CN102906393A - 振荡活塞发动机 - Google Patents

振荡活塞发动机 Download PDF

Info

Publication number
CN102906393A
CN102906393A CN2011800238955A CN201180023895A CN102906393A CN 102906393 A CN102906393 A CN 102906393A CN 2011800238955 A CN2011800238955 A CN 2011800238955A CN 201180023895 A CN201180023895 A CN 201180023895A CN 102906393 A CN102906393 A CN 102906393A
Authority
CN
China
Prior art keywords
piston
disk
crankshaft
main shaft
motor
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CN2011800238955A
Other languages
English (en)
Other versions
CN102906393B (zh
Inventor
斯蒂芬·李·坎宁安
马丁·A·斯图尔特
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Individual
Original Assignee
Individual
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of CN102906393A publication Critical patent/CN102906393A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN102906393B publication Critical patent/CN102906393B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B53/00—Internal-combustion aspects of rotary-piston or oscillating-piston engines
    • F02B53/14—Adaptations of engines for driving, or engine combinations with, other devices
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C9/00—Oscillating-piston machines or engines
    • F01C9/002—Oscillating-piston machines or engines the piston oscillating around a fixed axis
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B53/00—Internal-combustion aspects of rotary-piston or oscillating-piston engines
    • F02B53/02—Methods of operating
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B55/00—Internal-combustion aspects of rotary pistons; Outer members for co-operation with rotary pistons
    • F02B55/16—Admission or exhaust passages in pistons or outer members
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B2730/00—Internal-combustion engines with pistons rotating or oscillating with relation to the housing
    • F02B2730/01—Internal-combustion engines with pistons rotating or oscillating with relation to the housing with one or more pistons in the form of a disk or rotor rotating with relation to the housing; with annular working chamber
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Transmission Devices (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)

Abstract

一种将多个活塞安置于一个或两个振荡盘上的发动机。所述发动机可作为使用柴油、汽油或天然气的内燃机使用，也可被配置为将高温高压气体转换为旋转能量的膨胀器。对于任何参数的设置，如活塞的数量，活塞、圆盘和齿轮的尺寸等，本发明中已公开其尺寸限制，以使发动机更广泛而有效地运用。本发动机特别适用于发电机的驱动，因为其在众多发电机中，是一种可低转速下提供高转矩的发电机，其紧凑的设计带来了高的功率重量比。

