и различни фази на тактовете. Пример за различна големина на хода схематично е показан на фиг. 14, където условно е прието, че преходът се извършва в горно и долно мъртво положение на буталата. При това контактните елементи 14 и 14’, монтирани на издатъците 10 на изпълнителните звена 5, са избрани така, че да намаляват триенето във връзката, в случая са търкалящи лагери. Контактните елементи 14 и 14’ са най-малко два на брой, всеки свързан към един и същ или към различни издатъци 10, като поне единият от тях е свързан към съответния издатък 10 чрез еластичен елемент 15 с възможност за предварителен натяг ((фиг. 16а и 166). Схематично една примерна контактна връзка в горна мъртва точка е показана на фиг. 15 за гърбица 4 с работен канал. Вижда се, че двата контактуващи лагера 14 и 14’, благодарение на еластичното окачване на единия от тях и ексцентрицитета на двете работни повърхнини 13 и 13’ на гърбичния канал, обират монтажната хлабина и преходът в мъртвата точка се извършва безударно. На фиг. 16а и 166 са по казани различни начини на изпълнение на еластичния елемент 15 с пружина и с деформируема втулка. Еластичният елемент 15 служи за обиране на грешките в профила и спомага за поддържане на постоянен контакт с работната повърхнина на гърбицата. На фиг. 17 е показано изпълнително звено 5 с два издатъка 10, на всеки от които е монтиран контактен елемент 14 или 14’. Такова изпълнително звено е пригодено за работа с гърбица 4, имаща профилна работна лента, която може да бъде с равна дебелина по продължението си във всяко сечение по оста на гърбицата. Тук едното стъпало на оста на еластично окачения контактен елеменат 14’ е изработена с ексцентрицитет Е, който се регулира за обиране на монтажната хлабина и за компенсиране износването и деформациите при експлоатация. На фиг. 18 е показано друго вариантно изпълнение, при което гърбицата 4 е съставна с един работен канал, като всяка част 4 и 4’ съдържа една от работните повърхнина 13 и 13’ на канала. Тук работните повърхнини на гърбицата 13 и 13’ са изместени една спрямо друга по оста на издатъка 10, така че всяка до контактува с един от контактните елементи 14 и 14’, които са разположени на оста на издатъка 10. При това вариантно изпълнение може профилите на повърхнините 13 и 13’ да бъдат изместени спрямо хода на изпълнителното звено 5, като оформят ексцентрицит Е, или оста на еластично окачения контактен елемент 14’ да бъде изработена с ексцентрицитет с възможност за регулиране. Когато законите, по които са изработени контактните повърхнини 13 и 13’, са изместени един спрямо друг по хода на изпълнителното звено 5, тогава еластичният елемент 15 трябва да има възможност за свободно деформиране само в границите на разликата по хода или ексцентрицитета Е.In addition, to ensure trouble-free operation of the cam engine, a connection is provided with continuous contact between the working surfaces 13 and 13 'of the space cam 4 and the contact members 14 and 14' of the executive units 5 at the transition from the upper and lower dead positions, compensating for mounting the gap between them with FIG. 15, 16, 17 and 18). The contact surfaces 13 and 13 'of the work profile of the space hump 4 may be made in the same or different laws, the latter having different stroke size or different clock phases, or different stroke size and different clock phases. An example of a different stroke size is shown schematically in FIG. 14, where the transition is conventionally assumed to be in the upper and lower dead position of the pistons. In this case, the contact members 14 and 14 'mounted on the projections 10 of the actuating units 5 are selected to reduce friction in the connection, in this case rolling bearings. The contact members 14 and 14 'are at least two in number, each connected to the same or different projections 10, at least one of which is connected to the corresponding projection 10 by means of an elastic element 15 with the possibility of pre-tension ((Fig. 16a and 166) Schematically one exemplary contact at the upper dead point is shown in Fig. 15 for the cam 4 with a working channel. It is seen that the two contact bearings 14 and 14 ', due to the elastic suspension of one of them and the eccentricity of the two working surfaces 13 and 13 'of the ridge canal, loosen the mounting Fig. 16a and 166 show different ways of performing the elastic element 15 with a spring and a deformable sleeve. The elastic element 15 serves to offset the profile errors and helps to maintain the profile. Fig. 17 shows an actuator unit 5 with two projections 10, each of which has a contact element 14 or 14 '. Such an actuator unit is adapted to work with a hump 4 having a profile work strip that can be of equal thickness along its extension in each section along the axis of the hump. Here, one step on the axis of the elastically suspended contact member 14 'is made with eccentricity E, which is adjustable to deflect the mounting clearance and to compensate for wear and deformation during operation. In FIG. 18 shows another embodiment wherein the hump 4 is constituted by a single working channel, each portion 4 and 4 'comprising one of the working surfaces 13 and 13' of the channel. Here, the working surfaces of the cam 13 and 13 'are displaced relative to each other along the axis of the projection 10, so that each one contacts the one of the contact members 14 and 14' which are located on the axis of the projection 10. In this embodiment, the profiles may on the surfaces 13 and 13 'to be displaced relative to the course of the actuating member 5, forming an eccentric E, or the axis of the elastically suspended contact member 14' to be made with adjustable eccentricity. When the laws on which the contact surfaces 13 and 13 'are made are displaced relative to one another in the course of the executive unit 5, then the elastic member 15 must be able to deform freely only within the difference of the difference in stroke or eccentricity E.

Гърбичният двигател може да е снабден с механизъм за промяна степента на сгъстяване. Разглеждайки примерното изпълнение от фиг.1 с едностранно разположени бутално-цилиндрови групи и фиг. 19, този механизъм съдържа повдигащ възел 16, разположен съосно на вала 1 под или над гърбицата 4. В един вариант (фиг. 19) повдигащият възел 16 може да включва корпус 17. Към вътрешното чело на корпуса 17 е закрепена без възможност за превъртане спрямо него съосна опорна шайбаThe camber engine may be equipped with a mechanism for changing the compression ratio. Referring to the exemplary embodiment of FIG. 1 with one-sided piston-cylinder groups and FIG. 19, this mechanism comprises a lifting assembly 16 arranged coaxially with the shaft 1 below or above the cam 4. In one embodiment (Fig. 19), the lifting assembly 16 may include a housing 17. It is secured to the inner face of the housing 17 without being able to scroll relative to it was fitted with a support washer

