CN87105668A

CN87105668A - 使用压缩气态流体的往复机活塞和装有这种活塞的机器

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Publication number: CN87105668A
Application number: CN87105668.2A
Authority: CN
Inventors: 简·弗里德里克·麦尔奇奥尔
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1986-08-18
Filing date: 1987-08-17
Publication date: 1988-03-02
Also published as: EP0258119B1; KR880003097A; JPS6350683A; AU7684987A; ATE57571T1; SU1588288A3; FR2602827B1; BR8704243A; CN1010497B; IN167862B; KR950007629B1; JP2529169B2; FI873510A; EP0258119A1; US4794848A; ES2018287B3; DE3765605D1; FI873510A0; AU591416B2; GR3000949T3

Abstract

活塞(1)装有连续的活塞环(3)，以替代常规用的分裂开的环。不管工作条件如何，该活塞环的内径大于活塞(1)基体(4)的外径当活塞环(3)在汽缸的外部时，其外径等于或稍大于汽缸(2)的内径。为避免在汽缸(2)中发生卡死的危险，确定了活塞环(3)的各种参数。

Description

本发明涉及使用压缩气态流体的往复机活塞，如内燃机，或外燃机与压缩机的活塞，也就是工作气体是在高温和高压下的机器的活塞。

这些发动机，尤其是内燃机，可以分为若干类型，如压燃式发动机或可控点燃式发动机;双冲程发动机（尤其是通过阀门实现排气），四冲程或其它冲程发动机;具有自由活塞的发动机或活塞连接到曲轴或其它机构上的发动机;具有加压或不加压曲轴箱的发动机;在活塞被连接的情况下，活塞可以直接或间接地（通过一个十字接头）枢轴式地被连接到连杆，枢轴连接装置例如可以是圆柱形的（采用一个活塞销，该销可在活塞销座中或不在活塞销座中转动），或球形的。

在这些机器中，在工作燃烧室和位于活塞另一侧（例如曲轴箱一侧）的腔室之间的密封通常是用金属活塞环来实现的，该活塞环的外表面紧密地同发动机汽缸的内壁配合，从而形成润滑接触，由此避免卡死和限制磨损。

这种方法的困难在于：

1.在汽缸的内壁、活塞环和活塞之间，达到几十摄氏度的瞬时温差是不可避免的，这种温差导致膨胀相差十分之几毫米，远远超过了以微米计量的油膜厚度。除开由于热膨胀不同而产生直径差别而外，当汽缸装有衬套时，相当薄的汽缸衬套在工作气体压力的作用下也产生直径的差别。这就是众所周知的为什么必须使活塞环分裂开（在FR-A-707660专利中叙述的特例是例外，下文将讨论这一特例）並使活塞环能在活塞的槽中自由运动，而且活塞的外径总是小于汽缸内径的原因。

2.在工作燃烧室中，在压力和温度达到最大的上死点（内燃机时的燃烧上死点）附近，活塞环的速度和油膜的液力支承性能降低。因此活塞环靠在汽缸的内壁上，残留润滑油被挤到上面（惯常认为工作燃烧室位于活塞的上面），尤其是被向下挤，以致形成金属-金属接触，这种接触引起汽缸上端和活塞环的磨损。防止油膜消失的最好方法是增加活塞环的高度，从而对同样的挤出截面增加聚集润滑油的量。然而由于活塞沿其同连杆相连的连接轴产生周期性的倾斜，要实现这点很困难的，因为这种倾斜导致需要将活塞环作成凸的弯曲形状，以便同汽缸的内壁保持圆环形接触和将活塞环牢固支承在活塞槽的下边。这种解决办法的缺点是，考虑到活塞环的压力密封操作，它将导致特殊的接触压力，这种压力可能达到几百巴。因此人们不得不在油性润滑多少受到限制的工作条件下使其通过上死点，在汽缸的内壁上，润滑油保持在沟槽中，这些沟槽通常是螺旋形的，它是通过现代称为“珩磨”的加工法而加工的。