Description

振荡活塞发动机
相关申请的交叉引用
本申请要求2010年3月30日提交的美国临时申请61/282,774号的优先权，通过引用将其公开内容合并至本申请中。
发明技术领域
本发明大体上涉及内燃机的领域，也涉及高压气体膨胀器。更具体地说，本发明涉及利用振荡圆盘方法将一种形式的能量（无论是通过燃烧各种石油产品所产生的化学能抑或是在高压气体中的能量）转换为旋转机械能。旋转机械能可被用来驱动发电机发电或者驱动正在行驶的交通工具（汽车、卡车、飞机或船）变速。
背景技术
传统的内燃发动机应用了在直线上作往复运动的活塞。这种运动通过一组偏移轴承被转移到一个旋转的曲轴上。柴油发动机和传统的燃气发动机都基于进气、压缩、点火/扩展（或引爆）和排气这四个循环。二冲程发动机通常使用端口来代替阀门，且其结合进气/压缩循环和膨胀/排气循环。然而，传统的发动机倾向于具有较低的效率、大的质能比以及较大的容量需求，对所述任一方面所进行的改进都将具有重大的意义。此外，传统的发动机往往要求较高的转速来形成足够高的转矩。
现有技术中，有人试图利用一套活塞来克服所述发动机的某些问题，当燃烧定位在环形活塞腔的一部分时，这一套活塞沿着环形腔室运动。该环形腔室具有一个复杂的中心轴结构、具有端口而非阀门、具有一个固定的连接至底架上的主齿轮以及绕着主齿轮的行星驱动齿轮。然而，这样的解决方案存在局部温度过高，以及传输高转矩到驱动轴的材料强度问题。
其他发动机是基于早期的摩根引擎，采用了具有振荡活塞的旋转环形室（整个腔旋转）。转矩通过一个“拨叉”转移到曲柄轴上，该 “拨叉”与中央共线汽缸连接，汽缸又依次与振荡活塞的圆盘相接。这种发动机需要大的旋转环形腔室，这种腔室需要电滑环来输出火花塞中的电流，也需要一个重的拨叉配置来传递转矩至曲柄轴。
近期，CO2制冷循环重新引起了人们的关注，因为它的使用极少引发，甚至是不会引发环境问题。在其循环周期中，跨临界阶段的高压二氧化碳通过膨胀阀迅速移动至冰箱内以创建一个制冷点。气体/液体的组合通过吸收冰箱内部的热量而被加热并且变成蒸汽，然后，蒸汽被压缩机压缩至跨临界状态。该压缩气体在冰箱外被周围的空气冷却，然后泵入到冰箱中的膨胀阀以完成循环。通过反向运行的制冷循环，可以将低品质的热量（摄氏300度的温度范围内的热）转换成机械能。在这种逆循环中，液体二氧化碳被加压至其跨临界状态，然后加热以提高其温度。接着，气体通过一个膨胀器，该膨胀器能够冷却跨临界二氧化碳并且将高压气体的能量转换为机械能。最后，气体又冷凝成液体，并重复该循环。基于CO2循环的膨胀器系统的理论已是早前即存在的，但在该循环中，缺少了可用于高压力和低容量气体的膨胀器。此外，对转化效率、质能比，以及对空间容积考虑上的优化，也将是具有重要意义的。
发明内容
本发明所公开的示例设备包括对传统的四冲程内燃机和二冲程内燃机的改进，所作的改进具有新颖性和非显而易见性（或说创造性）。本文中所提供的示例主要是基于一个环形燃烧室，该燃烧室具有新颖的齿轮装置和布局，以使本发明区别于目前任何已知的现有技术。
本发明所记载的某些发动机的实施例具有活塞，这些活塞刚性地安装在至少两个圆盘周围。两个圆盘相邻设置，其各自的活塞相互交错。当活塞在一个围绕在圆盘圆周的固定的环形腔室内移动时，活塞盘来回振荡。活塞的来回运动通过推臂转移至旋转曲柄轴，推臂沿着与圆盘相连的销旋转。
例如在一些实施例中，发动机运用了多个曲轴，这些曲轴都穿过了圆盘上的孔。这些孔使得每个曲柄轴连接两个圆盘。多个曲轴通过负载共享的方式让高转矩转移到主轴上，而不需要其中任何一个轴过度承重，从而使质量大幅度减少。曲柄轴的对称设置使力达到平衡，并最大限度地减少了振动。圆盘之间的燃烧室围绕了整个环形腔室周围，这种结构可使得温度分布均一。
另一个例子中，发动机使用了单一的曲柄轴，该轴穿过一对圆盘中的孔，其中一个圆盘融合在环形燃烧室的一侧，另一个圆盘是自由振荡的，并且，对于每对活塞来说，第一活塞固定于融合圆盘处，第二活塞盘随所述第二圆盘自由振荡。发动机可设有一对或者多对活塞。
本发明提供了多个实施例，包括但不限于：一种发动机，其包括：第一圆盘，具有穿过第一圆盘的第一轴向孔和与第一圆盘的轴线偏移的第一偏移孔；第二圆盘，具有穿过第二圆盘的第二轴向孔和与第二圆盘的轴线偏移的第二偏移孔；第一活塞，连接至第一圆盘的圆周；第二活塞，连接至第二圆盘的圆周；主轴，该主轴穿过第一轴向孔和第二轴向孔，其中，主轴能够在所述第一轴向孔和第二轴向孔内旋转；曲柄轴，该曲柄轴穿过第一偏移孔和第二偏移孔，其中，曲柄轴能够在所述第一偏移孔和第二偏移孔内旋转；旋转传递装置，该旋转传递装置将所述曲柄轴连接至所述主轴，所述旋转传递装置的结构使得曲柄轴的旋转在所述主轴上施加一旋转运动；振荡传递装置，该振荡传递装置将第一圆盘或第二圆盘中的一个连接至曲柄轴，该振荡传递装置被构造得用于将第一圆盘或者第二圆盘中的一个的振荡运动转化为曲柄轴的旋转运动；以及，壳体。
所述发动机的壳体形成了一个腔室，用于至少部分包括第一活塞和第二活塞，由此第一圆盘上的第一活塞以及第二圆盘上的第二活塞，连同腔室形成位于第一活塞和第二活塞之间的膨胀容积。当所述第一圆盘或第二圆盘中的至少一个绕所述主轴振荡时，所述发动机运转，膨胀容积在该膨胀容积内交替地压缩和膨胀出一个容积，从而将振荡转化为曲柄轴的旋转，从而使得主轴旋转。
本发明进一步提供了所述发动机的一种可选方案，其中圆盘中的一个可以被固定到壳体上，以使其不振荡，由此不需要与曲轴连接。
本发明还提供一种发动机，包括：第一圆盘，具有穿过所述第一圆盘的第一轴向孔和多个第一偏移孔，每个第一偏移孔均与第一圆盘的轴线偏移；第二圆盘，具有穿过所述第二圆盘的第二轴向孔和多个第二偏移孔，其第二偏移孔的数目与第一偏移孔的数目相同，每个第二偏移孔均与第一圆盘的轴线偏移；多组活塞对，每组活塞对包括连接于第一圆盘圆周上的第一活塞以及连接于第二圆盘圆周上的第二活塞；主轴，该主轴穿过第一轴向孔和第二轴向孔，该主轴具有至少一个主齿轮；多个曲柄轴，每个曲柄轴对应于第一偏移孔之一，其中，每个曲柄轴穿过对应的第一偏移孔之一，也穿过相对应的第二偏移孔之一；多个曲柄轴齿轮，每个曲柄轴齿轮连接至对应的曲柄轴之一，用以将对应的曲柄轴之一连接至主轴的至少一个主齿轮，从而将对应曲柄轴之一的旋转传递至主轴；多个推杆，每个推杆连接至第一圆盘或者第二圆盘中的一个，并且每个推杆与相应的曲柄轴之一上的曲柄结构（曲臂）相连，每个推杆将第一圆盘或者第二圆盘中的一个的振荡转化为对应曲柄轴的旋转；以及，壳体。
发动机的壳体形成至少一个腔室，所述腔室至少部分地包含多组活塞对，由此每组活塞对中的第一活塞和第二活塞，连同所述至少一个腔室形成一个位于第一活塞和第二活塞之间的相应的膨胀容积；对于每个膨胀容积来说，当所述第一圆盘绕所述主轴振荡时，发动机运转，对应的活塞对在所述膨胀容积中交替地压缩及膨胀体积，由此将所述振荡转化为每个所述曲柄轴的旋转，从而使得主轴旋转。
本发明进一步提供一种发动机，其包括：活塞对，包括一个与第二活塞相对的第一活塞；壳体，用于形成与活塞对对应的腔室，由此第一活塞和第二活塞设置于腔室内，形成了位于所述第一活塞和第二活塞之间的一个膨胀容积；主轴；多个曲柄轴；一个装置，该装置用于将膨胀容积扩张所引起的第一活塞或/和第二活塞的运动转化为每一个所述的多个曲柄轴的旋转；以及一个或多个旋转传递装置，用于将每个曲柄轴连接至主轴，由此一个或者多个曲柄轴旋转时，使主轴旋转。
本发明还提供了一种发动机，包括：多组活塞对，每组活塞对包括一个与第二活塞相对的第一活塞；主轴；多个曲柄轴；第一装置，用于使每个曲柄轴旋转，所述旋转源于位于每组活塞对中的第一活塞和第二活塞之间的相对运动；以及，第二装置，用于将曲柄轴的旋转转化为主轴的旋转。
本发明还提供了一种发动机，包括：至少一个活塞；主轴，该主轴至少具有一个主齿轮；多个曲柄轴，所述曲柄轴绕主轴分布，每个曲柄轴具有一个曲柄轴齿轮，该曲柄轴齿轮连接至至少一个主齿轮；以及，一个装置，用于将一旋转运动转化为每个所述曲柄轴的运动，所述旋转运动源于所述至少一个活塞的运动，由此曲柄轴的旋转转化为主轴的旋转。
本发明还提供了一种发动机，其包括：多个活塞对，该活塞对围绕具有中心轴线的圆周分布；壳体，该壳体容纳所述活塞；主轴，该主轴所在位置穿过轴线并通过壳体；以及，一个装置，该装置将活塞运动转化为主轴的旋转。活塞的运动是活塞绕所述轴线的小于90°圆弧的部分旋转振荡，并且发动机通过主轴将转矩传递至负载。
本发明还提供了另一种发动机，其包括：多组相对的活塞对，这些活塞对围绕具有中心轴线的圆周分布；壳体，该壳体容纳所述活塞；主轴，该主轴所在位置穿过轴线并通过壳体；以及，一个装置，该装置将每一活塞对中的活塞的相对运动转化为主轴的旋转。对于每组活塞对中的活塞，活塞的相对运动包括每个活塞相对于一个固定的点作来回的交替振荡，所述的固定的点位于该活塞对之间。而且，发动机通过主轴将转矩传递至负载。
关于本发明还另外提供了一些实施例，其中一部分，但并非所有，将在下面作更为详细的描述。
附图说明
为了更充分地理解本发明的性质，以下结合附图作详细描述。
图1为一个实施例的发动机的外部视图。
图2为一个实施例的发动机的内部组成的复合图，展示了其主轴、曲柄轴、活塞圆盘、推杆以及具有活塞和电热塞的开放式环形腔。
图3为一个实施例的发动机的外部分解图，展示了其中央环形腔室、进气和排气歧管以及支撑主轴和曲柄轴轴承的套管之间的关系。
图4显示了一个示例性实施例的发动机的一个活塞圆盘组件。
图5为本发明示例性实施例的主动轴的一个例子，展示了其主齿轮和和轴承组件。
图6为曲柄轴的一个实施例，显示了示例性实施例中的二级齿轮、轴承以及偏心轴上的活塞销轴承。
图7为一个示例性实施例中左活塞圆盘的分解视图，其中包括六个活塞和三个推针及推杆。
图8为图7实施例中左活塞圆盘的平面视图。
图 9显示了图7实施例中左边圆盘的左侧图，显示了推杆销的位置以及用于曲柄轴的贯穿孔。
图10显示了图7实施例中右边圆盘的右侧图，显示了支撑活塞的活塞栓的位置。
图11显示了图7中活塞结构的一个实施例，显示了活塞环和用于活塞栓的狭槽。
图12显示了图7中活塞挂钩的一个实施例，活塞栓将活塞连接至活塞圆盘。
图13显示了图7中的推杆盖板。
图14显示了图7中推杆的一个实施例，其中一孔用于曲柄轴的轴承，另一孔用于安装在活塞圆盘上的推针。
图15显示了图7中活塞栓盖板的一个实施例。
图16显示了一种环形燃烧室的两个半室的一个示例性实施例，显示了电热塞、进气口和排气口的位置。
图17显示了示例性环形腔室的左半侧，显示了相对于电热塞位置的进气口位置。
图18显示了示例性环形腔室的右半侧，显示了相对于电热塞位置的排气口位置。
图19为显示了示例性推针的两个极端位置的示意图；推针连接于活塞盘，活塞的运动关于上止点非对称。