18, на челото на която са монтирани търкалящи елементи 19 в контакт с едното чело на съосна управляваща челна гърбица 20. За предпочитане е връзката между шайбата 18 и корпуса 17 да е изпълнена като сферична опора, за да се компенсират техническите неточности. Управляващата гърбица 20 е в контакт със задействащи средства 21, които в показания вариант са изпълнени като хидравлични цилиндри - зъбни рейки, за привеждането й в движение около оста на вала 1. Върху другото чело на управляващата гърбица 20 са разположени търкалящи елементи 22, които могат да бъдат гладки (фиг.20г и 20д) или профилирани (фиг.20 а-в) овални тела. Търкалящите елементи 22 са в контакт с едното чело на изпълнителна гърбица 23. По контактуващите с търкалящите елементи 22 челни повърхнини на управляващата гърбица 20 и/или на изпълнителната гърбица 23 може да има еднакви плавно съединяващи се вълнообразни падини и издатини, някои варианти на които са показани на фиг.20б-д. Изпълнителната гърбица 23 е осигурена срещу превъртане спрямо корпуса 17 и може да се придвижва с определен ход само осово. Върху другото чело на гърбицата 23 са разположени други търкалящи елементи 24 в контакт с едното чело на работната гърбица 4. Механизмът за промяна степента на сгъстяване освен това съдържа и възел 25 за аксиално преместване на гърбицата 4 (фиг.1,19, 21а, 216 и 22). Възелът 25 съдържа търкалящи елементи 26, които могат да бъдат с разнообразна форма, например сфери (фиг. 196) или ролки (фиг. 19а). Търкалящите елементи 26 са разположени в свързващ вала 1 и гърбицата 4 сепаратор с оформени надлъжни канали 27. Каналите 27 могат да бъдат успоредни на оста на вала 1 или под ъгъл, както е показано на фиг.22. Когато каналите 27 са разположени под ъгъл, при промяна в степента на сгъстяване в допълнение може да се влияе и върху отместване на фазите на газоразпределението. За предпочитане е върху срещуположното на повдигащия възел 16 чело на гърбицата 4 да действат еластични елементи, например натегнати пружини 28, за избягване на приплъзването при движение на работните търкалящи елементи 22 и връщането по посока на намаляване степента на сгъстяване. При едно друго примерно изпълнение на механизъм за управление степента на сгъстяване, особено подходящо за вграждане в гърбичен двигател с двустранно разположени бутално-цилиндрови групи, двигателят съдържа две работни гърбици 4А и 4Б, както е показано на фиг.23. Тук има два срещуположно действащи и самостоятелно управляеми механизми за управление степента на сгъстяване, разположени всеки в основата на съответната гърбица. Всеки повдигащ механизъм 16А и 16Б е изпълнен като едностранно действащ хидравличен цилиндър, чието бутало 29 е кухо и е осигурено срещу превъртане. В този случай на едностранно действащ съосен хидравличен цилиндър като задвижващо средство за връщане на гърбицата 4 в посока на намаляване степента на сгъстяване се използват газовите сили в цилиндрите 2 и еластичните елементи 28. В челото на буталото 29 е оформен фланец 30, носещ сепаратор с търкалящи тела 31 за осигуряване на непрекъснат контакт между буталото 29 на хидравличния цилиндър и съответната управляваща гърбица 4. Възможно е контактът между буталото 29 и гърбицата 4 да се осъществява през междинна шайба 32, разположена върху вала 1 с възможност за аксиално преместване и осигурена срещу превъртане и през дистанциращ прът 33, разположен успоредно на вала 1 с възможност за аксиално преместване. Така може да се осъществи промяна в степента на сгъстяване в цилиндри, разположени от всяка една или едновременно и двете страни на двигател с вътрешно горене съобразно нуждите, например при аксиално отдалечена от хидравличния цилиндър гърбица 4. Такъв е случаят например при две работни гърбици 4А и 4Б, където дистанциращият прът 33 преминава свободно, например през гърбицата 4А и въздейства върху втората гърбица 4Б, като я премества аксиално. За предпочитане е всеки две срещуположни изпълнителни звена 5 на гърбичен двигател с двустранно разположени бутално-цилиндрови групи да се водят всяко самостоятелно по общи водачи 6, снабдени със сепаратори 8.18, on which the rolling elements 19 are contacted in contact with one face of the coaxial control cam 20. It is preferable that the connection between the washer 18 and the housing 17 is made as a spherical support to compensate for technical inaccuracies. The control cam 20 is in contact with actuators 21, which in the shown embodiment are designed as hydraulic cylinders - gears, to drive it around the axis of the shaft 1. On the other head of the control cam 20 are rolling elements 22 that can be smooth (figs 20d and 20e) or profiled (figs 20a-c) oval bodies. The rolling elements 22 are in contact with one face of the actuating cam 23. The contacting surfaces of the actuating cam 20 and / or the actuating cam 23 may have uniformly interconnected wavy hollows and projections, some variants of which are in contact with the rolling elements 22. shown in Fig.20b-e. The actuating cam 23 is secured against rolling over to the housing 17 and can only be moved axially in a defined stroke. On the other front of the cam 23 there are other rolling elements 24 in contact with one front of the working cam 4. The mechanism for changing the compression ratio further comprises an assembly 25 for axial displacement of the cam 4 (Figs. 1, 19, 21a, 216). and 22). The assembly 25 comprises rolling elements 26 which may be of various shapes, for example spheres (Fig. 196) or rollers (Fig. 19a). The rolling elements 26 are arranged in a connecting shaft 1 and a cam 4 with a separator with longitudinal grooves 27. The grooves 27 may be parallel to the axis of the shaft 1 or at an angle, as shown in FIG. When the grooves 27 are angled, the displacement of the gas distribution phases may also be affected by a change in compression ratio. Preferably, elastic members, such as tensioned springs 28, act on the opposite of the lifting assembly 16 of the cam 4, to avoid slipping when the working rolling elements 22 move and return in the direction of reducing the compression ratio. In another exemplary embodiment of a compression ratio control, particularly suitable for mounting in a cam engine with bilaterally arranged piston-cylinder groups, the engine comprises two working cam 4A and 4B, as shown in Fig. 23. There are two counteracting and self-controlled compression control mechanisms located each at the base of the respective hump. Each lift mechanism 16A and 16B is designed as a single acting hydraulic cylinder whose piston 29 is hollow and secured against rolling. In this case, a uniaxially acting coaxial hydraulic cylinder as a propellant for rotation of the cam 4 in the direction of reducing the compression ratio, the gas forces in the cylinders 2 and the elastic elements 28 are used. A flange 30 carrying a roller separator 30 is formed in the piston head 29. bodies 31 to ensure continuous contact between the piston 29 of the hydraulic cylinder and the respective control cam 4. It is possible for the contact between the piston 29 and the cam 4 to be made through an intermediate washer 32 located on the shaft 1 with a axial displacement capability and provided against rolling and through a spacer bar 33 arranged parallel to the axial displacement shaft 1. This may result in a change in the compression ratio of cylinders located on either side or both sides of the internal combustion engine as required, for example with axial axle 4 removed from the hydraulic cylinder. This is the case, for example, with two working cam 4A and 4B, where the spacer rod 33 passes freely, for example through the cam 4A and acts on the second cam 4B by moving it axially. Preferably, each of the two opposing actuators 5 of the cam engine with bilaterally arranged piston-cylinder groups is each driven individually by common guides 6 provided with separators 8.

