CN1086296A - 动静并行交替的旋转动力传递机构 - Google Patents

Abstract

本发明项目为一种取代曲柄连杆机构的动静并 行交替的旋转动力传递机构，适用于发动机、压缩机 等动力机械，泵与风机……等，其环形缸体的外形近 似四个1/4圆的弯头组合而成。其缸体内有两个 或肆个、或陆个、捌个……等成双的旋转活塞，靠不完 整齿轮与环形缸体中心的断开又同心的两主半轴上 的全齿轮啮合；又靠锁住、定住、防摆、又防冲击的装 置而实现这与那一半活塞交替地你动我静或并行地 工作，输出(入)动力作功，具有节能降耗的优点。

Description

本发明项目是在泵，动力机械，发动机中以通过原输出轴或另增加的轴上，再增设不完整齿轮及其上的锁住、定位、防摆、防冲击机构来实现动、静并行交替的旋转活塞在环形缸体内进行工作的机构，来取代曲柄连杆机构。

目前国内的泵，动力机械、发动机中的活塞做往复直线运动，再通过曲柄连杆机构或输入，或输出动力。由于死点的存在，只有通过惯性力的作用及其运动才能过死点而改变往复运动活塞的运动方向，所以存在活塞处的爆发力P_t不能全部发挥出来-对发动机来说，以及动力不能全部送往活塞处-对动力机械与泵来说，故提高机械效率一直是人们所关注的关键问题。当今国内国外先后有各种不同类型的旋转活塞式发动机，及动力机械出现，最终的目的全是要以高效率的机械，代替传统的往复式曲柄连杆机构的机械，如DE-GM（实用新型）7528719，US-PS1163142，US-PS4004555。及我国90年CN1046368A，91年CN1049215A，92年CN2099841U以及其它的发明或实用新型，但都存在或这或那方面的问题，如体积大，传动构件多而复杂，又还有“因通过中间构件再将活塞力传给中轴上，从而使回转半径减小而削减扭动力矩”，以及气密性润滑性和功率不好提高及难实现的问题……等。

在CN1046368A中，活塞的爆发力要通过齿轮组及曲拐才能传出来，所以仍未能丢掉曲柄连杆机构，仍有与死点作用相近的曲柄与连杆在一条直线时不能传递力的现象存在。故其发明中公开了一种在他的图5中的“通过凸轮曲线克服传动死点位置”，所表示的装置来克服死点作用（众所周知，连杆传递之力的方向必与连杆直线方向一致，若其与曲拐垂直。方能最大的完全的传递扭矩，反之，互不垂直，则连杆方向的要分解成与曲拐垂直之力才能产生扭矩，这才是起作用的力。由于分解的结果，所以连杆方向之力不能全部发挥作用，特别是死点位置连杆方向之力分解到与曲拐垂直之力为零，故此位置不能产生扭矩），但是死点不能传递钮矩及死点附近少传递扭矩的现象仍不能全部消除。

在CN1049215A中，活塞2A、2B的爆发力P_t是通过与其滑动结合在一起的方滑块传动轴4及此轴上的滚动套5在外定位套7和凸轮轴6之间并靠挤动凸轮转轴6而驱动凸轮转轴6转动而往外输出动力，所以方滑块传动轴4是中间的传力构件，其所传之力仍为爆发力P_t但传力半径R减小为凸轮轴6的凸轮与方滑块传动轴4的半径之和。这R与活塞2A、2B中心到凸轮轴6中心之距R_o相比是减少了，所以也存在着活塞的爆发力P_t产生之扭矩因为R_o减小为R而减少了。

在CN2099841U中，因为有旋转活塞1的园凸起1A，与活动阀门3相接触而增大摩擦阻力，从而使活塞的爆发力Pt将有一部份克服这种阻力而影响功率。

本发明项目的目的就是针对上述的存在问题而进行设计的一种结构新颖，实用性强的取代曲柄连杆的“动静并行交替的旋转活塞在环形缸体内进行工作的机构”。它具有提高效率，降低噪音，结构紧凑，体积小、各方面性能好的特点。它适用于各种泵类包括空压机、冷冻机、氨压机、制氧机、风机、水泵、其它液体泵，以及内燃发动机等。

本发明项目的设计方案与内容，我们着重以内燃机为例，参见附图予以详细说明，说明之前我们先将图中各编号名称列下：

零件号  名称  零件号  名称

1(1')  轴承座  21  配气齿轮

2(2')  轴承座  22  输出(入)齿轮

3  下主半轴  23  给油齿轮

4  单向锁住器  24  轴承座

5  下环形缸体  25  下不完整齿轮

6  上环形缸体  26  定位缓冲块

7  单向锁住器  27(27')  防摆块(滚棒式)

8  上活塞轮  28  组合螺栓

9(9')  轴承座  29(29')  活塞

10(10')  轴承座  30(30')  活塞

11  下活塞轮  31  地脚螺栓

12  上主半轴  32  密封环

13(13')  全齿轮  33  密封环

14  上不完整齿轮  34  曲密封条

15  定位缓冲块  35  密封环

16  防摆块  36(36')  锁紧螺母

17  定位增速块  37  轴承座套

18  输出轴  38(38')  电磁离合器

19  轴承座  39(39')  电磁抱闸

20  锁住曲块

图1为甲、乙两种方案的工作原理剖面图。

图2为甲种方案的总装配示意的A、B视图。

图3为甲种方案的总装配示意图2中的C剖面图，及此方案输出（λ）轴上的上与下两个不完整齿轮分布位置相互关系平面图丙。

图4为锁住、定位、防摆、又防冲击的装置平面图。图Ⅰ为全齿轮的13在ω1由O变到正常时之ω1的开始时之相互平面位置图。图Ⅱ为正常时的ω1突然变为O而停止的刚开始时之相互平面位置图。

图5-1与图5-2为各个不同时刻的二缸体、四缸体、八缸体的不同状态工作平面分布图。

附图说明：

图1甲与图2中的A、B视图与图3中的图2C剖面是相互关联一致的，故结合一起共同说明：活塞29、29'与活塞30、30'为前后各两个180°对置活塞分别固接在上、下活塞轮8与11上，且又可在上、下环形缸体6与5内，且又在密封的条件下做一个方向的，又分别固接，以及绕互为断开的上、下主半轴12，3旋转的运动，两半环形缸体6与5通过组合螺栓28成为一个整个的环形缸体，又通过地脚螺栓31使其固接在机架上。通过固接在机架上的轴承座1、2、9、10、而使上、下主半轴旋转为一定的方向，其上有正反扣锁紧螺母36、36'固接。上、下主半轴上分别固接全齿轮13、13'又分别和输出轴18上固接的不完整齿轮14、25啮合运转。输出轴18支承在轴承座19、24上，又有输出、配气、给油齿轮22、21、23与其同样运转，则输出齿轮22实现往外输出功或往内输入功（泵、或风机等的电动机带动的机械），密封环35与32、33、以及曲密封条34共同实现密封的问题，又在图3丙中将不完整齿轮14、25的有无齿情况分别画在一张大样图上，本图外圈为14，内圈为25的各相关有、无齿之部位，由此图可了解到当输出轴18正常运转时，不完整齿轮14、25在有或无齿部位使全齿轮13'、13分别处在运转、并行、停止状态，若在全齿轮13、13'的各运转状态中，使活塞被施加爆发力时就可使活塞推动输出轴18往外输出功。

图1乙大样是乙种方案的剖面图。环形缸体5、6内有活塞，上下活塞轮8、11及上、下主半轴12、3为空心轴，靠轴承座1、2、9、10支承，并绕输出轴18转动，此工作原理同甲大样，为了紧凑，甲大样的输出调配轴18改成乙方案，而放入此上、下半轴是空心的轴12、3内。以电磁离合器38、38'来实现甲方案不完整齿轮的功能，又靠电磁抱闸39、39'实现停止功能，输出轴18支承轴承座19、24上。起轴承座作用的1（1'）、2（2'）、9（9'）、10（10'），以及防止摩损而在18上设轴承座套37而使上、下主半轴实现有轴承座之功能。

图2中的7（4）为依发动机大小而决定是否增设的单向器锁住器，使活塞轮8、11只可单方向运转，而另一方向不可转，且停止之力大一些。图2中有定位、防摆、锁住、防冲击构件，在全齿轮13（13'）与不完整齿轮14（25）上，并分别与其成为整体的是14（25）上的锁住曲块20，定位增速块17，及全齿轮13（13'）上的防摆块27（16），定位缓冲块26、15，由于图4中单独画出，所以此处不另阐述。

图3中丙图是将不完整齿轮14、25及输配轮23、21、24与轴18画在一张图上，宽重黑道为有齿部位，细实线为无齿部位。外圈为上不完整齿轮14，内圈为下不完整齿轮25。图中的X，P，H分别表示吸入口、排出口、电点火点（或喷油点），其下之小脚标数字1、2、3、4为代表四种状态，如X1表示

态之吸入口，X1～P1为第一状态的吸入区间与排出区间.....。不完整齿轮14、25的外圈、中圈、内圈尺寸线上的数字表示举例的各段的齿数，且t_o，t_α，t_z为各段的停止、并行、运转时间，图中园圈内的数字为各个状态，例如

为2状态，有36个齿，运行时间为t_z，图中 ，为不完整齿轮14与25共同并行区间，有4个齿，并行t_α时间。 为上不完整齿轮14的两个单独运行区间，

为下不完整齿轮25的两个单独运行区间，这四个区间均各用t_o时间运行，各有28个齿。

为了表示曲密封条34的形式，在丙图中画出34的形式，（一段小曲线）以

代表内密封环，以 代表外密封环，则曲密封条34为

，被夹在 两个之间，又由于图中虚线为34的原始位置，所以34按装后则有对

密封环（代表33）及

密封环（代表外密封环33）之间施加挤压力，所以起密封作用结果较好。

图4是与前3个图的件号一致，定位缓冲块26与15是工作在第二层（远离齿轮面层）与定位增速块17共同起定位缓冲增速的作用，其下有锁住曲块20可以任意通过，所以锁住曲块20与防摆块27工作在第一层（近贴在齿轮面层）两层工作的工件互不防碍。27'是滚棒，其目的是使锁住曲块20与防摆块27之间互相滑动摩擦力减小变成滚动摩擦。当处在Ⅰ状态时，ω1由O逐渐增大，a与A两点接触后再逐渐转变到b，B两点接触。若任一时刻两相接触为h点，引公法线交O₁O₀连线的P点，由于h点变化，P点往O₁方面移，所以ω1逐渐增大到正常啮合的角速度ω1。由于图中看到工状态的D1与K1两点相接触，两齿轮按ω0与ω1方向转动。锁住曲块20与防摆块27均不阻碍两轮运动。当这样运转成图中Ⅱ状态时，K1与E，两点相接触，这时不完整齿轮（25）仍按ω0转动。而全齿轮13（或13'）必须停止。由于

存在，两方向均不可转动，这时

阻碍全齿轮13（或13'）正反转。故起到定位、防摆、锁住、防冲击的作用。此外，也可将起定位缓冲增速作用的定位缓冲块15，26与定位增速块17，以及起防摆锁住作用的防摆块27（16）与锁住曲块20，分别做成定位缓冲增速轮组和防摆锁住轮组，就是说：15（26）与17及27（16）与20各为一组轮，而与全齿轮13（13'）及上、下不完整齿轮14（25）分开。

图5-1与图5-2的说明：

本图大样号前一个数字表示状态顺序。后一个数字表示缸体数。举例说明：图5-1中的大样号

这4个大样号表示：后一个数字为4，所以都是四缸体。前一个数字又分别为1、2、3、4这四个状态，下面以此四缸体为例加以说明。图中5、6表示下与上环形缸体。11、8表示下与上活塞轮。β_o表示停与转的期间。两相邻β_α为两活塞轮互相距离β_α后开始又并行β_α时止的区间。图中

状态中的a、b、c、d四个活塞也是活塞29、30、29'、30'，分别为上活塞轮8固接着a，c两活塞，并处于停止状态，且位于0，3两点。而下活塞轮11固接着b，d活塞，由0，3两点开始运行到达1，4两点时刻，a与c活塞停止，b与d活塞还要继续运行的这个瞬间的状态。其它的状态均与此同理。我们再谈一下

状态吧;这是前一状态b与d活塞分别运动到2、5两点之时刻，c与a活塞开始分别由3与0两点同b与d活塞也一起运行，也就是b与d和c与a互相并行β_α时，b与d到达3与0两点停止，a与c到达1、4两点又继续运行之时刻的状态。这样循环下去，每转180°时之状态位置划在此图，而有几个状态。

图中

大样图内画出了三种力的方向。其箭头所指的方向代表P_b、Pe、Pp三种力的方向。每种力都是气态变化而对活塞施加的力。

例如：Pe代表压缩冲程的气体被压缩时对a，d活塞施加的阻力。

P_b代表爆发力Pt对活塞c，d活塞施加的主动力。

Pp为吸入冲程及排出冲程对活塞b所施加之力（图中排出冲程的施加到C活塞之力Pp未画出-因为图面太紧）。

图中Pb与Pe分别各为由大变小及由小变大，当两相平衡时，d与b活塞以及其它非爆发（作功冲程）冲程的活塞均与原来已有的带曲轴内燃机一样的靠飞轮惯性力来带动，使之行走到其应该的位置处。其它大样图中未画出这些力，均同此道理。

图中八缸体，二缸体同上述运行情况，这不再多述了。（但二缸体未将各状态全划出）。

本发明项目是取代曲柄连杆机构的动静并行交替的旋转动力传递机构，其工作原理，结构结合上面的附图说明，及附图加以阐述。

我们由输出轴18往内阐述。先假设18按ω0方向旋转着。所以图3丙图的不完整齿轮14及25全在转动着。与其分别啮合的全齿轮13及13'将按照有齿与无齿的部位而处在转动与停止。由于有图4的锁住、定位、防摆、又防冲击的机构存在，当处在图4Ⅰ状态，a、A两点开始接触，全齿轮13之角速度1由O增长到正常之ω1，K1、D1两点远离，

逐渐分开，由于定位缓冲块15与定位增速块17两个高幅接触而逐渐移到b、B两点接触，再转入两轮的齿啮合，所以实现图3丙的不完整齿轮

状态远行t_z时间同理，不完整齿轮25在14要停止前t_α时间，两不完整齿轮14、25并行一段时间t_α（图3、丙中

），又由于25在

中无齿，所以25是由AB与14并行t_α时间，再停t_o时间，两轮又并行t_α（

）时间，依此类推而实现如下表一的动、并行、停，并行……的运动状态。由于全齿轮13及13'分别与活塞8，上主半轴12，活塞29（29'）及活塞轮11，下主半轴3，活塞30（30'）相固接，所以就可实现活塞29（29'）与活塞30（30'）同全齿轮13与13'一样的并行、动、并行、停的工作，在这时把吸、压、爆、排的冲程加入到活塞29与30（称为A室），30与29'（称为B室），29'和30'（称为C室）30'与29（称为D室）的各室中去，内燃机的动力就又反传出来，使输出调配轴处按ω0方向转动。图4Ⅱ状态中，由于T1K1与D1E1相接触，若爆发力使活塞反转能成立的话，就必然产生K1U1挤压E1D1而不能反转，若靠惯性正转能成立的

全齿13、13'的动停状态表 表一

机件名称	并行tα	t0	并行tα	t0	并行tα
						全齿轮13	并行	运行	并行	停止	并行
全齿轮13’	并行	停止	并行	运行	并行

话，

挤压

所以也不能正转，故只好是处于停止状态。从上可看出，本发明项目实现了内燃机工作过程，当为电动机输入时，由于A、B、C、D四个室是处在一个活塞停止，另一个活塞运转，其结果必然是各个体积增大，缩小的循环状态，所以也实现了空压机、氨压机、冷冻机、制氧机、泵、风机等的工作过程。

图2、C剖面中的P0力施加是为了保证密封而设，活塞环35、33、32及曲密封条34等必须两个方向有力施加到密封件与被密封体之间并使其互相挤压才可使密封效果最好，对密封环及曲密封条来说，在曲率半径方向是靠曲率变化（或直径变化）来实现，另一方则靠施加P0力，以及在32内增设弹簧片来实现，若当密封条件要求较严时，就要将32的密封方法全改为33的密封方法（⊥方向缝隙改为水平方向缝隙，则32就改为同33一样了）。而33的P0施加力是靠上、

两缸体（③与④状态未画出图来）  表二

四缸体  表三

八缸体  表四

下缸体5与6之间的垫板之厚度来控制。因为组合螺栓28拧紧造成垫板变形而施加到33、34的力，并使其大小等于我们所要求的P0数值是可实现的。（P0大了，则摩擦损失大，功率损失也大，故取P0为恰到好处之值）。

我们结合图5-1，图5-2及其说明来阐述二缸体、四缸体、八缸体的吸、压、爆、排四冲程的工作状态情况，现列出表来说明。表二、表三、表四中的状态是与图5-1，图5-2的大样号一致的。图5中的β_α与β_o，β_z有下式关系β_o+2β_α＝β_z＝180°……①

β_α＝〔（ (360°×2)/(K) -2β₁）/ε+1〕+β₁……②

β_α的大小依压缩比ε及一周360°所分成的缸体数K活塞的结构厚度β₁来决定，并有下式成立（见②式）。

我们仍讨论四缸体（表三）。从此表所列的结果使我们了解到每种状态都有作功冲程。四种状态仍为720°是一次大循环。其结果是效率提高很多。而八缸体，二缸体的状态情况，我们就不再讨论了，下面我再讨论压缩机情况。从二缸体大样可知运动的活塞之前方压缩，其后方就形成真空而吸入，从而吸与压同时进行，当然由于吸压同时进行对活塞来说其轴功率要增大一个负压值，但总的来说，因为打气量增大二倍以上，所以还是提高功率很多的。

图1乙方案与甲方案的工作原理是一样的，仍为活塞有并行、停止并行、运转、并行互相交替的功能。以电路实现电磁离合器代替不完整齿轮的功能。又有电磁抱闸39（39'）来实现锁住、防摆、定位的功能。

有关冷却、润滑、进排气配合……等，以及其它方面的技术仍是原有技术，所以不再多述了。

Claims (4)

1、一种取代曲柄连杆机构的动静并行交替的旋转动力传递机构，本发明项目的特征是：具有环形缸体5和6，其内有成双的活塞29、29′与30、30′、或两个，或肆个或陆个、或捌个活塞等，这一半运动起活塞作用，那一半静止起顶盖作用，或并行交替互换地工作着，具有活塞轮8和11并与活塞固接，同时与密封环，32、33，曲密封条34等一起工作，或改密封条件均为水平缝隙，变密封环32为密封环33的水平缝隙密封之形状，具有上、下主半轴3与12的互为断开的形状，具有全齿轮13及13′与不完整齿轮14及25啮合，并还设有锁住、定位、防摆、防冲击机构配合工作的原理之机构，具有防摆块27(16)与滚棒式防摆块27′及与锁住曲块20配合一起工作的机构。

2、依权利要求1所述的一种取代曲柄连杆机构的动静并行交替的旋转动力传递机构，其特征是防摆块27（16）或滚棒式防摆块27'又与锁住曲块20配合工作，这种工作原理的曲面轴承。

3、根据权利要求1或2所述的一种取代曲柄连杆机构的动静并行交替的旋转动力传递机构，其特征是可以几个环形缸组合成多级的取代曲柄连杆机构的动静并行交替的旋转动力传递机构。

4、根据权利要求1，2，3所述，其特征是这些机械设备的内、外形状、构造变化，且可以实现上述的工作原理与生产方法。

Images