图20为显示了示例性推杆的尺寸以及推针位置的示意图；活塞圆盘的运动与上止点对称。
图21为显示了示例性活塞圆盘在两个方向上以不同的速度运动产生一个“快”腔和一个“慢”腔的示意图。
图22显示了示例性曲柄轴离下止点的旋转角度与示例性活塞圆盘的角运动之间的关系。
图 23显示了示例性曲柄轴离上止点的旋转角度与示例性活塞圆盘的角运动之间的关系；其中，活塞盘比图19中的延后半个周期。
图24显示了用于示例性发动机性能计算所使用的角度。
图25显示了用于计算转矩的角度和力；该转矩来自于发动机在每分钟内随旋转速率旋转以获得功率这一过程。
图26显示了本发明的二冲程实施例中用于转矩计算所用的压力。
图27显示了本发明的二冲程实施例中主轴上产生的转矩与曲柄轴旋转角度的函数关系。
图28显示了具有12个汽缸和3个曲柄轴的二冲程发动机的一个实施例。
图29、30和31显示了一个示例性二冲程发动机在曲柄轴的整个旋转中活塞圆盘和曲柄轴的运动次序。
图32显示了一个具有8个汽缸和2个曲柄轴的四冲程发动机示例性实施例。
图33显示了一个可用于四冲程发动机或膨胀器的旋转阀的实施例。
图34显示了另一可用于四冲程发动机的阀的实施例。
图35显示了使用本发明备选方案9的一个实施例，其中一个活塞套刚性地固定在半个环形室上。
发明详述
本发明中，对特定实施例发动机设置特定的参数，可作多项选择。但是一旦发动机的某些参数设定后，其另外一些参数很可能会限制在特定的值或特定的范围内。在该发明详述中，只对一些可能用于本发明发动机配置的选项进行了说明。为了使发动机以一种更有利和更佳的方式运行，本申请还公开了发动机内若干零件的尺寸上的一些限制。当然，尽管本申请仅提供了一些示例性实施例用以阐释发明涉及的基本理念，但除此之外的其他一些具体实施方式也可能会落入本发明的保护范围内。
本发明还有许多不同的实施例，这是因为发动机的可选参数很多，其中一些将在下文描述。即使参数选择不同，本发明的基本原则维持不变。这些选择在下面的发明详述部分进行了划定，这包括发动机的类型（二冲程、四冲程或者膨胀器）、压缩比、活塞数目、曲柄轴数目、齿轮比、活塞大小、活塞厚度和圆盘半径。这些选择形成了不同的实施例，这些实施例在功率、重量、以及发动机转速上不尽相同。为了说明这些选项的细节，本申请公开的内容中对一些示例性实施例作了更为全面的阐述。
本申请所公开的示例设备包括以下特征：对现有的四冲程内燃发动机和二冲程内燃发动机以及膨胀发动机提供新颖的和非显而易见的改进。所公开的实施例主要基于环形燃烧室的使用，这种燃烧室包括新颖的齿轮装置和布局，这些元素使得这些示例性发动机不同于任何现有技术。此外，一些实施例利用了二氧化碳制冷循环，其中，跨临界阶段的高压二氧化碳作为一种环境友好型制冷剂而被使用。然而，相对于传统的发动机从高压气体中提取能量，本发明的膨胀器实施例采用的是制冷循环。
如下所述，更多细节可参见附图，在此描述的一些发动机示例性实施例使用了刚性安装在至少两个圆盘圆周上的活塞。两个圆盘相邻设置，其各自的活塞相互交错。当活塞在固定的环形腔室内移动时，活塞盘来回振荡，环形腔室作为一个壳体围绕在圆盘的周围并且将活塞包在里面。活塞的来回运动通过推臂转移至旋转曲柄轴，推臂沿着连接到圆盘上的销旋转，并且曲柄轴对中央主轴施加一个旋转。这样，活塞沿着中心轴振荡一定的弧度，这一弧度实质上小于90度（即，活塞不围绕主轴旋转，只围绕其某个弧度振荡）。在大多数应用中，这一弧度大约为45度。
尽管如此，本发明还提供一个简化的发动机实施例，以下有更详细的描述。该发动机利用了一个单一的曲柄轴，这一曲柄轴穿过了一对圆盘上偏移中心的孔，其中一个圆盘融合在环形燃烧室的一侧，另一圆盘可自由振荡，并且，对于每一组活塞对来说，第一活塞固定在融合圆盘的位置，第二活塞盘随所述第二圆盘自由振荡。发动机可设有一对或者多对活塞。
以下描述的是另外一种发动机示例，该发动机利用了多个曲柄轴，曲柄轴贯通圆盘上的孔，这些孔偏离圆盘的中心并且可允许每个曲柄轴与两个圆盘相连，而且，该孔也被设计成可允许圆盘自由振荡。多个曲柄轴使用齿轮装置（或使用传递旋转的另一种替代装置，例如，通过使用传送带/滑轮、链条等），通过负载共享的方式让高转矩传递到主轴上，无需其中任何一个轴过度承重，使得其质量相对于传统设计来说大幅度减少。曲柄轴的对称设置使力达到平衡，并最大限度地减少了振动。圆盘之间的燃烧室环绕整个环形腔室设置，这种结构可使得温度分布均一。这些基本设计让这些示例性发动机克服了传统设计中的一个或多个缺陷。此外，不同于传统的发动机，具有多个活塞的高转矩使得发动机可以在相对较低的转速下输出高马力。
通过本申请公开的特征，发动机的大小可以从非常小（例如，一个D-cell电池或更小）变化到非常大（例如，大小足以推进大型船舶）。小型发动机能够用作跨临界二氧化碳相关应用的膨胀器。对于可产生几千瓦能量的系统，气体流速较低，现存没有膨胀器可有效地供低流速气体使用。本发明某些实施例中的发动机可满足这一需求。高压二氧化碳（大约120至200个大气压， 150到400摄氏度）被注入活塞室，活塞移动并使气体膨胀，将气压减至60到120个大气压之间，并且将温度降至50到150摄氏度。然后，气体冷却至环境温度，冷凝液被加压至跨临界状态，加热以升温，从而重复该循环。这一循环需要的热量级别较低，热量可以来自安装在屋顶上的太阳能热水器或者是从电厂或其他内燃机产生的废热等，这些热被转换为旋转机械能，可驱动像发电系统之类的负载。用于满足家用能量需求，这一循环所需的气体体积是很小的。
配置选项：
本发明至少提供了九种不同的发动机的基本选项，这也导致了大量潜在的不同实施例。所有这样的示例性实施例，除其他外，都在公开的覆盖范围内。九选项概述如下：
选项1：发动机可配置在二冲程、四冲程或者膨胀器等类型上。此选项确定了每个活塞腔室中控制进气和排气的阀或端口的性质。详细的实施例如图1-25所示，该实施例为一个二冲程发动机，基于本发明公开的内容，这一发动机的其他选项需要在本领域的技能之内作一些修改。
选项2：应该选择所需的压缩比（腔室的最大尺寸与最小尺寸之比）。对于四冲程的燃气发动机，该比率可约为8:1，对于二冲程的燃气发动机，该比率约为14:1，柴油机约为18:1，膨胀器约为2:1。这一选择有利于确定推臂在曲柄轴的轴向偏移位移以及阀门定时（或端口定径）。图1-25所示的示例其压缩比大约为14:1（该值为几何比；排气口的大小能有效改变实际的压力压缩，其压缩比值接近于8:1）。
选项3：单一环形室的汽缸数目通常为限于6和16之间任何的偶数（或者更多），这取决于活塞的尺寸和环形室的半径。图1-25所示的实施例为12汽缸的类型，但正如所讨论的，可根据发动机的用途来选择任何偶数（2或更大的偶数）的汽缸。
选项4：曲柄轴的数目可以在一个和四个（或更多）之间变化。这一选择会影响每个活塞圆盘上贯通孔的数目。选择一个以上的曲柄轴的原因在于：必须被转移到所述曲柄轴上的由多个活塞产生的高转矩。例如，可能有人希望有一个能用于一个圆盘上每个活塞的曲柄轴。多个曲柄轴允许沿多条路径共享负载的转矩。图1-25所示的实施例具有三个曲柄轴，但可根据发动机预设的用途选用1或大于1的任何数目的曲柄轴，对于低转速的高转矩，需要使用更多的曲柄轴。
选项5：曲柄轴上主齿轮和二级齿轮之间的齿轮比也应进行选择。比率可以是任何值，但考虑实用性的目的其值一般设于1:1和2:1之间，这样个别齿轮的承重就不会与转矩不成比例。图1-25所示的实施例使用的齿轮比为49:33（齿数）或1.485。
选项6：活塞面直径可以是任意值，这取决于最终所需的发动机的功率，更大的功率需要更大的直径。如图1-25所示的实施例中，活塞的直径为1.8厘米，但根据需求，其值可减少1/3或者更多，也可增加 10个因子或者更多。
选项7：活塞厚度对于确定马力以及通过发动机的空气体积来说是较为重要的。更薄的活塞可产生更高的马力，但活塞和支撑盘之间的连接点所要得到的力以及所用的材料会形成实际的限制。活塞厚度以环形弧度来测定。图1-25所示的实施例使用的活塞厚度约18度，但如果需要的话可根据用户的需求使用其他厚度。
选项8：圆盘半径（与活塞基座的距离）也应进行选择。该值的下限受传动齿轮的维度（尺寸）所限制，因为齿轮设定了主轴中心线与曲柄轴中心线之间的距离，并且曲柄轴贯穿圆盘上的孔。大多数情况下，考虑到实用性目的，圆盘的半径应大于主齿轮的半径的2倍。图1-25所示的实施例使用了半径2厘米左右的主齿轮和半径约5厘米的圆盘，尽管如此，这些值也可以根据实际情况做修改。
选项9：最后一个选项是选择是否将某个活塞圆盘锁定于环形室内，这样就只有一个可移动的具有活塞的圆盘。对于此选项，不同圆盘上的活塞大小可以不同。在这种方式中，锁定于环形室的圆盘不与曲柄轴相连。由于只有一个可移动的圆盘，相比于两个圆盘都移动的情况，活塞移动的行程较长，这使得曲柄轴偏移较大。此选项将有一个与第一环形腔室成镜像的第二环形腔室，并且所述第二环形室中的可移动圆盘的运动将与所述第一环形腔室上的可移动圆盘相异，由此，对于两个可移动圆盘来说都是常见的曲柄轴，可具有偏移的不成一条直线的凸轮。
这9个选项限定了各式可能存在的，并且在本发明覆盖范围内的主要的发动机配置。作为对发动机的限定，其他参数的确定都是基于所述选项衍生而来的。
具体实施例方式
在所述9种选项的上述选择下，图1-31所示的特定实施例中其发动机概述如下：它是一种具12个活塞的二冲程发动机，每个活塞的直径约1.8厘米，安装在半径为5厘米的圆盘边缘，每个活塞的厚度约为18度的弧。传动装置由3个曲柄轴组成，该曲柄轴通过齿轮连接至中心主轴，其齿轮比约为1.485。发动机的外部尺寸略大于6英寸（约一个2磅咖啡罐的大小），并且其输出功率在转速为5000时超过10马力（对于这个尺寸的发动机来说，这一转速相对较慢）。
图1显示了发动机主体部分的外部视图。从一端突出的是主轴1和三个曲柄轴2。电动机的中心是环形燃烧室的两个部分8a和8b，其中包含12个电热塞9（或火花塞）。进气歧管62位于环形腔室的一侧8a 上，排气歧管63位于环形腔室另一侧8b上。主轴和曲柄轴的轴承由轴承板61、进气歧管62和排气歧管63所支撑。端板60包含轴的阀座，板64和65用于引导废气排出发动机外部。覆盖进气歧管端口部分的结构及引导废气至废弃处理器的结构，并未在图中显示。
图2显示了具有特定配置的发动机的核心的剖视图。（剖视图未显示可容纳活塞移动的环形腔室的一半腔室，也未显示用于承载每个移动部件轴承的外部壳体）。发动机核心的外部为阀门和歧管，其设计主要取决于所需的特定发动机的配置（柴油机、汽油机、或膨胀器）。如图2所示的，左活塞圆盘5（右活塞圆盘在其背后，图中未能显示）位于环形燃烧室右半部分8b的内部。六个活塞6位于左活塞圆盘5上，并且另有同等数目的活塞位于右活塞圆盘上，这样环形腔室中共有12个活塞，形成了12个独立的燃烧室。 