На фиг.24а и 24б е показано едно примерно изпълнение, осигуряващо оптимален натяг между водачите 6 и телата 7 на изпълнителните звена 5. Всеки водач 6 е опрян към най-малко една площадка на картера 34 на двигателя поне с една своя повърхнина така, че да има възможност за странично преместване и е фиксиран към нея чрез скрепителни елементи 35, в случая винтове. Между два съседни водача 6 от две съседни изпълнителни звена 5 е разположен механизъм за натягане 36. Механизмът 36 се състои от разпорен винт 37 със специална конусна глава 38, навит в конусна втулка 39. Винтът 37 и втулката 39 влизат в съответни полугнезда на най-малко два разпорни елемента 40, опиращи всеки към един водач 6. В случая един трети разпорен елемент 40 опира в площадка на картера 34. При завиване на гайка 41 към винта 37 конусната му глава и конусната втулка 39 действат на разпорния елемент 40 така, че се притискат водачите 6 и се обират евентуални хлабини. На фиг.25а е показан един друг начин за обиране на хлабината между водачите 6 и телата 7 на изпълнителните звена 5. Тук между допирните повърхнини на картера 34 и всеки водач 6, в съответно гнездо е разположен с натяг цангов елемент 42. Елементът 42 представлява кръстообразно тяло, както е показано на фиг.25б. Прецизното водене по описаните по-горе линейни лагери на изпълнителните звена 5 дава възможност за оставяне на поголяма хлабина между буталото 3 и цилиндъра 2 за компенсиране на по-големи температурни разширения.24a and 24b show an exemplary embodiment providing optimum tension between the guides 6 and the bodies 7 of the executive units 5. Each guide 6 is supported on at least one platform of the crankcase 34 of the engine with at least one surface thereof so that be laterally movable and secured to it by means of fasteners 35, in this case screws. A tension mechanism 36 is arranged between two adjacent guides 6 of two adjacent executive units 5. The mechanism 36 consists of a spaced screw 37 with a special conical head 38 wound in a conical sleeve 39. The screw 37 and the sleeve 39 enter the respective recesses of the a little two spacers 40 supporting each one guide 6. In this case, a third spaced element 40 rests on the crankcase 34. When a nut 41 is screwed on, its conical head and conical sleeve 39 act on the spacer 40 so that the guides 6 are pressed and eventually selected clearances. 25a shows another way of loosening the gap between the guides 6 and the bodies 7 of the actuating units 5. Here, between the contact surfaces of the crankcase 34 and each guide 6, there is a tension collet 42 in the respective socket. a cross-shaped body as shown in FIG. 25b. The precise guiding of the linear bearings of the actuating units 5 described above allows for greater clearance between the piston 3 and the cylinder 2 to compensate for larger temperature expansions.