另外，活塞环的裂开使得燃烧的热气能沿活塞通过（称为“窜气”现象），导致润滑油受污染和活塞-汽缸界面的加热。还有，由于油膜的消失以及磨下的粒子，它还多多少少地加速了汽缸顶部的磨损。另外还必须加以说明，为了使活塞环在其槽中不受约束，活塞环在工作周期的某一瞬间要跳动，即活塞环要从压在槽的下边跳到靠在槽的上边。它因此形成了通向槽内端的气体通道，当活塞环之间的压力高于该燃烧室的压力时，此气体通道便将润滑油带入到燃烧室，这增加了油的消耗。

众所周知，活塞执行不同的作用：

a）对于内燃机，将由气体的冲力而产生的力传送到连杆上，该气体或者单独作用在活塞的上侧，或者也作用在其下侧（双作用活塞或具有加压式曲轴箱发动机的活塞）;或者对于压缩机，在相反方向进行力的传送。

b）在汽缸中（或在汽缸的衬套中）进行活塞的导向，在汽缸中，活塞进行准直线的往复运动，並承受汽缸（或衬套）的侧向反作用。

c）在位于活塞两侧的腔室之间起密封作用，在两个腔室当然有着不同的压力。

d）限制润滑油从活塞的一侧流向另一侧。

由于活塞在汽缸中滑动而产生机械的磨擦和由于在压缩或燃烧期间气体的发热而产生的气体和汽缸壁之间的热传递以及由于汽缸的经常性强冷却作用，在活塞和衬套之间发生了温度差△T。

此温度差△T根据所考虑的点的位置而变化，也根据发动机的工作条件而变化。点的位置有：活塞顶部、活塞底部以及相对于活塞销座的位置;发动机的工作条件有：停机、冷的状态或热的状态以及发动机的速度或负载。

因此，为了避免或限制由于不同的热膨胀而发生的活塞被卡紧在汽缸中的现象，通常在活塞和汽缸之间提供了工作间隙。

在冷的状态下，将活塞作成复杂的形状：桶形轮廓的活塞，椭圆形截面活塞，由此法可以以实际上均匀的方式得到此工作间隙，但此法增加了活塞的复杂性和成本，並妨碍了活塞和汽缸之间的紧密接触（並由此产生了不希望有的接触压力集中）。

这种间隙的存在一方面导致导向的缺陷，这种缺陷导致活塞进行非直线运动（倾斜、抖动等）。例如，当活塞直接枢轴式连接到连杆时，连杆的角度将导致活塞周期性的倾斜。另一方面这种间隙的存在还导致很强的噪声、振动、磨损和疲劳。

活塞的这些非直线性运动要求靠近活塞的上侧定位活塞环，以避免活塞顶部同汽缸（或衬套）接触。因此，活塞环装置便定位在活塞的最热部分，汽缸受到润滑的路径容易受到灼烧气体的危害。

活塞的这些非直线运动还要求在活塞环上形成凸弯曲的外表以保持在活塞环和汽缸之间的接触圆周的连续性，这就导致在活塞环和汽缸之间增加特有的接触压力。

在活塞的滑动速度不足以维持油膜中液体动压力的上死点（TDC）附近，当活塞环的支承压力是最大的时候（由于气体压力增加），润滑油保护膜的厚度将变得很小或变为零，这将导致汽缸（或衬套）和活塞环的磨损。

当活塞环从压在槽的一侧转到压在另一侧上时，要求活塞环在其槽中进行的运动使活塞环产生浮动，从而导致润滑油和气体的流动。

在每一瞬间应使活塞环的周边配合汽缸的周边，为此而需要的活塞环的裂开也导致气体和润滑油的流动。

特别是，如上所述，在活塞的上侧和下侧（靠近曲轴箱）之间还产生很有害的气体流（窜气），这一气流导致下面的问题。

活塞和汽缸的顶部受到强烈的加热;

造成润滑油污染和氧化;

夹带磨损的碳粒、或油垢或粉尘等，使汽缸（或衬套）和活塞环的外表面受到擦伤;