燃烧室位于12个火花塞/电热塞9下面。每个圆盘具有三个推杆7，每个推杆连接到位于各个曲柄轴2（共有3个曲柄轴）中的偏移轴承上。每个曲柄轴具有一个二级齿轮4，该齿轮能驱动安装在主轴1上的主齿轮3。运行过程中，所形成的活塞圆盘的振荡运动通过曲柄轴2转化为主轴的旋转运动。每个曲柄轴2贯穿了圆盘中相应的孔，由此两个圆盘中的每一个通过一个推杆连接到每个曲柄轴上。
图3显示了本实施例发动机的外部壳体的分解视图。端板60上具有为主轴和3个曲柄轴而设的贯通孔66的阀座。轴承板61具有孔68，其尺寸适合于主轴和曲柄轴上的轴承。进气歧管62具有6个端口69，该端口将燃料空气混合物导入环形腔室8a内的端口。进气歧管也对三个曲柄轴的轴承（图中未显示）提供了支撑。类似于轴承板61，排气歧管63也具有孔68，用于支撑主轴和三个曲柄轴的轴承。除此，排气歧管63具有六个排气端口70，该排气端口对准了环形腔室8b的排气端口。排气端口70贯穿板64并且通过排气偏转板/端板65重新定向。端板65也具有开口66，其包含用于主轴和曲柄轴的阀座。图3还显示了6个螺栓孔67，这些螺栓孔环绕于每个圆盘的周围使得这些结构闩为一体。
图4显示了其中的一个圆盘5，其刚性地装有六个活塞6。推针20通过一推杆（图中未显示）连接至曲柄轴（也未在图中显示）。曲柄轴贯穿了圆盘上的曲柄轴孔22，由此连接到相邻的活塞圆盘的推杆上。中心孔21支撑着轴承，使得圆盘可以在主旋转轴（参见图5）上自由振荡。圆盘不随发动机旋转，而是相对于固定中心作来回的振荡（沿某一弧度部分旋转）。曲柄轴孔22呈狭长形（有点椭圆形或“豆”形），以在振荡圆盘和贯穿其中的曲柄轴之间提供间隙。
图5显示了主轴1的结构，主轴支持着主齿轮3。主轴1贯穿整个发动机。在该示例性实施例中，主轴1具有一个安装有四个主轴承10的杆1A，其中两个轴承由发动机外部壳体所支撑（轴承板61和排气歧管63），另两个支持两个振荡圆盘。此外，还有五个推力轴承11，这些轴承夹在10个轴承座圈12之间。这些推力轴承允许圆盘和齿轮相对于固定的壳体作独立运动。
图6显示了三个曲柄轴2的其中之一。每个曲柄轴具有一个杆2A，其上安装有一个二级齿轮4和两个偏移曲柄部件，偏移曲柄部件形成于肘销轴承14覆盖的杆2A。2B处的曲柄轴杆部分位于两个肘销轴承14之间，该部分通过了图4所示的活塞盘圆5上的孔22。在该实施例中，每个曲柄轴2包含三个曲柄轴轴承13，所述三个曲柄轴承由外部壳体（轴承板61、进气歧管62，和排气歧管63）支撑。
图7显示了某一活塞圆盘的分解视图，图8显示了某一活塞圆盘平面视图的分解视图。在本发明的示例性实施例中，左侧圆盘的主盘结构5支持六个活塞6。活塞6与圆盘5的连接方式有很多，图7中所示的该种连接方式为每个活塞6使用了一个活塞栓18。活塞栓18安装于圆盘5，并且位于具有活塞栓盖板19的位置。其他一些安装活塞6的方法也是可以接受的，包括，将活塞圆盘5和活塞6铸为一体。
活塞圆盘5的左侧面上有三个推针20，该推针被推杆轴承16覆盖，且支撑着推杆7。轴承16和推杆7位于带有推针盖板15的区域上，推针盖板具有额外的功能，它能对推针20施力，推针20需要能够承受足够大的受力，以承载从活塞圆盘至曲柄轴肘销轴承14（图6所示）的高转矩。圆盘每侧上的密封环17也在显示于图7和图8。这些密封环17减少了燃烧室或膨胀室内高压气体的泄漏。
图9显示了左活塞圆盘5的左侧面5a的细节。贯通孔22允许曲柄轴2通过，每个贯通孔呈细长形，由此提供间隙供活塞圆盘5来回振荡。圆盘的中心孔21允许主轴1通过圆盘，并且该中心孔与其中一主轴承相配合。支撑推杆轴承16的三个推针20所在的位置与中心线保持一定的距离，并且相对于曲柄轴贯通孔22的中心保持一定的角度。图19、20、21及对应的描述中，将对这一特定的尺寸和角度作出更为详细的解释。推针盖板15通过螺纹孔23固定。右活塞圆盘在图中并未显示，该圆盘与左活塞圆盘5是成对的，并且其右侧面为左侧面5a的镜像（参见图9）。通过这种方式，两圆盘的推杆7，以及相对的每个曲柄轴2上的曲柄轴位置14恰当地排列，使曲柄轴2的旋转运动带来活塞6适当的振荡运动。
图10显示了左活塞圆盘5的右侧面5b的细节。这是图9所示圆盘的相对面。供曲柄轴2通过的 贯通孔22以及供主轴1通过的的中心孔21，均在图中显示。 6个活塞栓18（参见图7-8以及图12-15）与活塞栓插槽25相吻合。活塞栓18通过配于孔27中的紧固销固定。活塞栓盖板19通过螺纹孔26固定至圆盘。右活塞圆盘（另一个圆盘）的左侧面未在图中显示，其并非图10的镜像。其中，曲柄轴的贯通孔22和供主轴通过的中心孔21是与图10相同的，但活塞栓插槽25逆时针旋转了15度。这样的效果是，当两活塞圆盘对面设置时，活塞能如图2所示彼此适当对齐。
图11显示了单一活塞6的一个实施例的细节，该活塞的曲率与环形腔室8a、8b（参见图2）相应。活塞6具有多个用于将活塞6密封于环形腔室8中的活塞环28，图中显示了其中两个。活塞栓的插槽29也在图中显示，此时活塞栓用于固定活塞。
图12显示了这一示例性实施例中活塞栓18的细节。栓18与活塞插槽29相匹配，并且紧固到活塞盘5的某一插槽25中。用于稳定销的销孔27，以及用于将活塞栓18固定至活塞6的销所在的销孔30也在图中进行了标示。
图13显示了推杆盖板15的细节，该推杆盖板安装于左活塞圆盘5的左侧面5a。主轴1穿过中心孔21。推针20紧紧安装于销孔31中以提供更强的力度。销孔31与中心的距离是一个重要的测试参数，这将在以下图19中进行解释。盖板15通过配于孔32的螺钉与圆盘面5a相接。
图14显示了一个推杆7，该推杆将推针20连接至曲柄轴2的肘销轴承14（参见图6）。推针20与推杆7上的轴承孔33之间是一个与肘销轴承14等同的轴承。推杆7上两个轴承孔33的中心之间的距离是设计应当考虑的一个重要因素。
图15显示了活塞栓盖板19，该盖板在左活塞圆盘5的右侧面5b上盖住活塞栓18。稳定销所在的销孔27，以及用于将盖板19固定至活塞圆盘5的螺钉孔32，也在图中显示。右活塞圆盘（另一活塞圆盘）的左侧面上的活塞栓盖板并不是图15中盖板的镜像。相反，稳定销所在的销孔逆时针旋转15度，从而匹配于活塞栓所在的位置。
图16、17、 18显示了环形燃烧室8的左半侧8a和右半侧8b。活塞6与环形腔室的两半紧密配合，环形腔室的内侧部分完全由两个活塞圆盘5的外侧部分构成。环形燃烧室的每个半侧都具有适用于圆盘密封环24的槽。如图所示的二冲程发动机的实施例中， 12个电热塞插口位于位置34。在四冲程发动机的实施例中，这些槽所在的位置即为火花塞插口的位置。对于二冲程发动机的实施例来说，环形腔室左半侧8a包含进气端口35，环形腔室右半侧8b的包含排气端口36。这些端口的角位置是设计需要考虑的一个重要方面。正因为有一个“快”侧和“慢”侧的活塞运动，使得这些尺寸尤为特别，由此端口所在的位置相对于所述活塞的下止点是非对称的。对于本发明膨胀器的实施例，开放两种腔室进气阀的时间是不相同的。这两种情况都在下面作了详细讨论。此外，当环形腔室的右半侧和左半侧相结合时，进气端口位于交替的电热塞对之间，排气端口位于其他交替的电热塞对之间。端口并非彼此相对，而是彼此相对位移一个电热塞的位置。
图19阐明了对置于振荡活塞圆盘5上的推针20的可能位置进行限制，以及对推臂7的长度进行限制的必要性。图19中，主齿轮3的半径是变量a（38），二级齿轮4的半径为变量b（39）。圆盘上安装推针20处在图中标示为位置P。推杆7的长度是变量h（37），推针20与主齿轮3中心的距离是变量d（40 ）。曲柄轴上的曲柄偏移距离设为变量c（41）。当曲柄轴的二级齿轮4从角度B1（43a）旋转到角度B2（43b）时，活塞圆盘随着推针20来回振荡，该推针的角度变化范围为Amax(42a)到Amin(42b)，即振荡的两个极值。需要指明的是，两个极端位置之间的角度B（43）并不是相差180度。这意味着，所示活塞圆盘向右移动的速率比向左侧移动的速率快。另一置于在曲柄轴相反轴线上的活塞圆盘也这样运作，但在曲柄轴的旋转的一半时即被及时地移位。因此，安装在每个圆盘上的活塞在不同时间到达上止点（TDC）和下止点（BDC）。运动过程中这种不对称使不可取的，因为它限制了压缩比以及功率。
所述的问题在如图20所示的方案中得到解决。在该图中，标记为C1和C2的点被曲柄轴的正好二分之一旋转运动分离开。为了使活塞相对于上止点呈对称的运动，推针20到中心线d（40）的直线与推杆h（37）所在的直线之间所形成的角度应为90度。当推杆h（37）在C1或C2所在位置时，角A（42）是一样的，此时活塞也在左移动或右移动的等同位置上。推杆h（37）从C1移动至C2所需的时间量与其从C2移动至C1的时间相同。因此，活塞的运动在该位置刚好将时间中分（左右移动的时间保持一致）。不论向哪个方向移动，两个活塞圆盘在同一时间抵达TDC，并且这一运动关于TDC对称。对于本发明的设计，能导致这种平衡的值都是特定的，该值可通过以下方程得出：
Eq.  (1):   d = g = (a+b)/√2        
       Eq.  (2): h = (d 2+c 2)1/2    
变量c（41）的值设为发动机的压缩比。一旦连同齿轮尺寸a和b对c值进行设定，根据以上方程，可以确定出d和h值。
即使运动关于上止点对称，偶数腔室和奇数腔室也不相同。如图 21所示，从时间的中点位置开始，活塞在一个方向上移动的距离比在另一个方向上移动的距离远。所有具有旋转曲柄轴配置的发动机都是这样，甚至传统的汽车发动机也是如此。对于这一公开的发动机，其在各个方向上的运动都会导致偶数腔室或奇数腔室的压缩。因此，发动机具有一组腔室，在该组腔室中，所述活塞移动“快”，而与此同时在另一组腔室中，活塞移动“慢”。当曲柄轴4从C1到C3再到C2旋转半圈时，活塞圆盘20上的推针的位置旋转了A 2 （46a）的角度。这一角度小于A 1 （46b），所述A 1 角度即是曲柄轴从C2到C4再到C1旋转的另一半圈时，活塞圆盘20随所旋转的角度。这对发动机设计影响就是使阀的定时或端口的位置因偶数腔室和奇数腔室的不同而不同。
二冲程的实施例中端口位置的定位方法以及膨胀器中阀的计时方法显示于图22和 图23。在图22中，相对于下止点所在位置，曲柄轴旋转了dB（44a）的角度，这使得活塞圆盘移动了dA（45a）的角度。在图23中，相对于上止点所在位置，曲柄轴旋转了同样的dB（44b）的角度，使得活塞圆盘移动了不同的角度dA（45b）。尽管两图中角度dB的大小一样，这说明两者从极端位置经过的时间相同，但角度dA却不相同。