Гърбичният двигател може да е снабден и с механизъм за управление на газоразпределението с отместване на фазите, който да стабилизира термодинамичните характеристики на двигателя (фиг. 1,26-32). С него има възможност да се установят оптимални фази на газоразпределение в зависимост от промяната на степента на сгъстяване и оборотите на двигателя. Най-общо механизмът за управление на газоразпределението включва първичен вал 43, неподвижно свързан като продължение на работния вал 1. Първичният вал 43 може да задвижва например горивонагнетателна помпа, токоразпределител и др. Към първичния вал 43, съосно чрез регулатор 44 е свързан с възможност за аксиално и/или ъглово преместване вторичен кух вал 45. Към вала 45 чрез профилно съединение е свързан съосен гьрбичен блок на газоразпределението 46. Гърбичният блок 46 включва най-малко един гьрбичен профил 47 за изпускателния клапан 48 за случая, когато двигателят е двутактов. При четири тактовите двигатели съдържа два гьрбични профила, съответно и гьрбичен профил 49 за всмукателния клапан 50. Едно примерно изпълнение на механизъм за управление на газоразпределението с изпреварващо отместване на фазите за четиритактов двигател с ред на работа на цилиндрите по посока на въртене на гърбицата 4 е показано на фиг.1 и 26 а-г. Този механизъм съдържа регулатор 44 от центробежен тип, включващ палци 51 на първичния вал 43, активни тежести 52, палци 53 на вторичния вал 45 и пружини 54. Работният вал 1 е свързан неподвижно към първичния вал 43 чрез палците 51. Палците 51 са в подвижен контакт с канали с подходящ профил на активните тежести 52, в случая две, които чрез неподвижно свързаните към тях палци 53 са свързани с вторичния кух вал 45. Палци 51 и 53 са свързани помежду се чрез тарираните пружини 54. Така при покой и работа на двигателя с минимално устойчиви и близки до тях обороти активните тежести 52 са прибрани към вторичния кух вал 45. Първичният вал 43 и вторичният кух вал 45 са в покой един спрямо друг и се въртят с оборотите на работния вал 1. С увеличаване на оборотите на двигателя активните тежести 52 се отдалечават от оста под действието на центробежните сили до опиране в кожуха 55 на вторичния кух вал 45. Палците 51 се увличат по профилните канали на активните тежести 52, като разстоянието между палците 51 и 53 намалява, което резултира в преодоляване съпротивлението на пружините 54 и води до допълнително завъртане на вторичния вал 45 по отношение на първичния вал 43 по посока на въртенето. Съответно гърбичният блок 46, свързан към вала 45, променя първоначалното си положение спрямо максимумите и минимумите от работния профил на гърбицата 4. На фиг.27 а-в е показан регулатор 44’ на механизъм със закъсняващо отместване на фазите за същите двигател от фиг. 1. При този регулатор пружините 54’ свързват помежду им активните тежести 52’, като единият им край е захванат за палци 53’ на вторичния вал 45. При увеличаване на оборотите над определено число тежестите 52’ започват да се отварят, като преодоляват съпротивлението на пружините 54’. Палците 51’ на първичния вал 43 се плъзгат по профилните канали на активните тежести 52’, като раз стоянието между палците 5Г и палците 53’ се увеличава. Последното води до забавяне на завъртането на вторичния вал 45 по отношение на първичния вал 43 по посока на въртенето, а оттам - до закъснение на фазите на газоразпределение. На фиг.28 е показан друг механизъм за управление на газоразпределението от зъбен тип. Тук първичният вал 43” и вторичният вал 45” са свързани с профилно съединение с възможност за аксиално преместване, например шлици. Регулаторът 44” представлява двойнодействащ хидравличен цилиндър, който придвижва вторичния вал 45” аксиално. Профилното съединение между вторичния вал 45” и гьрбичния блок 46” на газоразпределението е с наклонени спрямо оста профили, например наколонени надясно или наляво шлици.The camber engine may also be equipped with a phase shift control mechanism to stabilize the thermodynamic characteristics of the engine (Figs. 1,26-32). It allows to determine the optimum gas distribution phases depending on the change in compression ratio and engine speed. Generally, the control mechanism of the gas distribution includes a primary shaft 43, fixedly connected as an extension of the working shaft 1. The primary shaft 43 can drive, for example, a fuel pump, a distributor, and the like. A secondary hollow shaft 45 is connected to the primary shaft 43, in conjunction with the regulator 44, by the possibility of axial and / or angular displacement. The shaft 45 is connected via a profile joint with a coaxial cam block of the gas distribution 46. The cam block 46 includes at least one cam profile 47 for the exhaust valve 48 for the case where the engine is two stroke. For four stroke engines, it contains two cam profiles, respectively, and cam profile 49 for the intake valve 50. One example embodiment of a timing control mechanism with a phase advance for a four stroke engine with cylinders in the direction of rotation of the cam 4 is shown in FIGS. 1 and 26 a-g. This mechanism comprises a centrifugal type regulator 44 comprising thumbs 51 of the primary shaft 43, active weights 52, thumbs 53 of the secondary shaft 45 and springs 54. The working shaft 1 is fixedly connected to the primary shaft 43 via the thumbs 51. The thumbs 51 are movable contact with ducts with a suitable profile of active weights 52, in this case two, which are connected to the secondary hollow shaft 45 by means of fixedly connected to them 53. The fingers 51 and 53 are connected to each other by tare springs 54. Thus, at rest and in operation an engine with a minimum of steady-state and near-revs of the asset the weights 52 are retracted to the secondary hollow shaft 45. The primary shaft 43 and the secondary hollow shaft 45 are at rest relative to each other and rotate with the rpm of the working shaft 1. As the engine speed rises, the active weights 52 move away from the axis under action. of the centrifugal forces to rest in the housing 55 of the secondary hollow shaft 45. The fingers 51 are entrained by the profile channels of the active weights 52 as the distance between the fingers 51 and 53 decreases, which results in overcoming the resistance of the springs 54 and leads to an additional rotation of the secondary shaft 45 with respect to the primary shaft 43 in the direction of rotation. Accordingly, the cam unit 46 connected to the shaft 45 changes its initial position relative to the highs and lows of the cam profile 4. In Fig. 27 a-c shows a regulator 44 'of a delayed phase shift mechanism for the same motor of FIG. 1. With this regulator, the springs 54 'connect the active weights 52' to one another, with one end gripped by the thumbs 53 'of the secondary shaft 45. As the speed rises above a certain number, the weights 52' begin to open, overcoming the resistance of the springs. springs 54 '. The thumbs 51 'of the primary shaft 43 slide along the profile channels of the active weights 52', increasing the distance between the thumbs 5D and the thumbs 53 '. The latter results in a delay in the rotation of the secondary shaft 45 with respect to the primary shaft 43 in the direction of rotation and, consequently, in the delay of the gas distribution phases. 28 shows another mechanism for controlling the gas distribution of the tooth type. Here, the primary shaft 43 ”and the secondary shaft 45” are connected to a profile joint capable of axial displacement, such as slots. The regulator 44 "is a double acting hydraulic cylinder that drives the secondary shaft 45" axially. The profile connection between the secondary shaft 45 "and the cam block 46" of the gas distribution is inclined to the axis profiles, for example inclined right or left slots.

Така по команда от цилиндъра 44” валът 45” се придвижва аксиално спрямо първичния вал 43”. При движението си по оста валът 45” задвижва гьрбичния блок 46”. В резултат на наклона на профилите между тях блокът 46” изпреварва или закъснява при въртенето си спрямо вала 45”. Допълнителна възможност за регулиране отместването на фазите на газоразпределение има, ако профилното съединение между валовете 43” и 45” е също с наклонени аксиални профили. Както се вижда от фиг.29 а-в, гьрбичният блок 46 на газоразпределението може да бъде изпълнен съставен, като най-малко един от гьрбичните профили 47, 47А, 47В, 48, 48А или 48В е с възможност за задвижване от първичния вал 43. По този начин може по-рационално да се управлява началото и продължителността на процеса на газоразпледеление.Thus, at the command of cylinder 44, "shaft 45" moves axially with respect to the primary shaft 43 ". As it moves along the axis 45, the shaft "drives the cam block 46". As a result of the inclination of the profiles between them, the block 46 "exceeds or is delayed in its rotation with respect to the shaft 45". There is an additional possibility for adjusting the phase shift of the gas distribution if the profile connection between the shafts 43 ”and 45” also has inclined axial profiles. As can be seen from Fig. 29 a-c, the cam block 46 of the gas distribution can be made composite, with at least one of the cam profiles 47, 47A, 47B, 48, 48A or 48B capable of being driven by the primary shaft 43 Thus, the start and duration of the gas distribution process can be more rationally managed.

На фиг.ЗО е показан пример на четиритактов гърбичен двигател с газопазпределителен механизъм и ред на работа на работните цилиндри, противоположен на посоката на въртене на гърбицата 4. Въведен е реверсивен блок 56, показан на фиг.ЗЗ, за обръщане посоката на въртене на газоразпределителния механизъм, който блок 56 е разположен межуд работния вал 1 и първичния вал 43. Блокът 56 съдържа свързани конични предавки, така че движението от вала 1 се предава в обратна посока на първичния вал 43.Fig. 30 shows an example of a four-stroke cam motor with a gas distribution mechanism and a working order of the working cylinders, opposite to the direction of rotation of the cam 4. A reversing block 56 shown in Fig. 3 is introduced to reverse the direction of rotation of the gas distributor a mechanism that block 56 is disposed between the working shaft 1 and the primary shaft 43. The block 56 comprises connected conical gears such that movement from the shaft 1 is transmitted in the opposite direction to the primary shaft 43.