由于润滑油的分解，使活塞环在其槽中发粘，这降低了活塞环的滑动性，影响了密封性，最后使活塞在汽缸中发生卡死现象。

根据上面回顾的这些事实，因此，本发明的主要目的是使活塞能在汽缸中运动而又不发生卡死现象。

因此本发明提供了一种使用压缩气态流体的往复机的活塞，如内燃机，或外燃机，或压缩机的活塞，这种活塞适合于在汽缸中滑动并至少带有一个坚固的，最好是金属的回转体活塞环，此活塞环是连续的，即没有裂开，该环的外表面至少在其高度的H部分是圆柱形的並具有一条平行于活塞中心轴的母线，该环的内径D^R _i至少在正对活塞的圆柱形支承面上在高度H上的任何一点，大于活塞体的外径D^B _o，而不管活塞的工作条件如何，而且此活塞包括了提供润滑油的装置，润滑油取自油槽，其中：

a、活塞环当其未装在汽缸中並和汽缸具有相同的温度时，其外径至少等于，最好稍大于汽缸的内径，使此比值约为1.00l;

b、活塞环的最大厚度t相对于其直径的比t/D在上述高度H的每一点至多等于极值K＝Plim/2σel，式中Plim是活塞环同汽缸的最小接触压力，超过此压力便可能发生卡死现象;σel是制造活塞环的材料的弹性极限;

c、活塞环被连接到活塞体上，其连接装置这样配置，使得在任何情况下在工作时这些连接装置不能在活塞环和汽缸之间导致超过Plim的接触压力。

d、高度H要足够高以保证在工作时在活塞环和汽缸之间，建立能够产生具有足够厚度油膜的液体动压力Y。

上述特征b涉及到活塞环和汽缸之间的接触压力。此压力可按下述方法确定。

从图1可以看出，套环对半活塞环的反作用合力为：

F＝P·D·X

式中：

P是活塞环压在汽缸上的压力;

X是被考虑的汽缸部分的高度。

此力F等于活塞环的压应力的合力：F＝2f＝2σ（tx）式中σ是压应力，因此

P＝2· (t)/(D) ·σ （1）

活塞环的压应力可能来源于：a、活塞环在汽缸腔中的起始紧度;或b、活塞环和汽缸的热膨胀不同：

a、如果活塞环在汽缸中被安装很紧，也就是如果尚未安装的活塞环的外径（D^out _R）。大于汽缸内径Dⁱⁿ _c（为简化说明，此内径在下文中被假定是不变的），使其比为：

((D_R ^out)_O)/(D_C ⁱⁿ) = 1+S

式中S是紧密度。如果此活塞环被用力装在汽缸中，则此活塞环承受压应力：

σo＝E·S

式中E是制造活塞环材料的杨氏模量（即对于钢约为22000百巴）。

b、如果活塞环相对于汽缸受到不同的加热，产生温差值△T，並且要是活塞环处于不受约束状态的话（假定未被装入汽缸），则这种不同的加热将产生线膨胀：

△L/L＝ε·△T

上式中ε是活塞环材料的热膨胀系数（对于钢ε≈10^-6K^-1）如果此膨胀受到汽缸（或冷却的衬套）的遏制，则汽缸将压住活塞环导致压应力的增加（忽略汽缸的形变）：

△σ＝E·ε·△T

最后，在工作时活塞环的压应力将是：

σ＝σo+△σ＝E·（S+ε·△T）（2）

按照本发明，一方面必须根据活塞环的材料和它的弹性极限，另一方面还必须根据活塞环-汽缸这对磨擦体及其发生卡死的趋势来选择相对厚度t/D，t是活塞环的厚度，D是其外径。

弹性极限是应力σ_el，超过这个极限，形变不再可逆。

活塞环-汽缸这一对磨擦体发生卡死的趋势可用活塞环压在汽缸上的极限压力Plim来表征，超过这个压力便可能发生卡死现象。

从下面用图2的工作图进行的分析中可以更好地理解不产生卡死现象的活塞环的机理。此图有两部分，在其右边部分横座标是温差△T，纵座标是根据公式（2）的活塞环的压应力σ;在其左边部分，纵座标标有同样的压应力，而横座标则是根据公式（1）的活塞环压在汽缸上的压力P的值。