对于二冲程发动机的实施例，每个腔室进气端口和排气端口的大小由暴露端口的单个冲程的时间量来确定。在相同运行时间内，由于偶数腔室和奇数腔室的角度dA不同，由此，相对于下止点所在的位置，活塞关闭端口时端口边缘所处的位置将位于不同的角度。
类似的，在本发明的膨胀器实施例中，进气阀的关闭时间点决定了高压气体的膨胀比。由于存在一个快室和一个慢室，偶数腔室和奇数腔室的时间略有不同。计算这两类腔室差异的方法将在下文讲述。
图24显示了用以计算本发明发动机性能参数的角度。该图中，a（38）是主齿轮的半径，b（39）是二级齿轮的半径，c（41）是凸轮的偏移距离，d（40）是推针与中心线的距离，h（37）是推臂的长度，该推臂将振荡圆盘与曲柄轴的偏移轴连接在一起。主齿轮顺时针旋转角度θ，二级齿轮逆时针旋转角度φ，角度ψ表示了圆盘上的活塞的相对运动。计算发动机产生的转矩时需用到角度ξ和η。角度δ、ε以及距离r是用于计算其他参数所需的中间值。
图24（B）和（C）显示了图中的两个三角形，用于找到所有的角度。
等式（3）根据与轧制齿轮上的弧长度相等的值而得出。
Eq.  (3):     aθ = bφ
等式（4）、（6）和（7）根据图24（B）和24（C）中角度的余弦定理而得出。等式（5）根据这些三角形的正弦定律得出。
            Eq.  (4):     r 2  = (a+b) 2  + c 2 – 2(a+b)c*cos(180-φ) 
       Eq.  (5): sin(δ) = c*sin(180- φ)/r
       Eq.  (6): cosε = (r 2  + d 2 – h 2 )/(2rd) 
       Eq.  (7): cosξ = (h 2  + d 2 – r 2 )/(2hd) 
等（8）和（9）根据图24（A）的检验而得出。
Eq.  (8):   ψ =  ε + δ   
       Eq.  (9): η  = 180 –ψ -  ξ  + φ  
等式（10）和（11）给出ψ（图19中标记为角A（42））的极端值。这些角度显示了活塞运动的极限，由此用以确定压缩比。该等式根据相关三角形的余弦定律而得出。
Eq.  (10): cosψ min  = cos A min  = ((a+b) 2  + d 2 –(h-c) 2 )/(2d(a+b))
       Eq.  (11):      cosψ max  = cos A max  = ((a+b) 2  + d 2 –(h+c) 2 )/(2d(a+b))
使用图25中所示的角度和力，计算发动机产生的转矩和功率。对于一个圆盘上的单个活塞来说，P1表示其一侧上所受的压力，P2表示其在另一侧上所受的压力。当发动机转动时，所述这些压力在燃烧过程或膨胀过程中随着时间变化。如果活塞面的面积以AP表示，则活塞在任何时刻所受的力F 1 可由等式（12）得出。
Eq.  (12): F 1  = (P 1 -P 2 )A P
如果活塞面中心到发动机中心线的距离用R表示，则在圆盘上产生的转矩T1可由等式（13）计算得出，其中N为圆盘上的活塞数目。
Eq.  (13):       T 1  = NF 1 R
由于活塞圆盘是刚性的，推针上的转矩与等式（13）相同，并且由于相对于发动机中心线的力臂是变量d（40），推针上的力F 3 可由等式（14）得出。
Eq.  (14): F 3  = T 1 /d = NF 1 R/d
推杆位于相对于推针力臂的角ξ（接近90度）上，且杆所在方向上的力F 4 随着该角度的余弦值的逆向而增加（这是由于关于中心点的杠杆增加所致），如等式（15）所示。
Eq.  (15): F 4  = F 3 /cos(90-ξ)
曲柄轴中心线的转矩是力F 4 乘以与该力垂直的力臂。当曲柄轴旋转时，这一力臂不断变化。在任何时刻，转矩都可由等式（16）得出。
Eq.  (16): T 4  = F 4  c sin(η)
现在，由于二级齿轮是刚性的，位于齿轮边缘的转矩与等式（16）等同，因此齿轮边缘的力F 5 可写为等式（17）。
Eq.  (17):   F 5  = T 4 /b
最后，主齿轮的转矩T 5 与等式（18）中的力相关。
Eq.  (18):   T 5  = F 5  a
当将等式（12）与等式（18）结合时，与活塞腔室中的压力有关的转矩转变为公式（19）。
Eq.  (19):   T5 = N(P1-P2)AP R a c cos(90-ξ) sin(η)/(b d)
根据等式（4）和（9），角度ξ和η与曲柄轴的旋转角度相关。剩下的工作就是将腔室内的压力与旋转角度关联，这样就可以算出发动机的性能。
对于图中作为示例的二冲程实施例，其燃烧室中的压力可以建模，如图26所示。图左侧的部分显示了二冲程发动机常见的压力曲线，该曲线是关于燃烧室大小的一个函数。在压缩阶段，腔室的尺寸减小，其内部的气体压力上升。当活塞到达上止点，气体燃烧，压力迅速上升。然后，随着活塞离开上止点，压力在膨胀阶段下降。最后，当活塞接近下止点，排气端口打开，压力下降至外界环境气压。除了对曲柄轴的角度作图外，图26右侧的部分也显示了相同的压力曲线。奇数腔室中的压力与偶数腔室的压力形状相同，区别在于两者相差曲柄轴旋转一半的位移。
图27显示了主轴上的转矩关于曲柄轴角度的函数关系。转矩的峰值大约为40 ft.-lbs.，当在气体最大化压缩时，转矩在短时间内变为负值，转矩的平均值约为10 ft.-lbs.。当主轴的旋转速度为5,000转/分时（这一速度对于这种小尺寸的发动机来说相对偏低），二冲程发动机产生的功率略微超过10马力。发动机的最高速度受活塞平均速度的限制。对于普通的汽油发动机，运行过程中平均活塞速度约为2500 英尺/分（ft/min）。对于本实施中的发动机，此时发动机运行速度> 35,000转/分。因此，2磅咖啡的大小的示例性发动机可产生约70马力的功率。
图28显示了一示例性二冲程发动机，其中活塞6在奇数腔室中位于上止点。该图显示了12个电热塞9的位置，以及主齿轮3和二级齿轮4的大小。本实施例为如本申请发明内容部分所属的具有进气端口和排气端口的 12缸二冲程发动机。每个活塞的宽为18度，活塞面的直径为1.8厘米，活塞安装在半径为5.0厘米的圆盘上。压缩比为14:1，主齿轮和二级齿轮之间的齿轮比为1.485。所述参数的选择，使得曲柄轴的偏移距离为2.18毫米，中心线与推针之间的距离为24.1毫米，推杆的长度为24.2毫米。在曲柄轴通过下止点旋转50度处，设定进气端口的大小和位置，在曲柄轴通过下止点旋转80度处，设定排气端口的大小和位置。
图29、30和31显示了曲柄轴在360度旋转中的运动次序，其中每次旋转60度。所述次序始于图29（A），该图中奇数活塞位于上止点，而偶数活塞位于下止点。当进气端口和排气端口完全暴露于偶数腔室中时，奇数腔室中刚开始燃烧。随着曲柄轴旋转，端口在偶数腔室中随着压缩过程而被封闭，在奇数腔室中随着扩展过程而被打开。图30（B）所示的旋转半途中，偶数腔室到达上止点，在该位置发生燃烧，此时奇数腔室位于下止点。接着在图 31中，奇数腔室处于压缩状态，偶数腔室处于膨胀状态。该图示范围内，端口看似对称地置于两种类型的腔室之间，但事实上，因为活塞运动存在一个快侧和慢侧，端口并非对称设置。结合等式（3）至等式（8）（如上所述），可计算出与曲柄轴角度相对的活塞面位置，并且这一具体的计算也可以给出端口边缘的确切位置。
图32显示了本发明另一个实施例，该实施例的发动机具有9个选项的另外一组设置。本实施例中，发动机为四冲程发动机，其压缩比为8:1，具有8个汽缸（每个圆盘上4个活塞）以及两个曲柄轴。主齿轮和二级齿轮之间的齿轮比为2:1，活塞面直径为5.0厘米，活塞厚度为24度，并且活塞圆盘的半径为10厘米。对于这组选择，曲柄轴的轴线偏移距离为6.78毫米，中心线到推针的距离为47.7毫米，推杆的长度为48.2毫米。对于进气和排气功能，本实施例使用的是阀，而不是端口。与二冲程发动机中的端口不同，四冲程发动机中的阀与火花塞位于环形腔室的同一角位上。
图33显示了阀的某一种可能的实施例。旋转阀组件48紧贴在固定的阀壳体54的内部。当阀旋转时，旋转槽49对齐固定槽47以打开燃烧室或膨胀室的阀。该阀组件具有轴承51、O形环52以及垫圈53，以便于旋转和提供密封。该阀具有一个齿轮50，该齿轮由环形齿轮驱动，环形齿轮以曲柄轴四分之一的速率转动阀。进气阀开口的定相是这样的：在活塞的进气冲程期间，阀49和阀壳体47的槽相互对齐。排气阀的定相为：从进气阀的定相偏移45度，由此在活塞的排气冲程期间，所述的槽相互对齐。如本实施例中的阀也可用于本发明的膨胀器实施例。对于膨胀器来说，环形齿轮以曲柄轴二分之一的速率转动阀。排气阀在完全的排气冲程中打开，但进气阀只在进气冲程的某段过程中打开。该不同的时间选择可以通过控制阀和阀壳体中的槽的大小来确定。进气阀的时间选择由膨胀器所选择的膨胀比决定。假如膨胀比为2:1，这时进气阀就只在进气冲程的一半中开放。
图34显示了另一种类型的阀，该阀可用于四冲程实施例的发动机。该阀常见于摩托车的发动机，也可用于旋转凸轮作为活动元件的情况。阀的主体（55）配于阀导向器（56）内。当关闭时，阀的斜削端紧靠着阀座（57）。该阀通过一弹簧保持其关闭状态，这一弹簧位于弹簧支持垫圈（58）和阀导向器（56）的凸缘之间。该阀由凸轮激活，所述凸轮对阀的一端施加推力，这一端接近弹簧支持垫圈并且与曲柄轴中的一个啮合。可以使用任意数量的不同实施例的阀设计。
图 35显示了选项9的一个实施例，其中一组活塞刚性地固定在环形腔室内，而可移动的活塞组在环形腔室内移动两 倍距离。在该实施例中，主轴1上的主齿轮3与曲柄轴2上曲轴齿轮4的尺寸相同。可移动圆盘5上共有四个活塞6，并且在这个例子中只有一个曲柄轴。同样，有四个活塞60刚性地固定在半边环形腔室8B上。刚性固定的活塞60的厚度为20度圆弧，而移动的活塞6的厚度为30度的圆弧。活塞尺寸也可以选择其它值，不同的值可导致推杆7的凸轮偏移距离不同。也可以使用其他一些利用了不同数量活塞的设计。
本文公开的发动机可用于多种不同用途，并且可以根据需要定义其大小，比如适当地调整组件的大小，或通过添加多个环形腔室/活塞/圆盘对单元到单一的主轴上以提高发动机的功率。
许多其他的示例性实施例可通过对上述特征进行各种组合得到。尽管上文已经通过具体示例和实施例描述了本发明，但是本领域技术人员应该明白，可以使用各种替代方案，并且在此描述的元件和/或步骤也可由其他等同特征所替换，这样并不偏离本发明的保护范围。在不脱离本发明保护范围的情况下，一些修改可能也是必要的，以便适应特定的情况或特定的需要。这样的目的在于本发明不局限于这里描述的特定示例和实施例，但权利要求应当基于最广的合理解释来理解，以覆盖所有被涵盖在内的新颖的和非显而易见的实施例、文字或等效物，无论其是否在此公开。