С въвеждането на такъв реверс всички работни клонове от профила на гърбицата 4 се натоварват активно. Така например за четирицилиндров двигател редът на работа на цилиндрите става 1-4-3-2, като всяка двойка съседни възходящ и низходящ клонове от работния профил на гърбицата 4 периодично преминават през всички работни тактове на всеки работен цилиндър. Това подобрява експлоатационният ресурс на двигателя. Както се вижда от фиг.ЗО, гьрбичният блок 46 на газоразпределението може да бъде изпълнен на базата на лостов множителен предавателен механизъм 57 за задвижване на клапаните 48 и 50. Тук регулаторът 44 е от центробежен тип. На фиг. 31а, 316 и 31в е показан гърбичен блок 46, където всмукателният 49 и изпускателният 47 гърбични профили могат да бъдат съставни по подобие на фиг.29а, 296 и 29в, като наймалко един от профилите 47, 47А, 47В, 48, 48А или 48В е свързан с първичния вал 43 на механизма за газоразпределение. На фиг.32 е показан двигателят от фиг.ЗО с кобиличен предавателен механизъм 58 за задвижване на клапаните 48 и 50. На фиг.34, 35а и 356 е показан двигател с механизма за управление на газоразпределението и реверсивен блок 59, разположен след регулатора от механизъм за управление на газоразпределението. Тук свързващите коничните зъбни колела 60А и 60В са сдвоени и съосни, като чрез тях може да се задвижват съосни разпределителни валове 61А и 61 В, на които са разположени гърбици 62 и 63, съответно за всмукателния 48 и изпускателния 50 клапан на работните цилиндри 2. Такова изпълнение на двигателя дава възможност за промяна на габаритите му и компоноване съобразно нуждите. Освен това самите разпределителни валове 61 могат да служат за задвижване на различни възли и агрегати от двигателя. Разбира се такъв двигател може да бъде изпълнен и без механизъм за управление на газоразпределението.With the introduction of such a reverse, all working branches of the cam profile 4 are actively loaded. For example, for a four-cylinder engine, the order of operation of the cylinders becomes 1-4-3-2, with each pair of adjacent ascending and descending branches of the working profile of the cam 4 periodically passing through all the operating cycles of each working cylinder. This improves engine life. As can be seen from Fig. 30, the cam unit 46 of the gas distribution can be made on the basis of a lever multiple gearbox 57 for actuating the valves 48 and 50. Here, the regulator 44 is of centrifugal type. In FIG. 31a, 316 and 31b show a cam block 46, where the intake 49 and the exhaust 47 cam profiles can be made in the same way as in Figs. 29a, 296 and 29b, with at least one of the profiles 47, 47A, 47B, 48, 48A or 48B is connected to the primary shaft 43 of the gas distribution mechanism. Fig. 32 shows an engine of Fig. 30 with a rocker gear 58 for actuating the valves 48 and 50. Figs. 34, 35a and 356 show an engine with a gas control mechanism and a reversing unit 59 located after the regulator from mechanism for gas distribution management. Here, the conical gear wheels 60A and 60B are coupled and coaxially arranged, which can drive coaxial camshafts 61A and 61B, on which the cam 62 and 63 are arranged, respectively, for the intake 48 and the outlet 50 of the cylinders 2. Such an engine makes it possible to adjust its dimensions and layout as needed. In addition, the camshafts 61 themselves can serve to drive different units and assemblies from the engine. Of course, such an engine can be implemented without a gas control mechanism.

Гърбичният двигател съгласно изобретението може да бъде изпълнен и като двутактов. Такъв пример е показан на фиг.36 и 37. За предпочитане е цилиндровият блок, в който са разположени цилиндровите втулки 64 на работните цилиндри 2, да бъде оформен с горна 65 и долна 66 част, като във всяка част 65 и 66 има оформени радиални кухини, съответно 67 и 68, за циркулация на охлаждаща течност. Цилиндровият блок може да бъде изпъл нен монолитен или съставен. Около всеки работен цилиндър 2 в горната част 65 на цилиндровия блок има оформено херметизирано пространство 69, свързано чрез продухващи прозорци 70 с работната камера на цилиндъра 2. Прозорците 70 са оформени във всяка цилиндрова втулка 64. Пространството 69 непрекъснато се захранва със свежо работно вещество, например въздух, от компресор, например вграден в двигателя, като в него се създава надналягане, необходимо за очистване на работната камера от продуктите на горенето. В цилиндровата глава 71 са разположени средства за отвеждане 72 на изгорелите газове, в случая изпускателни клапани 72. За предпочитане е буталото 3 да бъде с допълнителен уплътняващ елемент 73 за предпазване изтичането на свежо работно вещество към пространството на картера и падане на налягането в пространството 69. Такъв двигател може да бъде изпълнен с едностранно или двустранно разположени цилиндри и да има всеки един от механизмите, описани по-горе. В сравнение с познатите двутактови коляномотовилкови двигатели предлаганият гьрбичен двутактов двигател с гърбица, изпълнена с профил съгласно изобретението, е по-ефективен и с подобрен термодинамичен цикъл, както се вижда от диаграмата на фиг. 386 в сравнение с диаграмата на фиг.38а.The cam engine according to the invention can also be designed as a two-stroke. Such an example is shown in FIGS. 36 and 37. It is preferable for the cylinder block in which the cylindrical bushings 64 of the working cylinders 2 are arranged to be formed with an upper 65 and a lower 66, with radial shapes in each part 65 and 66; cavities 67 and 68 respectively for circulation of coolant. The cylinder block can be either monolithic or composite. Around each working cylinder 2 in the upper part 65 of the cylinder block there is a molded sealed space 69 connected through the purging windows 70 to the working chamber of the cylinder 2. The windows 70 are formed in each cylinder sleeve 64. The space 69 is continuously fed with fresh working substance. such as air, from a compressor, such as a built-in engine, creating the pressure necessary to clean the working chamber of combustion products. In the cylinder head 71 there are means for venting 72 the exhaust gases, in this case the exhaust valves 72. Preferably, the piston 3 has an additional sealing element 73 to prevent the leakage of fresh work substance into the crankcase and the pressure drop in the space 69 Such an engine may be provided with one or two-sided cylinders and have each of the mechanisms described above. Compared to the known two-stroke crank motors, the proposed cam-stroke cam with a profile according to the invention is more efficient and has an improved thermodynamic cycle, as can be seen from the diagram in FIG. 386 compared to the diagram in Fig. 38a.