下面分析两种典型的情况。

A、活塞环太厚

假定活塞环外径D＝135mm，它以1/1000的起始紧密度被安装，即S＝0.001。

假定活塞环的材料的弹性极限σel＝100百巴，而且活塞环压在汽缸上不产生卡死现象的极限压力Plim＝500巴。

因此活塞环装在汽缸中的起始应力为：

σo＝22000×0.001＝22百巴

在工作时如果温差△T＝50℃，则应力将上升到：

σ＝22000×（0.001+50×10^-5）＝33百巴

活塞环因此在弹性形变范围内工作（σ＜100百巴）。

A-1、假如活塞环具有合适的尺寸;t＝2.5mm，则

t/D≈0.0185＜Plim/2σ_el＝0.025

因此起始支承压力是：

Po＝2×0.0185×2000＝81巴

而在工作时：

P＝2×0.0185×3300＝122巴

因此不会发生卡死（P＜500巴）

如果在活塞环和汽缸之间突然发生不正常的加热，使△T＝400℃，则压应力将变为：

σ＝22000（0.001+400×10^-5）＝110百巴

此值超过弹性极限。实际上此应力将等于σ_el＝100百巴。

因此相应的支承压力将被限制到：

P≤2×0.0185×10000＝370巴

在这一压力下不会发生卡死。然而活塞环将被压入到汽缸中。

在停机时（△T＝0）残留应力将是：

σ^′ _o＝100-（22000×400×10^-5）＝12百巴

相当于紧密度：

S′＝12/22000＝0.00055

活塞环相当于电气设备中的保险丝，使活塞环-汽缸的接触不发生变化。

A-2、另一方面如果活塞环太厚：

(t)/(D) ＝0.1＞ (Plim)/(2σel) ＝0.025

则起始支承压力是：

Po＝2×0.1×2200＝440巴

但是一当工作开始（△T＝50℃），此压力将升到：

Po＝2×0.1×3300＝660巴

从而导致卡死现象，这种卡死进而又立刻使△T增加，进一步又恶化了这种现象。这种扩散的过程将使活塞-汽缸很快损坏。

B、活塞环装得太紧

假如活塞环具有合适的厚度：

t/D＝0.0185

但装得太紧：

S＝0.004

由此，起始压应力为：

σo＝22000×0.004＝88百巴

相应于此起始应力，起始支承压力为：

Po＝2×0.0185×8800＝326巴

这一压力很高，虽然它低于发生卡死现象的极限压力，但是它将强烈加热活塞环。例如，如果△T＝100℃，则压应力将达到：

σ＝22000（0.004+100×10^-5）＝110百巴。

即超过了100百巴的弹性极限。

事实上，活塞环将被压入到汽缸腔内，在停机时（△T＝0），压应力将降到：

σ＝100-（22000×100×10^-5）＝78百巴

相当于紧密度为：

S＝78/22000＝0.0035

在这种典型的情况下将观察到非扩散的过程，这种过程使活塞环-汽缸不受到卡死的危害。

相对厚度t/D的选择和活塞环预紧度S的选择依赖于活塞环材料的弹性极限。

预先被很紧安装的“薄而硬”的活塞环X优于预先被稍紧安装的“厚而软”的活塞环Y。活塞环X和Y的特征下面叙述，它们在工作时（△T＝50℃）产生同样的支承压力。

P_X＝2×0.01×2200000（0.0045+50×10^-5）

＝P_Y＝2×0.02×2200000（0.002+50×10^-5）

＝220巴

其中对于活塞环X而言，t/D＝0.01;S＝0.0045;σel＝120百巴;σ_X＝110百巴。而对活塞环Y而言，t/D＝0.02;S＝0.002;σel＝60百巴;σ_Y＝55百巴。

另一方面，薄环X能够承受汽缸孔几何尺寸上的较大的缺陷而不发生永久性的形变。尽管有0.0045的汽缸偏离，即0.6mm的汽缸直径偏离，但活塞环X仍能确实保持活塞环-汽缸接触，而活塞环Y只能补偿0.002的汽缸偏离，即补偿0.26mm的汽缸直径偏离。

活塞环的高度为H的圆柱部分最好沿轴向后置和（或）前置大体上为截头圆锥形的导向部分。截头锥是在离开圆柱形的方向缩小成锥形，这个或这些导向部分具有促进上述油膜形成的作用。

如果高度H太小，则活塞环的液体动力支承不充分，而且油膜太薄，这易于导致活塞环磨损。活塞环越高润滑条件越好，但是磨擦越大。不管活塞的尺寸如何，这两个要求之间最好的拆衷是将这个高度取为大约10mm。