Claims (31)

1.一种发动机，包括：
第一圆盘，具有穿过所述第一圆盘的第一轴向孔以及与所述第一圆盘的轴线偏移的第一偏移孔；
第二圆盘，具有穿过所述第二圆盘的第二轴向孔以及与所述第二圆盘的轴线偏移的第二偏移孔；
第一活塞，连接至所述第一圆盘的圆周；
第二活塞，连接至所述第二圆盘的圆周；
主轴，该主轴穿过所述第一轴向孔和所述第二轴向孔，其中，主轴能够在所述第一轴向孔和所述第二轴向孔内旋转；
曲柄轴，该曲柄轴穿过所述第一偏移孔和所述第二偏移孔，其中，曲柄轴能够在所述第一偏移孔和所述第二偏移孔内旋转；
旋转传递装置，该旋转传递装置将所述曲柄轴连接至所述主轴，所述旋转传递装置的结构使得曲柄轴的旋转在所述主轴上施加一旋转运动；
振荡传递装置，该振荡传递装置将所述第一圆盘或所述第二圆盘中的一个连接至曲柄轴，所述振荡传递装置被构造得用于将所述第一圆盘或所述第二圆盘中的一个的振荡运动转化为曲柄轴的旋转运动；和，
壳体，其中
所述壳体形成一个腔室，用于至少部分包括所述第一活塞和所述第二活塞，由此所述第一圆盘上的所述第一活塞以及所述第二圆盘上的所述第二活塞，连同腔室形成位于所述第一活塞和第二活塞之间的膨胀容积；并且其中
当所述第一圆盘或第二圆盘中的至少一个绕所述主轴振荡时，所述发动机运转，所述膨胀容积在该膨胀容积内交替地压缩和膨胀出一个容积，从而将所述振荡转化为所述曲柄轴的旋转，从而使得主轴旋转。
2.如权利要求1所述的发动机，其中所述第一圆盘或第二圆盘中的另外一个连接至所述壳体，并且在发动机运转时不振荡。
3.如权利要求2所述的发动机，其中连接至所述第一圆盘或第二圆盘中的一个的活塞本质上短于连接至所述第一活塞或第二活塞中的另外一个的活塞。
4. 如权利要求1所述的发动机，还包括一个额外的振荡传递装置，所述额外的振荡传递装置连接至所述第一圆盘或者第二圆盘中的另外一个，所述额外的振荡传递装置用于当发动机运作时，将所述第一圆盘或者第二圆盘中的另外一个的振荡转化为所述曲柄轴的旋转。
5.如权利要求1所述的发动机，其中所述旋转传递装置包括一个连接至所述曲柄轴的第一齿轮，所述曲柄轴与一连接至所述主轴的第二齿轮相联系。
6.如权利要求1所述的发动机，其中所述振荡传递装置包括一个推杆，所述推杆连接至所述第一圆盘或第二圆盘中的一个，并且连接至所述曲柄轴上的曲柄结构。
7. 如权利要求1所述的发动机，其中所述发动机适于将燃料/空气混合物注入所述膨胀容积，用于在所述膨胀容积中压缩，由此在点燃所述燃料/空气混合物时，使得膨胀容积膨胀，从而通过所述活塞在所述第一和第二圆盘上施加转矩。
8. 如权利要求1所述的发动机，其中所述发动机适于将气体注入所述膨胀体积，使得膨胀容积膨胀，从而通过所述活塞在所述第一和第二圆盘上施加转矩。
9.权利要求1所述的发动机，其中所述腔室具有一个曲率半径，并且所述活塞具有与所述腔室的曲率相匹配的曲率。
10.一种发动机，包括：
第一圆盘，具有穿过所述第一圆盘的第一轴向孔和第一偏移孔，所述第一偏移孔与所述第一圆盘的轴线偏移；
第二圆盘，具有穿过所述第二圆盘的第二轴向孔和第二偏移孔，所述第二偏移孔与第一圆盘的轴线偏移，其中，所述第二偏移孔距所述第二圆盘轴线的距离对应于所述第一偏移孔距第一圆盘轴线间的距离；
多组活塞对，每组所述活塞对包括连接于第一圆盘圆周上的第一活塞以及连接于所述第二圆盘圆周上的第二活塞；
主轴，该主轴穿过所述第一轴向孔和所述第二轴向孔，所述主轴具有一个主齿轮；
曲柄轴，该曲柄轴穿过所述第一偏移孔和所述第二偏移孔；
曲柄轴齿轮，该曲柄轴齿轮连接于所述曲柄轴，用于将所述曲柄轴连接至所述主轴的主齿轮，以将所述曲柄轴的旋转传递至主轴；
推杆，该推杆连接至所述第一圆盘，并且连接至所述曲柄轴上的曲柄结构，所述推杆将所述第一圆盘的振荡转化为曲柄轴的旋转；
壳体，其中
所述壳体形成至少一个腔室，所述腔室至少部分地包含所述多组活塞对，由此所述每组活塞对中的第一活塞和第二活塞，连同所述至少一个腔室形成了一个位于第一活塞和第二活塞之间的相应的膨胀容积；并且其中
对于每个膨胀容积来说，当所述第一圆盘绕所述主轴振荡时，发动机运转，对应的活塞对在膨胀容积中交替地压缩和膨胀体积，将所述第一圆盘的振荡转化为曲柄轴的旋转运动，进而使所述主轴旋转。
11.如权利要求10所述的发动机，其中所述腔室具有一个曲率半径，并且活塞具有与所述腔室的曲率相匹配的曲率。
12.如权利要求10所述的发动机，其中所述壳体呈环形，其中，所述发动机包括一个外壳以容纳所述发动机，所述外壳允许所述主轴中的一部分从壳体中伸出。
13.如权利要求10所述的发动机，所述发动机包括多个所述曲柄轴。
14.如权利要求10所述的发动机，其中所述发动机适于在膨胀容积中注入燃料/空气混合物，用于在膨胀容积中压缩，由此点燃燃料/空气混合物时，膨胀容积得以膨胀，从而在所述第一和第二圆盘上施加转矩。
15.权利要求10中所述的发动机，其中所述发动机适于注入气体进入所述膨胀体积，使得膨胀容积膨胀，进而在所述第一和第二圆盘上施加转矩。
16.一种发动机，包括：
第一圆盘，具有穿过所述第一圆盘的第一轴向孔和多个第一偏移孔，每个所述第一偏移孔均与所述第一圆盘的轴线偏移；
第二圆盘，具有穿过所述第二圆盘的第二轴向孔和多个第二偏移孔，所述第二偏移孔的数目与第一偏移孔的数目相同，每个所述第二偏移孔均与所述第一圆盘的轴线偏移；
多组活塞对，所述每组活塞对包括连接于所述第一圆盘圆周上的第一活塞，以及连接于所述第二圆盘圆周上的第二活塞；
主轴，该主轴穿过所述第一轴向孔和所述第二轴向孔，所述主轴具有至少一个主齿轮；
多个曲柄轴，每个所述曲柄轴对应于所述第一偏移孔之一，其中，每个所述曲柄轴穿过对应的第一偏移孔之一，也穿过相对应的第二偏移孔之一；
多个曲柄轴齿轮，每个所述曲柄轴齿轮连接至对应的所述曲柄轴之一，用以将对应的曲柄轴之一连接至所述主轴的至少一个主齿轮，从而将对应曲柄轴之一的旋转传递至主轴；
多个推杆，每个所述推杆连接至所述第一圆盘或第二圆盘中的一个，并且每个推杆与相应的曲柄轴之一上的曲柄结构相连，每个所述推杆将所述第一圆盘或第二圆盘中的一个的振荡转化为对应曲柄轴的旋转；和，
壳体，其中
所述壳体形成至少一个腔室，所述腔室至少部分地包含所述多组活塞对，由此所述每组活塞对中的第一活塞和第二活塞，连同至少一个腔室形成一个位于第一活塞和第二活塞之间的相应的膨胀容积；并且其中
对于每个膨胀容积来说，当第一圆盘绕主轴振荡时，发动机运转，对应的活塞对在膨胀容积中交替地压缩和膨胀体积，由此将所述振荡转化为每个所述曲柄轴的旋转，从而使得主轴旋转。
17.如权利要求16所述的发动机，其中对于每个所述推杆，连接销连接至所述第一或第二圆盘中的一个上的点，至所述推杆之一连接至所述第一或第二圆盘中的一个的中心线上的点，两点之间的距离，以及所述推杆的长度，均符合以下规律：活塞在每个腔室中的运动，关于上止点和下止点都是对称运动的；所述推杆用于将所述第一圆盘或第二圆盘中的一个，于曲柄轴处连接至一偏移凸轮。
18. 如权利要求16所述的发动机，其中圆盘上的活塞相对于与之相关的推针的位置的角位置使得偶数腔室和奇数腔室的压缩比相同，从而使偶数腔室和奇数腔室端口的打开和关闭时间相同。
19. 如权利要求16所述的发动机，其中对于偶数腔室和奇数腔室来说，其端口的位置或阀门的计时是不一样的；这是因为：相对于下止点来说，所述端口或阀门处于关闭，基于此时的曲轴角大小，活塞的运动就有 “快”的一面也有“慢”的一面。
20.一种发动机，包括：
第一圆盘，具有穿过所述第一圆盘的第一轴向孔和多个第一偏移孔，每个所述第一偏移孔均与所述第一圆盘的轴线偏移；
第二圆盘，具有穿过所述第二圆盘的第二轴向孔和多个第二偏移孔，所述第二偏移孔的数目与第一偏移孔相同，每个所述第二偏移孔均与所述第一圆盘的轴线偏移；
多组活塞对，每组所述活塞对包括连接至所述第一圆盘圆周上的第一活塞以及连接至所述第二圆盘圆周上的第二活塞；
主轴，该主轴穿过所述第一轴向孔和所述第二轴向孔，所述主轴具有至少一个主齿轮；
多个曲柄轴，所述每个曲柄轴对应于所述第一偏移孔之一，其中，每个所述曲柄轴穿过对应的第一偏移孔之一，也穿过相对应的第二偏移孔之一；
多个曲柄轴齿轮，所述每个曲柄轴齿轮连接至对应的曲柄轴之一，用于将对应的曲柄轴之一连接至所述主轴的至少一个主齿轮，从而将对应曲柄轴的旋转传递至主轴；
多个第一推杆，每个所述第一推杆连接至所述第一圆盘，并且每个第一推杆连接至所述对应的曲柄轴上的曲柄结构，每个所述第一推杆将所述第一圆盘的振荡转化为对应曲柄轴的旋转；
多个第二推杆，每个所述第二推杆之一连接至所述第二圆盘，并且每个第二推杆连接至对应的曲柄轴上的所述曲柄结构或另一曲柄结构，每个所述第二推杆将所述第二圆盘的振荡转化为对应曲柄轴的旋转；以及，
壳体，其中，对于所述的每个活塞对，所述壳体形成一个相应的腔室，所述腔室至少部分地包含该活塞对，由此第一活塞和第二活塞，连同相应的腔室形成一相应的膨胀容积，所述膨胀容积位于所述第一活塞和第二活塞之间；对于每个膨胀容积来说，当所述第一圆盘绕所述主轴振荡，所述第二圆盘绕所述主轴振荡时，所述发动机运转，对应的活塞对在所述膨胀容积中交替压缩和膨胀体积，从而将所述圆盘的振荡转化为所述每个曲柄轴的旋转，从而使得所述主轴旋转。
21.一种发动机，包括：
活塞对，包括一个与第二活塞相对的第一活塞；
壳体，该壳体形成了与活塞对相应的腔室，由此第一活塞和第二活塞设置于腔室内，形成了一位于所述第一活塞和第二活塞之间的膨胀容积；
主轴；
多个曲柄轴；
一装置，该装置将所述膨胀容积扩张所引起的所述第一活塞或/和第二活塞的运动转化为每一个所述的多个曲柄轴的旋转；
一个或多个旋转传递装置，该装置将所述每个曲柄轴连接至所述主轴，由此当一个或多个所述曲柄轴旋转时，使所述主轴旋转。
22. 如权利要求21所述的发动机，其中所述多个曲柄轴绕所述主轴分布，并且所述曲柄轴偏离，但平行于主轴。
23. 一种发动机，包括：
多组活塞对，每组所述活塞对包括一个与第二活塞相对的第一活塞；
主轴；
多个曲柄轴；
第一装置，该装置用于使每个所述曲柄轴旋转，所述旋转源于位于每组活塞对中的第一活塞和第二活塞之间的相对运动；
第二装置，该装置用于将所述曲柄轴的旋转转化为主轴的旋转。
24. 如权利要求23所述的发动机，其中所述多个曲柄轴绕主轴分布，所述曲柄轴偏离，但平行于主轴。
25.如权利要求23所述的发动机，其中所述的用于将曲柄轴的旋转转化为主轴的旋转的第二装置，包括一个在所述每个曲柄轴上的齿轮，该曲柄轴连接至所述主轴的一个或多个齿轮上。
26. 一种发动机，包括：
至少一个活塞；
主轴，该主轴至少具有一个主齿轮；
多个曲柄轴，所述曲柄轴绕主轴分布，所述的每个曲柄轴具有一个曲柄轴齿轮，该曲柄轴齿轮连接至所述至少一个主齿轮；以及，
一装置，该装置用于将一旋转运动转化为每个所述曲柄轴的运动，所述旋转运动源于所述至少一个活塞的运动；其中，所述曲柄轴的旋转转化为主轴的旋转。
27. 如权利要求26所述的发动机，其中所述的至少一个活塞包含有多组相对的活塞对。
28. 如权利要求27所述的发动机，其中所述每组活塞对中的一个活塞安装于一第一圆盘，并且每组活塞对中的另一个活塞安装于一第二圆盘。
29. 如权利要求28所述的发动机，其中发动机运转过程中，所述活塞对在所述第一圆盘上施加一振荡作用，在所述第二圆盘上施加一个相反的振荡作用，并且伴随着将所述振荡转化为所述曲柄轴的旋转，所述装置将旋转运动转化为所述每个曲柄轴的旋转运动时。
30.一种发动机，其特征在于包括：
多个活塞对，该活塞对围绕具有中心轴线的圆周分布；
壳体，该壳体容纳所述活塞；
主轴，该主轴所在位置穿过轴线并且通过所述壳体；
一装置，该装置将所述活塞的运动转换为所述主轴的旋转，其中，所述活塞的所述运动是活塞绕所述轴线的小于90°圆弧的部分旋转振荡，并且所述发动机通过主轴将转矩传递至一负载。
31. 一种发动机，包括：
多组相对的活塞对，该活塞对围绕具有中心轴线的圆周分布；
壳体，该壳体容纳所述活塞；
主轴，该主轴所在位置穿过轴线并且通过所述壳体；和
一装置，该装置将所述每一活塞对中的活塞的相对运动转换为所述主轴的旋转，其中，
对于每一组活塞对的活塞来说， 活塞的相对运动包括每个活塞相对于一个固定的点作来回的交替振荡，所述的固定的点位于该活塞对之间；其中，所述发动机通过主轴将转矩传递至一负载。
CN201180023895.5A 2010-03-30 2011-03-29 振荡活塞发动机 Expired - Fee Related CN102906393B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
US28277410P 2010-03-30 2010-03-30
US61/282,774 2010-03-30
PCT/US2011/030322 WO2011126835A2 (en) 2010-03-30 2011-03-29 Oscillating piston engine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN102906393A true CN102906393A (zh) 2013-01-30
CN102906393B CN102906393B (zh) 2015-04-22