Гърбичният двигател съгласно изобретението може да бъде изпълнен и със Стирлингов цикъл (фиг.39 и 40). На фиг.39 е показан такъв двигател, имащ две еднакви гърбици 4В и 4Г, разположени на работния вал 1, обърнати една срещу друга и дефазирани една спрямо друга на определен ъгъл. За предпочитане е ъгълът на дефазиране да бъде около ъгъла γ, в който се реализира всеки участък от кривата (фиг.42 и фиг.43). Работният профил на всяка гърбица 4В и 4Г е изпълнен като периодична крива, показана на фиг.41, с период Θ, като броят на периодите е повече от един. Както се вижда, всеки период със състои от три участъка, всеки реализиращ се в рамките на ъгъл γ. Участъците съответно са възходящ, праволинеен хоризонтален и низходящ, като всички участъци са равни по големина, а хоризонталните праволинейни участъци са включени само в едностранно разположениете изпъкнали части на кривата. Кривата на профила на вся ка гърбица може да отговаря на изискванията за равенство на ускоренията на изпълнителните звена 5, които са еднакво отдалечени от началото и/или средата на всеки възходящ и низходящ участък. За предпочитане изпълнителните звена 5 от всяка уравновесена група изпълнителни звена са с еднаква маса и са разположени равномерно около оста на гърбиците. Броят има около всяка гърбица е кратен на броя на всички участъци на кривата. Например около гърбица с два периода и имаща шест участъка могат да се разположат шест, дванадесет или осемнадесет и т.н. изпълнителни звена 5. Така се постига максимална уравновесеност както на двигателя като цяло, така и на изпълнителните звена около всяка гърбица. В един предпочитан вариант броят на изпълнителните звена 5 около всяка гърбица е два пъти по-голям от броя на участъците на кривата и шах и min стойности на ускоренията на изпълнителните звена 5, които са еднакво отдалечени от средата на всеки възходящ и низходящ участък са по-близо до началото и края на всеки участък, отколкото до средата му, така че max и min стойности на разликата от произведенията на първата и втората производни от началото и средата на всеки участък на закона за движение е минимална. Така се постига максимална равномерност при работата на двигателя. Разбира се и тук изпълнителните звена могат да бъдат групирани във възли 5”, които да формират поне една уравновесена група от възли 5”.The cam engine according to the invention can also be equipped with a Stirling cycle (Figs. 39 and 40). Fig. 39 shows such an engine having two identical cam 4B and 4D, arranged on the working shaft 1, facing each other and defaced relative to each other at a certain angle. Preferably, the dephasing angle is about the angle γ at which each section of the curve is realized (Fig. 42 and Fig. 43). The operating profile of each hump 4B and 4D is performed as a periodic curve, shown in Fig. 41, with a period Θ, the number of periods being more than one. As can be seen, each period consists of three sections, each realized within an angle γ. The sections are ascending, straight, horizontal and descending respectively, with all sections equal in size, and the horizontal straight sections only included in the unilaterally disposed convex portions of the curve. The profile of each hump can meet the requirements for equality of acceleration of the executive units 5, which are equally spaced from the beginning and / or middle of each ascending and descending section. Preferably, the executive units 5 of each balanced group of executive units are of uniform mass and are evenly spaced about the axis of the humps. The number there is about each hump is a multiple of the number of all sections of the curve. For example, around a hump with two periods and six sections may be six, twelve or eighteen, etc. executive units 5. This maximizes the balance of both the engine as a whole and the executive units around each hump. In one preferred embodiment, the number of actuators 5 around each hump is twice the number of curve sections and chess and min values of the acceleration of the actuators 5, which are equally spaced from the middle of each ascending and descending portion - closer to the beginning and end of each section than to its middle, so that the max and min values of the difference between the products of the first and second derivatives of the beginning and middle of each section of the law of motion are minimal. This ensures maximum uniformity in engine operation. Of course, the executive units here can also be grouped in nodes 5 "to form at least one balanced group of nodes 5".

Двигателят от фиг.39 съдържа най-малко по един цилиндър 2В за постоянно висока и цилиндър 2Г за постоянно ниска температура, разположени един срещу друг в отделни цилиндрови блокове за всеки вид в случая около съответните гърбици 4В и 4Г на вала 1, който е кух. Работните пространства на цилиндрите 2Г за постоянно ниска температура са свързани с охладител 74. Евентуални течове на работно вещество, например хелий, могат да се събират в пространства 75, всяко от които е ограничено от бутало 38В или ЗГ, цилиндър 2В или 2Г и диафрагмено уплътнение 76, свързващо цилиндъра и буталото. Между цилиндрите 2Г за постоянно ниска температура е разположен съосен на вала 1 топлообменник 77 за охлаждане на охлаждащия агент, в случая вода. Топлообменникът 77 има изход към пространството, в което е разположен охладителят 74. Студеният окислител, в случая въздух, се подава през централния канал на вала 1. Валът 1 има канали 78 за студения въздух, свързани с пространството 79 около топлообменника 77. Пространството 79 е свързано с въртящ се подгревател 80, в случая чрез канали 81’ и 81” на вала 1. Подгревателят 80, освен за предварително загряване на въздуха, служи и за непрекъснато хомогенизиране на гориво-въздушната смес, тъй като е неподвижно свързан към и се върти заедно с вала 1 в пространството на горивната камера 82. Около вала 1 в пространството на горивната камера 82 са разположени цилиндрите 2В, всеки от които е снабден с нагревател 83 за нагряване на работното вещество. Нагревателят 83 е свързан с надбуталното пространство на цилиндъра 2В. Горивната камера 82 е снабдена с впръскван 84 за подаване на гориво и е свързана с колектор 85 за отвеждане на изгорелите газове. Надбуталните пространства на всеки два съосни цилиндъра 2В и 2Г са свързани и между тях е поставен регенератор 86, представляващ порест материал. В регенератора 86 се осъществява отдаване или приемане на топлина от работното вещество. В случая и двете гърбици 4В и 4Г са свързани със съответни механизми за промяна степента на сгъстяване, чиито повдигащи възли 16В и 16Г например са едностранно действащи хидравлични цилиндри. Гърбиците 4В и 4Г са свързани с вала 1 чрез съответни механизми за аксиално преместване 25В и 25Г. Каналите 27 на механизмите 25В и 25Г могат да бъдат прави или наклонени спрямо оста на вала 1. В случая наклонени канали поне на един от механизмите 25, освен промяна в степента на сгъстяване е възможно да се осъществи и допълнително дефазиране на работните профили на гърбиците 4В и 4Г един спрямо друг. При изпълнение на описаните по-горе условия предлаганият двигател работи с по-ефективен термодинамичен цикъл (фиг.44б) от класическия Стирлингов цикъл (фиг.44а). Ефектът от допълнителното дефазиране върху термодинамичния цикъл е показан на фиг.44в. По-добрата ефективност в последния случай се получава, защото сгъстяването или разширяването на работното вещество се извършва почти изцяло в зоните, където се отнема или отдава топлина, а приемане то или отдаването на топлина между регенератора 86 и работното вещество се извършва почти в неизменящ се обем.The engine of Fig. 39 contains at least one cylinder 2B for constant high and cylinder 2G for constant low temperature, arranged against each other in separate cylinder blocks for each type in the case around the respective humps 4B and 4D of shaft 1, which is hollow. . The working spaces of cylinders 2D for constant low temperature are connected to a cooler 74. Possible leaks of a working substance, for example helium, can be collected in spaces 75, each of which is limited by a piston 38B or 3G, cylinder 2B or 2D and a diaphragm seal 76, connecting cylinder and piston. Between the cylinders 2D for constant low temperature is coaxial to the shaft 1 heat exchanger 77 for cooling the refrigerant, in this case water. The heat exchanger 77 has an outlet to the space in which the cooler 74 is located. The cold oxidizer, in this case air, is fed through the central channel of the shaft 1. The shaft 1 has channels 78 for the cold air associated with the space 79 around the heat exchanger 77. The space 79 is connected to a rotating heater 80, in this case through shafts 81 'and 81' of the shaft 1. The heater 80, in addition to preheating the air, also serves for continuous homogenization of the fuel-air mixture, since it is permanently connected to and rotated. together with shaft 1 in space about the combustion chamber 82. Around the shaft 1 in the space of the combustion chamber 82 are cylinders 2B, each of which is provided with a heater 83 for heating the working substance. The heater 83 is connected to the over-piston space of cylinder 2B. The combustion chamber 82 is provided with a fuel injector 84 and is connected to the exhaust manifold 85. The piston spaces of each two coaxial cylinders 2B and 2D are connected and a regenerator 86 representing a porous material is inserted between them. In the regenerator 86, heat is released or received from the working substance. In this case, both cam 4B and 4D are associated with respective mechanisms for changing the compression ratio, whose lifting assemblies 16B and 16D, for example, are single acting hydraulic cylinders. The dams 4B and 4D are connected to the shaft 1 by the respective axial displacement mechanisms 25B and 25D. The grooves 27 of the mechanisms 25B and 25D may be straight or inclined relative to the axis of the shaft 1. In this case, the inclined grooves of at least one of the mechanisms 25, in addition to changing the compression ratio, it is also possible to further dephase the working profiles of the cam 4B and 4D against each other. Under the conditions described above, the proposed engine operates with a more efficient thermodynamic cycle (Fig.44b) than the classical Stirling cycle (Fig.44a). The effect of additional dephasing on the thermodynamic cycle is shown in Fig.44c. Better efficiency in the latter case is obtained because the compression or expansion of the working substance is carried out almost entirely in the areas where heat is extracted or released, and the reception or delivery of heat between the regenerator 86 and the working substance takes place almost invariably. volume.