根据第一个改进，本发明的目的是改进活塞在其汽缸中的密封，该活塞的重要特征在上文中已进行了说明。

在活塞环和导向汽缸之间界面上发生的现象依赖于表面状态和它们的物理化学结构、存在的润滑油或油膜的局部厚度、接触的局部压力、一个表面相对于另一个表面移动的速度和界面的边界条件，即在活塞环下方的气体压力。

所应考虑的两种工作条件：

1.存在金属对金属的接触，並由磨擦引起的磨耗和损失相当大，而且随接触压力的增加而增加（磨擦系数约为5～15%，随表面处理情况而定）。

2.不存在金属对金属的接触，活塞环在一层油膜上滑动，该油膜厚度依赖于接触压力、活塞环的几何形状、速度和在活塞环上方和下方的压力。在此第二种工作条件下，磨擦很低，磨擦系数缩小约100倍。

在一个发动机周期中，常规的活塞环装置在周期的低压相位期间部分地处于第二种工作条件，而在周期的高压相位期间则部分处于第一种工作条件，这种工作条件导致了磨损，並且因为接触压力是随气体压力（它可以达到几百巴）而变化的，从而导致达到最大压力极限，活塞环装置是压力封闭的。

为此，上述改进必须基本上保持第二种工作条件。

上述在活塞环和活塞体之间的连接装置为此最好包括这样配置的密封装置，使其在实际上能够防止在活塞环的内表面和活塞体的外表面之间通过气态流体。

上述封闭装置最好这样配置，使其在一个平面上保证密封，该平面横交于活塞轴线並基本上通过上述高度为H的圆柱形支承部分上边缘。这样，便可避免由于气体压力而产生的不利作用。

事实上如果在上述边缘之上保证了密封，则将产生“反压力密封”作用，该作用具有扩张的性质。

在这种情况下，气体压力趋向于使活塞环离开汽缸的内壁（如图7所示），因而更进一步使圆柱形支承部分的上边缘下降，从而增加了反压力密封作用，一直到活塞环完全分开和失去密封性为止。

另一方面，如果在上述边缘之下保证了密封，则产生“压力封闭”作用，这种作用有两个缺点，一是依赖于气体压力，因此也就依赖于发动机的工作;二是增加了支承压力，增加了活塞环对汽缸的摩擦。因此加速了活塞环和汽缸的磨损。

根据第二种改进，本发明的目的是限制润滑油从活塞的一侧流到另一侧。

油的消耗本身代价就高，而且油进入燃烧室又导致生成胶状物、油垢和其它杂物，这些东西不仅沉积在活塞上，而且还沉积在汽缸的顶端，尤其是沉积在活塞环滑动的路径上，在长期运转中，这些东西引起活塞环的擦伤和密封性变坏，而这些结果又进一步扩大缺陷，形成恶性循环。

根据下面的叙述可以更好地理解限制润滑油流动的机构（见图8）：

活塞环的上部同压缩气体相通;

其下部同油槽相通並同流到那里的油接触;

活塞环的密封边界线位于活塞环圆柱形支承部分上边缘的高度;

圆柱形支承部分向上伸出的是大体上呈截头圆锥形的导向部分，该截头圆锥是在离开圆柱形支承部分的方向缩成圆锥形;被截去的圆锥形的角度通常小于1°;截头圆锥形伸出约5mm的高度。

圆柱形支承部分的下部限定在一槽中。

在活塞处于上行冲程的过程中，在汽缸和活塞环的导向部分之间形成楔形油膜，产生一种动压力，该力趋向于使活塞环同汽缸分离。在此同时，气体压力（它随冲程的延伸而增加）向下排挤一定量的油。

在上死点附近，由油膜中液体动压力形成的支承被抵消了，活塞环被减压，油膜的厚度减小了，这趋向于将油排挤到活塞环的两侧（应记得气体压力不会影响活塞环的压缩）。

在活塞处于下行冲程的过程中，活塞环的下边缘趋向于将活塞环下方的汽缸上的油刮去。

假如这种刮油效果很彻底，如由锐边缘或弹性凸缘等刮油，则此时没有油流过活塞，特别是没有油补充在上死点附近已被向下排挤的油量。

这样，活塞环的上部将逐渐干燥，最后造成磨损，使活塞环和汽缸之间的密封受到损害。

活塞环的下边缘因此必须有一槽，该槽要充分大以使少量油能在活塞处于下行冲程的期间穿过活塞环，並补充在活塞处于上行冲程期间，特别是在上死点的附近被向下排挤的油量。

通过这种双作用泵油，可以达到一种平衡，这种平衡不仅限制了油的上升，因此限制了油的消耗，而且还防止了活塞环支承部分的干燥。

另外，为了保证在活塞处于上行冲程期间，特别是在上死点附近时，被向上排挤的油不进入燃烧室，而后扩散並最后在其中燃烧，最好使在活塞和活塞环圆柱形支承部分上边缘以上的活塞和衬套之间的空间体积大于被提升油的体积。

最好还在（珩磨型的）汽缸壁上，或甚至在活塞环的圆柱形支承部分加工细的螺旋形沟槽，以便在气体压力的作用下促使被提升的油向下排出。这些沟槽当然应当很细，使得可以利用油的粘滞性而不使气体穿过。

在一种特别合宜的结构中，上述在活塞环和活塞体之间的连接装置可能包括一个弹性支承环，该环在轴的方向上压在同活塞体成一整体的支座上。

按照第三个改进，本发明的目的是改进活塞在其汽缸中的导向。

为此，上述在活塞环和活塞体之间的连接装置最好这样装配，使得这些连接装置实际上不能使整个活塞环相对于活塞体作任何径向移动。这些连接装置最好至少由一块腹板构成，该腹板最好是连续的，其厚度小于活塞环的厚度，该腹板使活塞环的上下边缘中的一个边缘连接到活塞体上。

如上文简要回顾的那样，FR-A-707660专利已经提出了用一种连续的金属活塞环来代替常规的裂开的活塞环，这种活塞环是一种不裂开的环，其表面是圆柱形的。在该专利中，在活塞环和汽缸之间在冷却状态时提供了一定的间隙，这种间隙导致活塞环制造困难，而且间隙调整要很精细。这种调整还依赖于发动机的工作条件，所以当起动时或当工作于低功率时，它使活塞变成不透油，妨碍油到达活塞环下（在或不在压力作用下）。另外，活塞环相对于活塞可径向移动，这就使活塞由于活塞环的作用而不能在汽缸中被导向並妨碍将活塞环配置在活塞顶的下部，因此活塞环必须固定在灼热的不受保护的区域（导致磨损）。已知的活塞环仅稍有弹性，而本发明的活塞环则是尽可能地薄和富有弹性，因此很清楚，相对于FR-A-707660所公开的那种类型的活塞而言，本发明的活塞不仅新颖，而且还包括具有创造性的劳动。

另一方面，本发明提供了使用压缩气态流体的往复机，特别是提供了至少装有一个如上文所说明的或具有其中某些特点的活塞的往复内燃发动机。从下面进一步的叙述中可以清楚这些特点。

现在参考附图更详细叙述本发明，上面已经提到图1、2、7和8。

附图的图1是按照本发明的活塞环的端部立视图，图中示出上述的力f和F作用在活塞环上。

图2是工作双联图。

图3是按本发明装配的活塞半轴截面图。

图4至6分别表示图3所示活塞的某部分的变型结构。

图7是图4的局部图，其中，活塞环圆柱形支承部分的上边缘部分结构被改变了。

图8是用在一圆圈内的局部放大图例证上述说明的图。

图9和10分别表示密封装置另外的变形结构。

从图3可清楚看出，本发明涉及活塞1，该活塞适合在汽缸2中滑动並至少带有一个连续的牢固金属活塞环3。此活塞环或每个活塞环的外表面至少在其高度的一部分H是圆柱形的並具有平行活塞1的轴X-X的母线。该活塞环3的内径D^B _in至少在与活塞体相对的H部分大于活塞体4的外径D^B _out。此活塞1装有连杆5和从油槽（未示出）取油的供润滑油装置。这些供油装置例如包括沿连杆5纵向延伸的油道6和沿连杆5的销7的轴向延伸的油道6a。按照图3中举例示出的实施例，活塞1具有两个活塞环3，在活塞环之间，油道6a朝着活塞的外表面敞开。

按照本发明，此（或每个）活塞环3当其未装入汽缸中並与汽缸的温度相同时，其外径等于，或最好稍大于汽缸2的内径（其比值约为1.001），或当汽缸装有衬套时，它等于，或最好稍大于汽缸2的衬套内径。

活塞环3的相对厚度t/D（见图1）不大于上文确定的极限K。

活塞环3由装置8连接到活塞体4上，对装置8下面将要详细说明，它们是如此配置的，使得在工作中它们不可能在活塞环3和汽缸2之间产生高于Plim的接触压力，接触压力已在上文中利用图1进行确定，而压力Plim也已在上文中确定。

高度H部分要足够长，使得在工作中能同上述润滑油供油装置配合而建立起能形成足够油膜厚度的液体动压力。

以这种方式构造的活塞没有如上文说明的卡死现象。

活塞环3的高度H的圆柱形部分，在平行于轴X-X的方向上，其后边和前边分别是大体上为截头圆锥形的导向部分9和10，如图3所示，这些截头圆锥是在离开圆柱形的方向缩成锥形。

高度H最好约为10mm而不管活塞的尺寸和活塞环的直径D为多少。

如上根据图3所述，虽然活塞1无卡死现象，但它既不能被密封又不能相对于汽缸2被导向，下面要说明的改进其目的是使活塞被密封，或相对于汽缸2引导活塞。

为使活塞1完全被密封，上述在活塞环3和活塞1的基体4之间的连接装置8是这样构造的，使得它们包含一种密封装置，这种密封装置被装配来大体上能防止在活塞环3的内表面和活塞体4的外表面之间通过气态流体。

按照图4所示的实施例，活塞环3被设置于在活塞体4上形成的槽11中，並且在径向和轴向都留下间隙。连接装置8是如此配置，使其能保证在一个平面P上进行密封，该平面横交于活塞的轴X-X並大体上穿过高度H的圆柱形支承部分的上边缘，也就是穿过在此圆柱形支承部分和截头圆锥表面10之间相交的圆周。这些连接装置还可能使活塞环3沿轴向弹性地压在同活塞体4成一整体的支座上。

例如，密封装置8可以由不透流体的弹性垫圈13构成，此弹性垫圈一方面压在槽11的上横面12上，构成上述的支座，另一方面还压在活塞环3的上部和内侧形成的凸肩14上。活塞环至少具有一个横向孔15，该孔用于平衡在活塞环3的内表面和外部圆柱面之间的压力。

为了使活塞1进行平行移动而又不必使它被密封，上述的连接装置8被如此配置，使它们基本上能防止整个活塞环3相对于活塞作径向位移。如图6所示，这些装置最好由环形腹板16构成，此腹板最好是连续的，其厚度小于活塞环3的厚度t，並将活塞环3的上下边缘中的一个边缘连接到活塞体4上，即在此叙述的实施例中，是将活塞环的下边缘连接到活塞体上。可以看出，这样一种腹板16，即使它很薄，也能在活塞环3和活塞体4之间的横切方向上构成很牢固的环形连接，腹板16可以采用例如焊接的方法固定到活塞体4上。

图5表示了图4和图6所示装置的结合，使活塞的密封和导向组合起来。按照图5所示的实施例，活塞环3利用类似于图6中腹板的腹板16连接到活塞体4上，而类似于图4中垫圈的但不需要将一个轴向推力作用在活塞环3上的密封圈13则插放在肩部14和横切表面12之间。肩部14类似于图4中的肩部，而横切表面12则类似图4中的横切表面，但它不属于如槽11那样的槽。

在图5和6的实施例中，最好至少提供一个横向孔15，该横向孔类似于图4中的横向孔。

上文已经提到过的图7示出了高度H的圆柱形支承部分上边缘相对于形成密封的横向平面P的位置的影响。

上文也已经提到过的图8示出了限制油流动的机构。

在图9和10的变形结构中，上述的密封装置由这样一种环18构成，这种环用可形变的但不能压缩的材料制成，它插放在活塞环3和活塞体4之间，这种材料最好是聚四氟乙烯（“特氟隆”）。

图9中，环18被附着在活塞环3的圆柱形内表面上，由此构成的装置被设置在槽19内，槽19不同于槽11，它包括一个由密封环18靠压的台阶20。

图10的实施例不同于图9的实施例，在图10的实施例中，在活塞环3上有一内肩部21，该肩部用于将环18限制在这个肩部和台阶20之间。

不管采用什么实施例，按照本发明的活塞最好这样配置，使得由活塞环3作用在汽缸2上的支承压力不超过燃烧气体最大压力的三分之一。

Claims

1、一种利用压缩气态流体的往复机的活塞，例如内燃发动机的活塞，或外燃发动机和压缩机的活塞，这种活塞适合于在汽缸中滑动並至少装有一个最好是金属的坚固的活塞环，该环为回转体形，是连续的，即不裂开，其外表面至少在其高度为H的部分是圆柱形的並具有一条平行于活塞轴线的母线，其内径至少在与汽缸相对的圆柱形支承表面的H部分的每一点超过活塞体的外径，而不管上述活塞的工作条件如何，並且这种活塞还包括从油槽取油的供润滑油装置，其中：

a、活塞环当其未装入汽缸並与汽缸的温度相同时，其外径至少等于，或最好稍大于汽缸的内径，其比值约等于1.001；

b、活塞环的最大厚度t相对于其直径D的比t/D在上述高度H的每一点上至多等于极限K=Plim/2σel，其中Plim是活塞环在汽缸上的最小接触压力，超过此最小接触压力便可能发生卡死现象，σel是活塞环材料的弹性极限，

c、活塞环通过连接装置连接到活塞体上，该连接装置这样配置，使得这些连接装置在工作中在任何情况下都不能在活塞环和汽缸之间产生高于Plim的接触压力；

d、高度H要充分高，以保证在工作中能在活塞环和汽缸之间建立起能在其中形成足够油膜厚度的液体动压力。

2、一种按照权利要求1所述的活塞，其中，活塞环高度为H的圆柱形部分沿轴的方向后置和（或）前置大体上为截头圆锥形的导向部分，截头圆锥沿离开上述圆柱部分的方向缩成锥形。

3、一种按照权利要求1或2所述的活塞，其中，活塞环的圆柱形部分的高度H大约为10mm。

4、一种按照权利要求1至3任何一项权利要求的活塞，其中，在活塞环和活塞体之间的连接装置包括一个密封装置，该密封装置是如此装配的，使得基本上可以防止在活塞环的内表面和活塞体外表面之间通过气态流体。

5、一种按照权利要求4所述的活塞，其中，上述密封装置由一种可形变但不可压缩的材料作成的环构成，该环插放在上述坚固的活塞环和活塞体之间。

6、一种按照权利要求5所述的活塞，其中，上述可形变的环由聚四氟乙烯制成。

7、一种按照权利要求4至6中任何一项权利要求所述的活塞，其中，上述密封装置这样装配，使其保证在一个平面上密封，该平面横切活塞轴线並大体上穿过上述高度为H的圆柱形支承部分的上边缘。

8、一种按照权利要求4至7中任何一项权利要求所述的活塞，其中，上述连接装置可以包括弹性支承件，使活塞环沿轴向弹性压在同活塞体成一整体的支座上。

9、一种按照权利要求1至8中任何一项权利要求所述的活塞，其中，上述在活塞环和活塞体之间的连接装置被安装成使它们能基本防止整个活塞环对于活塞体作径向移动。

10、一种按照权利要求9所述的活塞，其中，上述连接装置至少由一个最好是连续的腹板构成，腹板的厚度小于活塞环的厚度，腹板将活塞环的上边缘和下边缘中的一个边缘连接到活塞体上。

11、一种按照权利要求9及权利要求4至8和10中任何一项权利要求所述的活塞，其中，供油装置对着在密封环和上述坚固的活塞环之间的空隙敞开，提供了油路，该油路使上述空隙同油槽相通。

12、一种按照权利要求1至11中任何一项权利要求所述的活塞，该活塞这样装配，使得上述坚固活塞环压在汽缸上的压力不超过燃烧气体最大压力的三分之一。

13、一种基本上如上文根据附图1、2、3和8，或4、或5、或6、或7、或9、或10所述的，並如由这些附图所示的适合于在汽缸中滑动的往复式机器使用的活塞。

14、一种至少装有一个按照本发明权利要求1至13中任何一项权利要求所述活塞的並使用压缩气态流体的往复机，特别是往复内燃机。