Family

ID=44708147

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201180023895.5A Expired - Fee Related CN102906393B (zh) 2010-03-30 2011-03-29 振荡活塞发动机

Country Status (5)

Country Link
US (3) US8919322B2 (zh)
EP (1) EP2553241B1 (zh)
CN (1) CN102906393B (zh)
CA (1) CA2794500C (zh)
WO (1) WO2011126835A2 (zh)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104653461A (zh) * 2014-12-15 2015-05-27 康立业 摆动式气体压缩机
CN105626241A (zh) * 2016-02-01 2016-06-01 李国令 具有变速从动活塞的旋转式发动机
CN107035653A (zh) * 2017-04-11 2017-08-11 上乘精密科技（苏州）有限公司 一种圆周摆空气压缩装置
TWI602983B (zh) * 2015-02-17 2017-10-21 江乃寬 具有環形壓縮膨脹箱之迴轉式內燃引擎系統

Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US8919322B2 (en) 2010-03-30 2014-12-30 Stephen Lee Cunningham Oscillating piston engine
JP6276753B2 (ja) * 2012-04-18 2018-02-07 スチュアート，マーティン，エー． 多角形振動ピストンエンジン
USD842351S1 (en) * 2018-01-23 2019-03-05 Topline Corporation Toroidal shaped particle impact damper
CN110953064B (zh) * 2019-12-13 2021-08-03 南京美雪动力科技有限公司 转缸发动机
JP7166685B2 (ja) * 2020-01-30 2022-11-08 公祐 前中 対向フリーピストンエンジン発電機
EP4144969A1 (en) * 2020-08-06 2023-03-08 Plucinski Przemyslaw Description of the combustion planetary engine

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1992014036A1 (en) * 1991-02-08 1992-08-20 Schadeck Mathew A Pressurized vapor driven rotary engine
US5222463A (en) * 1992-07-23 1993-06-29 Monti Farrell Oscillating piston engine
US5794573A (en) * 1996-08-19 1998-08-18 Sunley; Clarence Lavern Internal combustion engine
US6293775B1 (en) * 2000-07-15 2001-09-25 Igor V. Bakhtine Small robust rotary internal combustion engine having high unit power and low manufacturing costs
US20040244757A1 (en) * 2003-06-03 2004-12-09 Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha Balancer structure for engine
CN101331295A (zh) * 2005-12-16 2008-12-24 赫伯特·许特林 振荡活塞发动机