Един друг възможен вариант на ефективен, уравновесен, равномерно работещ и лесно регулируем двигател със Стирлингов цикъл е показан на фиг.40. Този двигател работи с една гърбица 4 и както се вижда от фигурата, цилиндрите 2Д и 2Е, съответно за постоянно ниска и постоянно висока температура, са разположени равномерно един до друг през един около оста на двигателя. Централният ъгъл между осите на два съседни цилиндъра 2Д и 2Е от различен вид е равен на ъгъла γ на един участък от кривата на гърбицата. Надбуталните пространства на всяка двойка цилиндри 2Д и 2Е, разположени на ъгъл γ един спрямо друг, са свързани през регенератор (непоказано на фигурата). Тук поставянето на горивната камера при двигателите от Стирлингов тип между цилиндрите с постоянно висока температура води до съществено намаляване на габаритите и броя на детайлите на двигателя. Освен това загубите на ефективна топлина са по-малки.Another possible embodiment of an efficient, balanced, evenly operating and easily adjustable Stirling cycle motor is shown in Fig. 40. This engine operates with one cam 4 and, as can be seen in the figure, the cylinders 2D and 2E, respectively for low and constant high temperatures, are arranged evenly to one another through one another about the axis of the engine. The center angle between the axes of two adjacent cylinders 2D and 2E of different types is equal to the angle γ of one section of the hump curve. The piston spaces of each pair of cylinders 2D and 2E located at an angle γ with respect to each other are connected through a regenerator (not shown in the figure). Here, the insertion of the combustion chamber on Stirling-type engines between cylinders with constant high temperature results in a significant reduction of the overall dimensions and number of engine parts. In addition, the losses of effective heat are smaller.

Показаните примери служат само за илюстрация и не ограничават обхвата на изобретението, който се определя единствено от приложените претенции.The examples shown are for illustration only and do not limit the scope of the invention, which is determined solely by the appended claims.

Claims

1. A cam engine containing a working shaft, at least one cam and at least one axial cylinder, all cylinders being parallel and equidistant from the working shaft, and at least one piston connected to the cylinder is located in each cylinder. a cam mechanism comprising at least one cylindrical space cam connected in conjunction with the working shaft and at least one actuator with reciprocating motion, at least one of which units is connected to at least one piston moving in a cylinder, and each actuator unit is in contact with the possibility of moving at least one of the working profiles of the spatial hump, characterized in that each working profile of the spatial hump (4) is filled with a waveform other than providing a law of the movement of the actuators (5), continuous at least up to its second derivative within one rotation of the cam (4), whereby in the movement of the actuators (5) their velocities and accelerations at the beginning and end of each ascending and descendingportion extending therefrom to the period of the curve of the cam (4) are equal in value, extreme values of the accelerations are located in one of the intermediate points of each descending and ascending section of the period.

2. A cam engine according to claim 1, characterized in that the waveform curve of the cam profile (4) is such that, when the actuators (5) are moved, the accelerations are equally spaced from the beginning of each ascending and descending portion of the period of the curve of executive units (5) are equal in value and opposite in sign.

A cam engine according to claim 1, characterized in that the waveform curve of the cam profile (4) is such that, when the actuating units (5) are moved, the accelerations of the distances equally spaced from each of the ascending and descending parts of the period of the curve of executive units (5) are equal in value and opposite in sign.

A cam engine according to claim 3, characterized in that the chess and min values of the accelerations are closer to the beginning and end of each section than to its middle, so that the max and min values are the difference of the products of I and II derivatives from the beginning and middle of each section of the law of motion is minimal.

5. A cam engine according to claim 1, characterized in that the waveform curve of the cam profile (4) is such that, when the actuators (5) are moved, their speed and accelerations at the beginning and end of each up and down section the periods of the curve are zero.

A cam engine according to claim 5, characterized in that at least one projection of the cam profile curve (4) has at least one-sided convex sections, so that each actuation unit (5) remains stationary for a period of motion time at least in any dead position.

A cam engine according to claim 3 and 5, characterized in that in each convex part of the cam profile curve (4) there is a horizontal straight section and in the middle of each up and down section of the profile curve there are straight inclined sections , whereby the accelerations of the actuators (5) as they move along all straight sections are zero.

A cam engine according to claim 6, characterized in that the straight horizontal portions of the cam profile curve (4) are equal in length at the same cam rotation angles (4).

A cam engine according to claim 6, characterized in that the rectilinear horizontal sections are included in the one-sided convex portions of the curve of the cam profile (4), with the ascending, descending and spaced horizontal straight sections of each period being equal in length at the same cam angles (4).

A cam engine according to claim 1, characterized in that the actuators (5) form at least one balanced group of actuators (5) with the same mass or are combined in nodes (5 ”), like all nodes (5”). have an equal number of equally spaced units (5) and form at least one balanced group of nodes (5 ”) of equal mass.

11. A cam engine according to claims 2 and 3, characterized in that:

(a) the number of convex portions of the cam profile curve (4) is even and not less than four and these portions are evenly spaced around the cam axis (4);

(b) the executive units (5) of each balanced group are evenly spaced around the axis of the hump (4) and their masses are equal;

(c) the number of executive units (5) is even; and

(d) the number of convex parts of the curve of the cam profile (4) is multiplied by the number of actuating members (5), half of the number of convex parts being an odd number.

12. A cam engine according to claims 2 and 3, characterized in that:

(c) the number of executive units (5) is a multiple of four, and

d) half of the number of convex portions of the curve of the cam profile (4) is an even number that is not a multiple of the number of actuating units (5).

A cam engine according to claim 9, characterized in that the number of periods of the cam profile curve (4) is more than one and the number of actuators (5) arranged uniformly around each cam (4) is a multiple of of the number of all descending, ascending and horizontal straight sections of the profile curve.

A cam engine according to claim 4, characterized in that the number of actuators (5) is twice the number of convex portions of the cam profile curve (4).

A cam engine according to claim 1, characterized in that the piston actuators (5) are connected to one piston and at least one piston (3) to the actuator unit (5) is located opposite to the other pistons (3).

A cam engine according to claims 4 and 13, characterized in that the number of actuating members (5) is twice the number of sections of the cam profile curve (4).

A cam engine according to claim 1, characterized in that each actuation member (5) comprises a body (7) having at least one projection (10) to move along the cam profile (4), such as the body (7) ) is in contact with the possibility of reciprocating movement with guides (6), whereby a separator (8) with rolling elements (9) is arranged between the guides (6) and the body (7).

A cam engine according to claim 17, characterized in that it comprises at least two contact elements (14,14 '), each connected to the same or different projections (10) by an elastic element (15) pre-tension.

A cam engine according to claim 1, characterized in that it comprises a mechanism for changing the compression ratio, including a lifting assembly (16) arranged in conjunction with the shaft (1) and in contact with the cam (4), and an axial displacement assembly (25) located between the shaft (1) and the cam (4).

A cam engine according to claim 19, characterized in that the axial displacement assembly (25) comprises a separator with rolling elements (26), connecting shaft (1) and cam (4), with the separator (26) having longitudinal grooves formed (27) arranged parallel to or at an angle to the axis of the shaft (1).

21. A cam motor according to claim 19, characterized in that the lifting assembly (16) includes a roll-up washer (18) connected to the control cam (20) by rolling elements (19), such as the other head of the control front the cam (20) contacts the forehead of the anti-roll actuating cam (23) through other rolling elements (22), with the other forehead of the executive cam (23) contacting one of the cam (4) through other rolling elements (24), wherein the contacting the rolling elements (22) the front surface of the steering cam (20) and / or the executive cam (23) is wavy or planar.

22. A cam engine according to claim 1, characterized in that it comprises means for distributing and feeding (48) and / or means for removing (50) a working substance and a mechanism for controlling the gas distribution of the means of supply (48) and / or phase shifting means (50) connected to the shaft (1).

23. A cam engine according to claim 22, characterized in that the gas control mechanism comprises a primary shaft (43), fixedly connected as a continuation of the shaft (1), a secondary hollow shaft (45), located around the primary shaft (43). ) with axial and / or radial displacement for the primary shaft (43) of the coaxial regulator (44) for axial and / or radial displacement of the secondary hollow shaft (45), and the coaxial cam block (46) for controlling the feed means ( 48) and the withdrawal (50) associated with the possibility of axial displacement by means of e.g. hollow shaft joint (45).

A cam engine according to claim 23, characterized in that the regulator (44) is of the centrifugal type.

A cam engine according to claim 23, characterized in that the regulator (44) is a double acting hydraulic cylinder for axially moving the hollow shaft (45) and the profile connection between the cam block (46) and the hollow shaft (45) is axis inclined channels.

A cam engine according to claim 23, further comprising a reversing unit (56) for reversing the direction of rotation of the primary shaft (43).

A cam engine according to claim 26, characterized in that the reversing unit (56) is arranged between the regulator (44) and the cam unit (46), the coupling gears (60A, 60B) being paired and aligned with the camshafts (61A) .61B) having at least one cam (63) for controlling at least the removal means (50).

A cam engine according to claim 1, characterized in that it comprises means for discharging (72) a working substance, the cylinder block in which the cylinder bushings (64) of the cylinders (2) are arranged with an upper (65) ) and the lower (66) portions, in each of which there are molded voids (67,68) for circulating coolant, with the upper (65) portion, near the lower (66) portion, around each cylinder (2) being molded hermetic space (69) fed by a pressurized work substance connected via purge windows (70) to each cylinder w roller (64) with the cylinder working chamber (2).

29. A cam engine according to claim 1, characterized in that the contact surfaces (13, 13 ') of the cam profile (4) are made according to different laws with different stroke sizes or different clock cycles, or different stroke size and different clock phases.

A cam engine according to claim 23, characterized in that the cam unit (46) for controlling the feeding and discharging means (48) is made up of coaxial parts such that at least one part is connected to axial displacement by means of a profile joint with the primary shaft (43).

A cam engine according to claim 9, characterized in that the axial cylinders (2) are at least two, one cylinder (2B or 2E) for a continuously high cylinder and a corresponding cylinder (2D or 2D) for a continuously low temperature whose super-piston spaces are connected to a regenerator (86), and the super-piston spaces of the cylinders (2B or 2E) for constant high temperature are connected to a combustion chamber (82) located between them and provided with a fuel injection (84) and connected to a collector ( 85) for the exhaust and exhaust spaces of permanently low temperature cylinders (2D or 2D) are connected to a cooler (74) arranged between them, wherein the working shaft (1) is hollow for feeding into the combustion chamber (82) an oxidant serving and cooling the cooling agent into the cooler (74).

32. A cam engine according to claim 31, characterized in that the cylinders (2B) for permanently high and (2D) for permanently low temperature are arranged against each other in separate cylinder blocks for each type whose pistons are connected by respective cam ( 3B and 4D), facing each other with their straight horizontal sections.

33. A cam engine according to claim 32, characterized in that the cam (4B and 4D) are angularly defaced relative to one another.