Family Cites Families (65)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US556032A (en) 1896-03-10 Andrew b graham
US1950228A (en) * 1930-04-14 1934-03-06 Dedieu Jean Rotary internal combustion engine
US2028526A (en) * 1931-06-30 1936-01-21 Schulman Henry Rotary internal combustion engine
US2157764A (en) 1935-08-10 1939-05-09 Langrognet Georges Raymond Internal combustion engine
US2085070A (en) 1937-04-28 1937-06-29 Bender Charles Sealable tag
US2300191A (en) 1937-10-27 1942-10-27 Charles H Young Radial multiple expansion steam engine
US2301667A (en) 1938-03-28 1942-11-10 Lutz Otto Rotary compressor and other engines
US2606541A (en) 1947-10-16 1952-08-12 Lutz Otto Internal-combustion engine
FR969830A (fr) 1948-08-03 1950-12-26 Moteur à bloc-cylindres polygonal ou circulaire, perfectionné
US2840058A (en) * 1955-02-08 1958-06-24 Kenneth E Stringer Alternating piston type internal combustion engine
US3237403A (en) 1963-03-19 1966-03-01 Douglas Aircraft Co Inc Supercritical cycle heat engine
US3244156A (en) * 1963-09-20 1966-04-05 Jerry Witcher Internal combustion engine
US3359957A (en) 1966-04-15 1967-12-26 Mantzel Albrecht-Wolfgang Four cylinder two-stroke opposing piston internal combustion engine
US3516392A (en) 1968-07-01 1970-06-23 Bruce Wiley Oscillating piston internal combustion engine
US3580228A (en) 1969-05-20 1971-05-25 Octavio Rocha Oscillating internal combustion engine
US3602203A (en) * 1970-01-29 1971-08-31 Robert C Mowry Toroidal two-cycle engine
US3909162A (en) * 1970-12-03 1975-09-30 Ata Nutku Toroidal chamber rotating piston machine
GB1333971A (en) * 1971-02-18 1973-10-17 Rocha O Oscillating piston engines
US3807368A (en) * 1972-07-21 1974-04-30 R Johnson Rotary piston machine
US4026249A (en) * 1973-03-14 1977-05-31 Carlos Ayesta Larrea Rotary cycloidal continuous toroidal chamber internal combustion engine
US4084550A (en) * 1973-07-02 1978-04-18 Peter Gaspar Rotary engines
DE2353807A1 (de) * 1973-10-26 1975-04-30 Horst Hendel Bogenkolben-brennkraftmaschine
US3990405A (en) 1975-01-16 1976-11-09 Joseph Kecik Rotary internal combustion engine
DE2437582A1 (de) * 1974-08-05 1976-02-26 Nikolaus Bourgett Kreiskolben-verbrennungsmotor
US3974801A (en) 1975-04-03 1976-08-17 Brown Jesse C Oscillating piston internal combustion engine
US4058088A (en) 1975-04-03 1977-11-15 Brown Jesse C Oscillating piston engine
US4127036A (en) 1977-05-07 1978-11-28 Pinto Adolf P Engine having alternately rotating orbital pistons and cylinders
US4257752A (en) 1979-04-02 1981-03-24 Fogarty Raymond M Rotary alternating piston machine with coupling lever rotating around offset crankpin
US4664078A (en) * 1985-09-13 1987-05-12 Bender Friedrich K Continuously rotating internal combustion engine
US4663939A (en) 1986-05-07 1987-05-12 Cosby Thomas L Closed cycle external combustion engine
GB8904058D0 (en) 1989-02-10 1989-04-05 Jaguar Cars Internal combustion engine
DE4117813A1 (de) 1991-05-31 1992-12-03 Bosch Gmbh Robert Kraftstoffeinspritzpumpe fuer brennkraftmaschinen
US5203287A (en) 1992-08-07 1993-04-20 Tommy Hasbun Oscillating piston engine
US5327745A (en) 1993-09-28 1994-07-12 The United States Of America As Represented By The Secretary Of The Navy Malone-Brayton cycle engine/heat pump
US5560320A (en) * 1995-03-31 1996-10-01 Pet Avenue, Inc. Play and chew toy for dogs
FR2790530B1 (fr) 1999-03-02 2008-06-06 Mannesmann Sachs Ag Unite de transmission de couple de rotation
AU2002216020A1 (en) 2000-12-07 2002-06-18 Mannesmann Sachs Ag Double or multiple disk coupling device and disk arrangement therefor
GB0123809D0 (en) * 2001-10-04 2001-11-21 Masters Roy An internal combustion engine
DE10149710A1 (de) 2001-10-09 2003-05-15 Zf Sachs Ag Mehrfach-Kupplungsanordnung
DE10205996B4 (de) 2002-02-14 2004-03-04 Zf Sachs Ag Drehmitnahme-Steckverbindung zur Momentenübertragung in einem Kraftfahrzeug-Antriebsstrang
US6739307B2 (en) 2002-03-26 2004-05-25 Ralph Gordon Morgado Internal combustion engine and method
US7399167B2 (en) 2003-01-28 2008-07-15 Denso Corporation Fluid machine operable in both pump mode and motor mode and waste heat recovering system having the same
US6880494B2 (en) * 2003-07-22 2005-04-19 Karl V. Hoose Toroidal internal combustion engine
US20050050892A1 (en) 2003-09-08 2005-03-10 Len Gould Gravity condensate and coolant pressurizing system
RU2343290C2 (ru) * 2003-09-15 2009-01-10 Вячеслав Иванович Коваленко Роторный двигатель внутреннего сгорания
CN101556096B (zh) 2004-09-17 2011-11-09 学校法人同志社 热泵、热泵系统、和兰金循环
US7182061B2 (en) 2004-10-04 2007-02-27 Petrica Lucian Georgescu Rotary internal combustion engine
US7237542B2 (en) 2005-07-27 2007-07-03 Reisser Heinz-Gustav A Internal combustion engine
US7240645B2 (en) 2005-10-28 2007-07-10 Reisser Heinz-Gustav A Internal combustion engine
US7415962B2 (en) 2005-12-16 2008-08-26 Reisser Heinz-Gustav A Internal combustion engine
US7870733B2 (en) 2005-12-21 2011-01-18 Denso Corporation Fluid machine for rankine cycle
WO2007084376A2 (en) * 2006-01-17 2007-07-26 Andrzej Dec Rotary scissors action machine
US7600490B2 (en) 2006-05-30 2009-10-13 Reisser Heinz-Gustav A Internal combustion engine
DE102006035272B4 (de) 2006-07-31 2008-04-10 Technikum Corporation, EVH GmbH Verfahren und Vorrichtung zur Nutzung von Niedertemperaturwärme zur Stromerzeugung
US7373915B1 (en) 2006-09-26 2008-05-20 Joniec Alexander F Motion control mechanism for a piston engine
US7685820B2 (en) 2006-12-08 2010-03-30 United Technologies Corporation Supercritical CO2 turbine for use in solar power plants
US7730869B2 (en) 2007-04-13 2010-06-08 Yan Li Housing wheel engine
JP2010531943A (ja) 2007-06-18 2010-09-30 コールド パワー システムズ インコーポレイテッド エネルギー伝達機およびエネルギー伝達方法
GR1006217B (el) * 2007-09-28 2009-01-12 Μηχανισμος ετεροκεντρικης επιμεριστικης ταλαντωτικης μεταδοσεως και τοροειδης εκτεταμενης εκτονωσεως κινητηρας ως εφαρμογη αυτου
UA87229C2 (ru) * 2007-12-04 2009-06-25 Евгений Федорович Драчко Роторно-поршневая машина объемного расширения
FR2945574B1 (fr) 2009-05-13 2015-10-30 Inst Francais Du Petrole Dispositif de controle du fluide de travail circulant dans un circuit ferme fonctionnant selon un cycle de rankine et procede pour un tel dispositif
GB0913988D0 (en) 2009-08-11 2009-09-16 New Malone Company Ltd Closed loop thermodynamic
US8919322B2 (en) 2010-03-30 2014-12-30 Stephen Lee Cunningham Oscillating piston engine
US9228489B2 (en) * 2011-11-23 2016-01-05 Antonio Domit Rotary engine with rotating pistons and cylinders
US9528585B2 (en) * 2012-06-29 2016-12-27 Peter Ross Taylor Piston engine

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO1992014036A1 (en) * 1991-02-08 1992-08-20 Schadeck Mathew A Pressurized vapor driven rotary engine
CN1064914A (zh) * 1991-02-08 1992-09-30 马修·A·谢德克 加压蒸汽驱动的旋转发动机
US5222463A (en) * 1992-07-23 1993-06-29 Monti Farrell Oscillating piston engine
US5794573A (en) * 1996-08-19 1998-08-18 Sunley; Clarence Lavern Internal combustion engine
US6293775B1 (en) * 2000-07-15 2001-09-25 Igor V. Bakhtine Small robust rotary internal combustion engine having high unit power and low manufacturing costs
US20040244757A1 (en) * 2003-06-03 2004-12-09 Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha Balancer structure for engine
CN101331295A (zh) * 2005-12-16 2008-12-24 赫伯特·许特林 振荡活塞发动机

Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104653461A (zh) * 2014-12-15 2015-05-27 康立业 摆动式气体压缩机
TWI602983B (zh) * 2015-02-17 2017-10-21 江乃寬 具有環形壓縮膨脹箱之迴轉式內燃引擎系統
CN105626241A (zh) * 2016-02-01 2016-06-01 李国令 具有变速从动活塞的旋转式发动机
CN105626241B (zh) * 2016-02-01 2022-02-01 李国令 具有变速从动活塞的旋转式发动机
CN107035653A (zh) * 2017-04-11 2017-08-11 上乘精密科技（苏州）有限公司 一种圆周摆空气压缩装置

Also Published As

Publication number Publication date
US9835083B2 (en) 2017-12-05
WO2011126835A2 (en) 2011-10-13
US20180087454A1 (en) 2018-03-29
WO2011126835A3 (en) 2011-12-29
US20110239981A1 (en) 2011-10-06
CA2794500C (en) 2018-09-18
EP2553241B1 (en) 2019-11-27
CN102906393B (zh) 2015-04-22
EP2553241A2 (en) 2013-02-06
US8919322B2 (en) 2014-12-30
CA2794500A1 (en) 2011-10-13
US20150128896A1 (en) 2015-05-14
EP2553241A4 (en) 2014-12-31

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN102906393B (zh) 振荡活塞发动机
US8789499B2 (en) Monoblock valveless opposing piston internal combustion engine
PT2171211E (pt) Motores de combustão interna
AU639430B2 (en) Power conversion machine with pistons rotating in pairs relative to each other in a spherical housing
WO1998049430A1 (en) A rotary and reciprocating internal combustion engine and compressor
KR20020065541A (ko) 진동식 회전피스톤을 이용하는 장치
JP6364689B2 (ja) 内燃エンジン
US6435145B1 (en) Internal combustion engine with drive shaft propelled by sliding motion
CN101072934A (zh) 具有旋转机械场组件的v型复式构造
US10227918B2 (en) Polygon oscillating piston engine
WO2012032552A1 (en) "rotary internal combustion engine with reducer and pistons that control the cycle"
CN101338687B (zh) 一种摇阀转缸式变容机构及其旋转发动机
CN104595022A (zh) 一种内燃转子发动机
CN201246187Y (zh) 一种摇阀转缸式变容机构及其旋转发动机
JP4039420B2 (ja) Ｓｙｎｃｈｒｏｎｉｚｅｄハイブリッドエンジン
WO2016029282A1 (pt) Biela excêntrica angular com deslocamento vetorial de sua haste
JPH09242558A (ja) 縮径燃焼室内燃機関
GB2607909A (en) BB11 Internal combustion engine
JPH0828274A (ja) 縮形燃焼室内燃機関の燃焼室及び燃焼法

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20150422

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee