ITBG20000033A1

ITBG20000033A1 - SELF-GUIDED MOTORCYCLE PISTON HOLDER FOR CENTRAL DISPOSAL OF THE FORCES RESULTING OPERATING AND COUNTER-THRESHOLDS OF BALANCE, PAR

Info

Publication number: ITBG20000033A1
Authority: IT
Inventors: Rolando Poeta
Original assignee: Rolando Poeta
Priority date: 2000-09-19
Filing date: 2000-09-19
Publication date: 2002-03-19
Also published as: WO2002025081A1; AU2001295876A1

Description

Descrizione di un brevetto d’invenzione Description of an invention patent

DESCRIZIONE DESCRIPTION

Questa invenzione si riferisce ad una traversa portaoistoni a moto alternativo autoguidato a disposizione centrale delle forze risultanti operative ed a contro-spinte di bilanciamento, particolarmente per motori, compressori e pompe. Come è noto, i pistoni dei normali motori endotermici, per eseguire il ciclo termodinamico, effettuano corse rettilinee alterne strisciando all'interno di apposite camere cilindriche. Tali corse derivano dall’associazione di tali pistoni ad una loro biella, con la sua estremità animata dal moto rotatorio di una manovella o albero motore. Ciò comporta inevitabilmente delle spinte trasversali sui pistoni che creano la necessità di lubrificarli, di usare degli anelli di tenuta aperti per farli rientrare elasticamente nelle loro sedi. Nel caso di motori policilindrici, detta usuale concezione del motore endotermico impone l'utilizzazione di un albero motore dotato di molte manovelle, per far eseguire le differenti fasi del ciclo nei vari cilindri affiancati: in questo modo ogni spinotto, biella, manovella, deve essere dimensionato per supportare gli sforzi connessi con il ciclo attuato nel proprio cilindro nonostante, all’uscita, l'albero motore disponga di una coppia motrice ridotta dal lavoro che esso ha dovuto effettuare per realizzare le fasi di aspirazione, compressione e scarico negli altri cilindri. Questi notori inconvenienti creano: This invention refers to a piston-carrying crosspiece with self-guided reciprocating motion at a central disposition of the resulting operating forces and balancing counter-thrusts, particularly for motors, compressors and pumps. As is known, the pistons of normal endothermic engines, in order to carry out the thermodynamic cycle, perform alternating rectilinear strokes, sliding inside special cylindrical chambers. These strokes derive from the association of these pistons to one of their connecting rods, with its end animated by the rotary motion of a crank or crankshaft. This inevitably involves transversal thrusts on the pistons which create the need to lubricate them, to use open sealing rings to make them return elastically in their seats. In the case of polycylindrical engines, said usual conception of the endothermic engine requires the use of a crankshaft equipped with many cranks, to make the different phases of the cycle run in the various cylinders side by side: in this way each pin, connecting rod, crank, must be dimensioned to support the efforts connected with the cycle implemented in its own cylinder despite the fact that, at the output, the crankshaft has a drive torque reduced by the work it had to carry out to carry out the intake, compression and exhaust phases in the other cylinders. These notorious drawbacks create:

- grandi consumi di carburante dovuti allo scarso rendimento termodinamico, conseguente alle relativamente basse temperature di esercizio, imposte dalle difficoltà di lubrificazione a temperature maggiori; - grande inquinamento ambientale per la inevitabile immissione nell’atmosfera dell’olio lubrificante associato ai gas di scarico; - large fuel consumption due to poor thermodynamic efficiency, consequent to the relatively low operating temperatures, imposed by the difficulties of lubrication at higher temperatures; - great environmental pollution due to the inevitable release into the atmosphere of the lubricating oil associated with the exhaust gases;

- perdita di capacità lubrificante dell’olio a causa della veicolazione in esso dei residui carboniosi della combustione; - loss of lubricating capacity of the oil due to the conveyance in it of the carbonaceous residues of combustion;

- basso numero di giri determinato dalla presenza delle grandi forze di inerzia delle masse con moto alterno, tipiche del moto biella-manovella; - low number of revolutions determined by the presence of the large inertia forces of the masses with alternating motion, typical of connecting rod-crank motion;

- elevate vibrazioni create dalla variabilità incontrollabile delle forze sviluppate dal motore in esercizio. - high vibrations created by the uncontrollable variability of the forces developed by the engine in operation.

E’ pure noto dai brevetti US5359908 e EP513324 dello stesso inventore che, parte degli inconvenienti sopra citati, sono stati risolti dall’utilizzazione di un particolare meccanismo, illustrato nella fig. 1. Detto meccanismo notorio consiste nell'adozione di due manovelle A, B, uguali e simmetriche rispetto ad un asse C, ed accoppiate mediante ingranamento di ruote dentate D, E. Tali manovelle sono abbinate a proprie bielle uguali F, G che consentono in tal modo, ad un perno H che le unisce, di percorrere sempre una traiettoria rettilinea coincidente con l’asse C a seguito di rotazioni I, L delle manovelle A, B. Collegando due meccanismi come quello sopra descritto con una traversa M, si consentirà a tale traversa di muoversi sempre parallela a stessa. Dotando tale traversa di pistoni N, si consentirà a questi di muoversi con un assetto proprio, secondo una direzione sempre parallela all'asse C. Per distinguere le parti costitutive dei citati meccanismi, le relative lettere sono associate ai segni di primo (') e di secondo ("). La soluzione brevettale esposta nei citati brevetti, tuttavia, pur risolvendo la generalità degli inconvenienti dei motori tradizionali, richiede un corpo traversa - pistoni M-N che è molto pesante e, con le tecnologie costruttive attuali, crea forze di inerzia che vanificano i vantaggi teoricamente possibili. Inoltre, la soluzione brevettuale notoria citata, era legata a geometrie costruttive che non riducevano il problema delle vibrazioni, tipico dei biellamanovellismi usuali. Scopo della presente invenzione è quello di definire una traversa porta - pistoni, animata da moto alterno, particolarmente per motori, compressori e pompe, che disponga di mezzi idonei alla creazione di contro-spinte di contrasto alle forze di inerzia. Altro scopo della presente invenzione è quello di definire una traversa porta-pistoni, come sopra, che possa consentire alla risultante delle forze agenti su di essa di agire sempre in una posizione centrale. Altro scopo è quello di definire una traversa che sia idonea alla creazione di controspinte, come sopra, regolabili in funzione delle necessità. Questi ed altri scopi appariranno come raggiunti dalle lettura della descrizione dettagliata seguente, illustrante una traversa porta-pistoni, particolarmente per motori, compressori e pompe avente la particolarità di comprendere mezzi generatori di spinte centrali variabili di contrasto alle sue forze di inerzia. It is also known from patents US5359908 and EP513324 of the same inventor that, part of the aforementioned drawbacks, were solved by the use of a particular mechanism, illustrated in fig. 1. Said well-known mechanism consists in the adoption of two cranks A, B, equal and symmetrical with respect to an axis C, and coupled by meshing with toothed wheels D, E. These cranks are combined with their own equal connecting rods F, G which allow in this way, to a pin H that joins them, to always travel a rectilinear trajectory coinciding with the axis C following rotations I, L of the cranks A, B. By connecting two mechanisms such as the one described above with a crosspiece M, it will be possible to this crossbar to always move parallel to itself. By equipping this crosspiece with N pistons, it will be allowed to move with its own attitude, according to a direction that is always parallel to the C axis. of a second ("). The patent solution exposed in the aforementioned patents, however, while solving the generality of the drawbacks of traditional motors, requires a cross member body - M-N pistons which is very heavy and, with current construction technologies, creates forces of inertia that they nullify the theoretically possible advantages. Furthermore, the well-known patent solution cited was linked to constructive geometries that did not reduce the problem of vibrations, typical of the usual crankshafts. The purpose of the present invention is to define a piston-carrying crosspiece, animated by alternating motion , particularly for motors, compressors and pumps, which has suitable means for creating counter-thrusts to counteract the forces of inertia. Another object of the present invention is to define a piston-carrying crosspiece, as above, which can allow the resultant of the forces acting on it to always act in a central position. Another purpose is to define a crosspiece that is suitable for the creation of counterthrusts, as above, which can be adjusted according to needs. These and other objects will appear as achieved by reading the following detailed description, illustrating a piston-carrying crosspiece, particularly for motors, compressors and pumps having the particularity of comprising means generating variable central thrusts in contrast to its inertia forces.

L’invenzione è illustrata , a titolo puramente indicativo ma non limitativo, nelle allegate tavole di disegno in cui - la fig. 2 mostra schematicamente con vista laterale una traversa, traente il suo moto dal meccanismo notorio di cui alla fig. 1 , equipaggiata da una coppia di molle centrali contrapposte; The invention is illustrated, purely as an indication but not as a limitation, in the attached drawing tables in which - fig. 2 schematically shows a side view of a cross member, drawing its motion from the known mechanism of fig. 1, equipped with a pair of opposing central springs;

- la fig. 3 mostra schematicamente, con vista in pianta, una traversa del tipo di cui alla fig. 2; - fig. 3 schematically shows, with a plan view, a cross member of the type shown in fig. 2;

- la fig. 4 mostra schematicamente con vista in pianta una traversa di cui alla fig. 2 , con quattro pistoni ed una molla centrale; - fig. 4 schematically shows a plan view of a cross member of fig. 2, with four pistons and a central spring;

- la fig. 5 mostra schematicamente con vista laterale una traversa, di cui alla fig. 2, con dei pistoni contrapposti in posizione centrale ed aventi molle di bilanciamento disposte al lati; - fig. 5 schematically shows a side view of a crosspiece, as shown in fig. 2, with opposing pistons in a central position and having balancing springs arranged on the sides;

- la fig. 6 mostra schematicamente, con vista in pianta, una traversa del tipo di cui alla fig. 5; - fig. 6 schematically shows, with a plan view, a cross member of the type shown in fig. 5;

- la fig. 7 mostra schematicamente, con vista in pianta, una traversa con quattro pistoni allineati longitudinalmente e con posizione delle molle di bilanciamento centrale; - fig. 7 schematically shows, in plan view, a crosspiece with four longitudinally aligned pistons and with the position of the central balancing springs;

- la fig. 8 mostra schematicamente, con vista in pianta, una traversa con quattro pistoni allineati trasversalmente e con posizione delle molle di bilanciamento centrale; - fig. 8 schematically shows, in plan view, a crosspiece with four transversely aligned pistons and with the position of the central balancing springs;

- la fig. 9 mostra schematicamente, con vista laterale, un dispositivo per la regolazione a vite del precarico offerto da una molla; - fig. 9 schematically shows, with a side view, a device for screw adjustment of the preload offered by a spring;

- la fig. 10 mostra schematicamente con vista in pianta un dispositivo, per la regolazione a vite del precarico offerto da una molla, assistito da un comando a camma; - fig. 10 schematically shows a plan view of a device for screw adjustment of the preload offered by a spring, assisted by a cam control;

- la fig. 11 mostra un appoggio delle molle di bilanciamento su un pistone oleodinamico. - fig. 11 shows a support of the balancing springs on a hydraulic piston.

Con riferimento alla sopra citata fig. 2, una traversa 1 concettualmente equivalente alla traversa M di fig. 1 , è azionata dalle due coppie di bielle F’-G' e F”-G” unite rispettivamente dai perni H’ e H”; essa pertanto è soggetta a muoversi sempre parallelamente a sé stessa secondo la direzione di scorrimento definita dagli assi C e C”. Differentemente dalla traversa M di fig. 1 , la traversa 1 è dotata di coppie di pistoni 2-4 e 3-5 che sono poste ai lati di un piano di simmetria longitudinale 6 ed equidistanti da esso. Su tale piano di simmetria longitudinale 6, ed in posizione centrale stabilita dall’intersezione con un piano di simmetria trasversale 7 (fig. 4), sono presenti due molle 8 e 9 agenti rispettivamente sopra e sotto la traversa 1. Tali molle reagiscono su parti superiori 10 ed inferiore 11 appartenenti alla struttura fissa del motore (oppure del compressore, oppure delia pompa). In tali parti superiore ed inferiore sono ovviamente ricavate delle camere cilindriche 59,60,61 ,62 entro cui i rispettivi pistoni 2, 3, 4, 5 scorrono coniugatamene a tenuta, per realizzare le richieste condizioni di pressione e di depressione attuative del ciclo termodinamico o di pompaggio. Per la realizzazione della citata tenuta sono utilizzabili guarnizioni notorie. Nei caso di un'applicazione dell 'invenzione ai motori a scoppio è tuttavia importante notare che, i pistoni, non sono soggetti alle tipiche spinte trasversali create dalle posizioni oblique di una loro specifica biella. Essi strisciano cioè secondo una traiettoria propria ed indipendente che elimina vantaggiosamente l'impiego delle usuali fasce elastiche ad anello aperto, ed elimina pure ogni necessità di lubrificare tali pistoni nelle loro canne di scorrimento: ciò che striscia, senza apprezzabile sforzo trasversale, sono infatti solo delle guarnizioni ad anello chiuso operanti a gioco zero. Le molle contrapposte 8 e 9 sono precaricate in modo che, anche quando una molla è schiacciata al massimo, a seguito del raggiungimento da parte della traversa 1 della sua posizione di fine corsa, l’altra molla conserva un'ulteriore capacità di spinta contro la traversa 1 , in modo che il suo schiacciamento residuo eviti il distacco di essa rispetto alla traversa. La funzione di tali molle 8 e 9 è quella di contrastare la forza di inerzia che si genera nella traversa 1 durante le tipiche accelerazioni del suo moto alterno creato dai meccanismi biellamanovella A’F’, B'G’, A”F”, B”G". Siccome tali forze di inerzia sono massime nelle zone in cui il movimento tende a cambiare verso, cioè nelle zone di fine-corsa della traversa 1 , tali molle 8 e 9 esercitano su tale traversa delle forze massime proprio quando essa sta per fermarsi, quando sta per giungere a fine corsa. In questa posizione, pertanto, le molle 8 e 9 agiscono nel senso di fermare la traversa proprio mentre essa sta per fermarsi; in un verso cioè apposto a quello in cui le forze di inerzia agiscono per impedire alla traversa di rallentare e di fermarsi. In questo modo, ogni molla 8 e 9 agisce per fermare la traversa 1 quando, rispettivamente, essa risale verso l'alto oppure discende verso il basso. Mentre una delle due molle viene schiacciata dal movimento verso di essa della traversa, l'altra molla si distende e scarica la sua energia a schiacciare anch’essa (insieme alla specifica forza di inerzia) l'altra citata molla. Va notato che tali molle non dissipano alcuna energia, bensì la immagazzinano elasticamente e la restituiscono integralmente: l’isteresi strutturale dell’acciaio è infatti notoriamente minima o trascurabile. In questo modo, si evita che le forze di inerzia delle masse in movimento alterno si scarichino sulle bielle, sui loro perni di articolazione, sull'albero di manovella. Tali forze di inerzia, che supponiamo create dalla decelerazione della traversa 1 , vengono infatti catturate dalle molle 8 e 9 e restituite utilmente appena il movimento della traversa si inverte, contrastando in tal modo le altre forze di inerzia connesse all’accelerazione del movimento che la traversa deve successivamente intraprendere. Le citate forze di inerzia seguono notoriamente delle specifiche leggi di variazione in funzione dell’angolo e della velocità di rotazione delle manovelle. Nel caso che il citato biellamanovellismo operi a velocità costante (per esempio pompe, compressori) le sue forze di inerzia potrebbero essere compensate mediante semplici molle con “legge di rigidità" adeguata, secondo tecnica notoria. Nel caso invece che il citato biella-manovellismo operi a velocità variabile, come nel caso dei motori endotermici, la creazione di forze uguali e contrarie alle forze di inerzia, che si sviluppano ad ogni istante dei cicli operativi, deve essere realizzata in altri modi. Un modo è quello elettronico-idraulico: con la attuale tecnologia idraulica assistita da valvole pilotate elettronicamente è, infatti, possibile far esercitare ad un cilindro oleodinamico delle forze variabili secondo qualsiasi legge voluta. Altri modi, particolarmente semplici, economici, affidabili, sono quelli illustrati dalle figure 9,10,11. Con riferimento alla figura 2, ognuna delle due molle 8, 9, agisce tra un proprio piano 12 presente su una struttura fissa 10, 11 del motore o simile, ed un proprio piano 13 presente sulla traversa 1. Tali piani 12 e 13 sono stati specificati in 12A, 13A quelli inerenti la molla 9, e sono stati specificati in 12B e 13B quelli inerenti la molla 8. Con riferimento alla fig . 9, si può dunque comprendere che essa può riferirsi sia alla molla 8, sia alla molla 9, ed per questo che il piano 6 di simmetria è stato disposto orizzontalmente. In tale figura 9 si ha dunque che la molta 8, oppure 9, è schiacciata tra il piano 12 ed il piano 13. Il piano 13 appartiene alla traversa 1 e si muove pertanto alternativamente secondo versi alterni 14, 15 con la corsa che gli è conferita dal biella-manovellismo A’-F’, B’-G’, A”-F”, B”-G”. Il piano 12 è invece posto sulla struttura fissa 10, 11. Tale piano 12, tuttavia, ha un livello che è variabile rispetto alla propria struttura 10, 11 a cui è ancorato. Tale piano 12 è costruttivamente espresso da un piattello 16 conformato al contenimento della molla (8,9) e gravante su di una vite 17 mediante mezzi usuali antifrizione 18. In fig. 9 tali mezzi sono raffiguranti come sfere di un usuale cuscinetto assiale, comprendente un disco 19 di sommità della vite 17 alia quale detto disco è solidale. Detto disco 19 è dotato di una propaggine radiale 20 sulla quale è imperniata una forcella 21 di uno stelo 22 di un piccolo cilindro oleodinamico 23 ancorato, mediante staffa 24, alla struttura fissa 10, 11. Lo stelo 22 è richiamato all'interno del suo piccolo cilindro oleodinamico 23 mediante una molla 25. In fig. 9 tale molla è illustrata parallela allo stelo 22 solo per ragioni di chiarezza concettuale. In effetti, essa potrebbe trovare collocazione anche su una seconda propaggine 26 del piattello 19 e diametralmente opposta alla propaggine 20: ciò è quanto visibile dalia fig. 10 dove è illustrato un analogo dispositivo di regolazione a vite. La funzione di tale molla 25 (25A in fig. 10) è quella di contrastare la spinta generata dal piccolo cilindro oleodinamico 23 (23A in fig. With reference to the aforementioned fig. 2, a cross member 1 conceptually equivalent to the cross member M of fig. 1, is operated by the two pairs of connecting rods F'-G 'and F "-G" joined respectively by pins H' and H "; therefore it is subject to always moving parallel to itself according to the sliding direction defined by the C and C axes ". Differently from the crosspiece M of fig. 1, the crosspiece 1 is equipped with pairs of pistons 2-4 and 3-5 which are placed at the sides of a plane of longitudinal symmetry 6 and equidistant from it. On this longitudinal symmetry plane 6, and in a central position established by the intersection with a transversal symmetry plane 7 (fig. 4), there are two springs 8 and 9 acting respectively above and below the crosspiece 1. These springs react on parts upper 10 and lower 11 belonging to the fixed structure of the motor (or of the compressor, or of the pump). In these upper and lower parts, cylindrical chambers 59, 60, 61, 62 are obviously obtained, within which the respective pistons 2, 3, 4, 5 slide together in a sealed manner, to achieve the required pressure and depression conditions for implementing the thermodynamic cycle. or pumping. Well-known gaskets can be used to produce the aforementioned seal. In the case of an application of the invention to internal combustion engines, it is however important to note that the pistons are not subject to the typical transverse thrusts created by the oblique positions of their specific connecting rod. That is, they slide according to their own and independent trajectory which advantageously eliminates the use of the usual open-ring piston rings, and also eliminates any need to lubricate these pistons in their sliding rods: what crawls, without appreciable transversal effort, are in fact only closed ring seals operating at zero play. The opposing springs 8 and 9 are preloaded in such a way that, even when one spring is compressed to the maximum, following the reaching by the crosspiece 1 of its end-of-stroke position, the other spring retains an additional thrust capacity against the crosspiece 1, so that its residual crushing prevents it from detaching from the crosspiece. The function of these springs 8 and 9 is to counteract the force of inertia that is generated in the crosspiece 1 during the typical accelerations of its alternating motion created by the connecting rod mechanisms A'F ', B'G', A "F", B "G". Since these inertia forces are maximum in the areas in which the movement tends to change direction, that is, in the end-of-stroke areas of the crosspiece 1, these springs 8 and 9 exert maximum forces on this crosspiece just when it is about to stop, when it is about to reach the end of its stroke. In this position, therefore, the springs 8 and 9 act in the sense of stopping the crosspiece just as it is about to stop; prevent the crosspiece from slowing down and stopping. In this way, each spring 8 and 9 acts to stop the crosspiece 1 when, respectively, it rises upwards or descends downwards. While one of the two springs is squeezed by the movement towards of it of the crossbar, the other spring relaxes and discharges its energy to also crush (together with the specific force of inertia) the other aforementioned spring. It should be noted that these springs do not dissipate any energy, but rather store it elastically and return it integrally: the structural hysteresis of steel is in fact notoriously minimal or negligible. In this way, the inertia forces of the masses in alternating motion are prevented from discharging on the connecting rods, on their articulation pins, on the crank shaft. These forces of inertia, which we suppose created by the deceleration of the crosspiece 1, are in fact captured by the springs 8 and 9 and are usefully returned as soon as the movement of the crosspiece is reversed, thus counteracting the other forces of inertia connected to the acceleration of the movement which traverse must subsequently undertake. The aforementioned forces of inertia are known to follow specific laws of variation as a function of the angle and speed of rotation of the cranks. If the aforementioned connecting rod operates at a constant speed (for example pumps, compressors) its inertia forces could be compensated by simple springs with an adequate "stiffness law", according to a well-known technique. at variable speed, as in the case of endothermic engines, the creation of forces equal and opposite to the forces of inertia, which develop at every instant of the operating cycles, must be achieved in other ways. One way is the electronic-hydraulic one: with the current hydraulic technology assisted by electronically piloted valves it is, in fact, possible to make a hydraulic cylinder exert variable forces according to any desired law. Other particularly simple, economical and reliable ways are those illustrated in figures 9,10,11. in figure 2, each of the two springs 8, 9, acts between its own plane 12 present on a fixed structure 10, 11 of the motor or similar, and its own plane 13 present on the crosspiece 1. These planes 12 and 13 have been specified in 12A, 13A those relating to the spring 9, and those relating to the spring 8 have been specified in 12B and 13B. With reference to fig. 9, it can therefore be understood that it can refer to both the spring 8 and the spring 9, and for this reason the symmetry plane 6 has been arranged horizontally. In this figure 9 we have therefore that the lot 8, or 9, is squeezed between the plane 12 and the plane 13. The plane 13 belongs to the crosspiece 1 and therefore moves alternately according to alternate directions 14, 15 with the stroke that is conferred by the connecting rod A'-F ', B'-G', A ”-F”, B ”-G”. The floor 12 is instead placed on the fixed structure 10, 11. This floor 12, however, has a level that is variable with respect to its own structure 10, 11 to which it is anchored. This plane 12 is constructively expressed by a plate 16 shaped to contain the spring (8,9) and bearing on a screw 17 by usual anti-friction means 18. In fig. 9 these means are shown as spheres of a usual axial bearing, comprising a disk 19 at the top of the screw 17 to which said disk is integral. Said disk 19 is equipped with a radial offshoot 20 on which a fork 21 of a rod 22 of a small hydraulic cylinder 23 is hinged, by means of a bracket 24, to the fixed structure 10, 11. The rod 22 is drawn inside its small hydraulic cylinder 23 by means of a spring 25. In fig. 9 this spring is shown parallel to the stem 22 only for reasons of conceptual clarity. In fact, it could also be located on a second offshoot 26 of the plate 19 and diametrically opposite to the offshoot 20: this is what is visible from fig. 10 where a similar screw adjustment device is shown. The function of this spring 25 (25A in fig. 10) is to counteract the thrust generated by the small hydraulic cylinder 23 (23A in fig.

10), fino ad annullarla o compensarla ad uno specifico valore, stabilito da “quanto" la molla 25 è stata estesa (fig. 9) o genericamente caricata. 10), until it is canceled or compensated for a specific value, established by “how much” the spring 25 has been extended (fig. 9) or generically loaded.

A tale grado di estensione corrisponde, infatti, un certo grado di fuoriuscita dello stelo 22 dal suo cilindro oleodinamico 23 e, quindi, una corrispondente posizione angolare del disco 19. A questa posizione angolare corrisponde ovviamente un certo grado di avvitamento della vite 17 in una sua madrevite 27 e, quindi, una specifica distanza tra il piano 12 ed il piano 13. Tale distanza è quella di precarico, dalla quale inizia il valore dello schiacciamento fisso delle molle 8, 9 connesso al moto alterno della traversa 1. Il cilindro oledinamico 23 è alimentato da un circuito in cui l'olio è ad una pressione proporzionale alla velocità angolare del motore (o simile) in cui opera la traversa 1. Tale circuito potrebbe essere lo stesso usualmente presente nei motori per provvedere alla loro lubrificazione (pompa-olio), ma potrebbe essere anche indipendente. Di fatto si ha che, più il motore gira veloce (elevato numero di giri/minuto), più aumenta la pressione del suo circuito di lubrificazione, e più lo stelo 22 è in grado di fuoriuscire dal suo cilindro 23, vincendo la molla 25, e più può svitare la vite 17 rispetto alla sua madrevite 27. In questo modo, più esso può avvicinare il piano 12 al piano 13 per precaricare la molla 8, oppure 9, allo scopo di contrastare le maggiori forze di inerzia che si generano sulia traversa 1 ail'aumento della citata velocità di rotazione del motore (o simile). La specifica legge di adeguamento dipende ovviamente dall’angolo con cui la propaggine radiale 20 è imperniata allo stelo 22, e che allo scopo verrà appositamente stabilito. Qualora alle variazioni delle forze di inerzia delta traversa 1 si desiderasse opporre delle risposte particolarmente precise, allora si potrebbe implementare il dispositivo, precedentemente illustrato, con la soluzione di cui alla fig. In fact, this degree of extension corresponds to a certain degree of protrusion of the rod 22 from its hydraulic cylinder 23 and, therefore, a corresponding angular position of the disc 19. Obviously, this angular position corresponds to a certain degree of screwing of the screw 17 in a its nut screw 27 and, therefore, a specific distance between the plane 12 and the plane 13. This distance is that of preload, from which the value of the fixed crushing of the springs 8, 9 begins, connected to the alternating motion of the crosspiece 1. The oil-dynamic cylinder 23 is fed by a circuit in which the oil is at a pressure proportional to the angular speed of the motor (or similar) in which the cross member 1 operates. This circuit could be the same usually present in motors to provide for their lubrication (pump- oil), but it could also be independent. As a matter of fact, the faster the engine turns (high number of revolutions / minute), the more the pressure of its lubrication circuit increases, and the more the rod 22 is able to come out of its cylinder 23, overcoming the spring 25, and the more it can unscrew the screw 17 with respect to its nut screw 27. In this way, the more it can bring the plane 12 closer to the plane 13 to preload the spring 8, or 9, in order to counteract the greater forces of inertia that are generated on the crosspiece 1 to increase the aforementioned motor rotation speed (or similar). The specific law of adjustment obviously depends on the angle with which the radial offshoot 20 is pivoted to the stem 22, and which will be specifically established for the purpose. If it is desired to oppose particularly precise responses to the variations in the inertia forces of the cross member 1, then the previously illustrated device could be implemented with the solution of fig.

10. In tale figura è illustrato un dispositivo analogo a quello di fig. 9, ma visto perpendicolarmente, secondo l’asse delle molle 8, 9. In tale figura le molle 8, oppure 9, vengono schiacciate a seguito dello svitamento della vite 17 nella madrevite 27 (non disegnate) causato dalla rotazione angolare del disco 19, contrastata da una molla 25A agente sulla seconda propaggine 26 di esso. Tuttavia, io spostamento angolare della propaggine radiale 20A, determinante la rotazione di svitamento del disco 19, non è determinato dal cilindro oleodinamico 23A in un modo diretto. Tale cilindro 23A agisce infatti su una terza propaggine 28 che sposta angolarmente una camma 29 la quale, a sua volta, sposta una punteria 30 ubicata all’estremità della propaggine radiale 20A. Siccome alla camma 29 si può conferire qualsiasi profilo, ne consegue che si può conferire alla propaggine 20A qualsiasi legge di spostamento, e quindi si può conferire qualsiasi legge di svitamento alla vite 17. Pertanto, si può conferire alle molle 8, 9 qualsiasi legge di precarico che sia ritenuta ottimale per contrastare nel modo voluto le forze di inerzia della traversa 1. Delia traversa di cui all’invenzione è stata esaminata la sua peculiarità di consentire l'applicazione su di essa di forze bilanciatrici o di contrasto delle forze di inerzia; sono state inoltre esposte delle modalità di realizzazione di tali forze bilanciatrici. La traversa di cui all’invenzione consente, tuttavia, un’ulteriore peculiarità: quella di generare forze risultanti, connesse ai cicli operativi di una pluralità di pistoni, che sono sempre passanti per il centro del motore. Delle forze risultanti, cioè, che giacciono sempre nel piano di scorrimento alterno della traversa, e che sono in una posizione mediana tra due tipici supporti laterali. Riferendoci alla tecnica notoria illustrata dai citati brevetti dello stesso inventore, sulla traversa erano posti dei pistoni che, siccome agivano uno alla volta, creavano sui “supporti di banco" dei manovellismi delle reazioni variabili, a seconda della distanza di tali pistoni da essi. Nella traversa di cui all'invenzione, invece, i pistoni agiscono sempre in coppia, con funzioni uguali e con loro distanze dall’asse di simmetria anch'esse uguali: in tal modo le forze agenti su tali pistoni possono assommarsi a generare sempre una risultante centrale che non crea vibrazioni. Ciò vaie in modo particolare per i motori a scoppio, dove la fase di scoppio genera forze molto differenti dalle forze connesse alle fasi di aspirazione, di compressione e di scarico dei gas. Per meglio comprendere tali concetti, è opportuno riferirsi alle seguenti figure. In tutte le seguenti figure va sempre tenuto presente che esistono due tipi di forze: delle forze attive che immaginiamo agenti al centro dei pistoni e rivolte verso il piano del foglio del disegno e delle forze reattive che immaginiamo agenti sui supporti della traversa e rivolte in senso contrario alle precedenti, cioè verso chi guarda il foglio del disegno. Ciò premesso, riferendoci alla fig. 3, in una traversa 31 sono presenti due pistoni 32 e 33, disposti allineati secondo un asse di simmetria 34 e disposti simmetricamente distanziati secondo un asse perpendicolare 35. All'Incrocio fra i due assi 34 e 35 è posto un asse 36, perpendicolare ad entrambi, di azione di molle di bilanciamento 37; tali molle sono raffigurate schematicamente con un quadrato e sono quelle che in precedenza erano indicate con 8 e con 9. La traversa 31 è supportata dai perni H’ e H”, alle estremità dei quali sono impegnati i piedi di biella F’-G’, F”-G’’. Le posizioni di tali piedi di biella sono simmetriche rispetto ai due assi 34 e 35 e, pertanto, sono equidistanti dal centro per cui passa l’asse 36. Ipotizzando che la citata traversa appartenga ad un motore a scoppio, si ha che i due pistoni 32 e 33 svolgono le stesse fasi; cioè, se il 32 effettua la fase di compressione, il 33 effettua la stessa fase. In questo modo sui due pistoni 32 e 33 agiscono sempre forze uguali che, essendo equidistanti dal centro 36, creano una risultante passante per tale centro. A tale risultante reagiscono infatti le quattro forze create mediante i piedi di biella F’-G’-F”-G” che risultano equidistanti dall'asse 36. Quanto ora detto in relazione alla fig. 3 vale ovviamente anche per la fig. 2 dove la traversa 1 ha dei pistoni 2, 3 (paragonabili ai pistoni 32, 33) e anche dei pistoni 4, 5 disposti simmetricamente rispetto ad un asse 58. Ipotizzando che tale traversa 1 appartenga ad un motore a scoppio, si ha pertanto che, durante la sua discesa, essa consente ai suoi pistoni 2 e 3 di realizzare l'espansione dello scoppio nelle due rispettive camere 59 e 60; nel contempo, con tale discesa può far realizzare ai due pistoni opposti 4 e 5 delle uguali fasi di compressione nelle loro camere 61 e 62. Nel successivo “mezzo giro di manovella’’ i pistoni 2 e 3 effettuerebbero insieme lo scarico dei gas combusti, mentre entrambi i pistoni 4 e 5 effettuerebbero uguali espansioni di scoppio. Nel successivo ulteriore mezzo giro di manovella i pistoni 2 e 3 provvederebbero ad aspirare ugualmente gas freschi nelle loro camere 59 e 60 mentre, nel contempo, i due sottostanti pistoni 4 e 5 provvederebbero ad espellere i gas combusti presenti nelle loro camere 61 e 62. Nel successivo ulteriore mezzo giro di manovella i due pistoni 2 e 3 provvederebbero alla creazione della fase di compressione dei gas freschi precedentemente aspirati, mentre i sottostanti pistoni 4 e 5 provvederebbero contemporaneamente alla creazione delle rispettive uguali fasi di aspirazione di gas freschi nelle loro camere 61 e 62. E così di seguito. Ciò che finora è stato considerato eseguito dalle due copie di pistoni 2 - 3 e 4 - 5, potrebbe essere ovviamente eseguito da due soli pistoni contrapposti 38 e 39 scorrevoli all'interno di proprie camere 40 e 41. In tal caso, però, sarebbero necessarie due coppie di molle di bilanciamento 42-43, e 44-45 disposte simmetricamente rispetto all’asse centrale 36 per consentire alla loro risultante di passare per detto asse 36. In fig. 6 si vede un esempio di tale disposizione simmetrica delle citate molle biiancianti. Da quanto detto si ha dunque che, operando in un motore, la citata traversa 1 realizzerebbe un funzionamento come un “bicilindrico contrapposto”. Ciò non è tuttavia vincolante; adottando infatti una traversa come quella illustrata in fig. 4 si avrebbe un funzionamento come un “quadricilindrico contrapposto". 10. This figure illustrates a device similar to that of fig. 9, but seen perpendicularly, along the axis of the springs 8, 9. In this figure the springs 8, or 9, are crushed following the unscrewing of the screw 17 in the nut screw 27 (not shown) caused by the angular rotation of the disc 19, opposed by a spring 25A acting on the second offshoot 26 thereof. However, the angular displacement of the radial offshoot 20A, determining the unscrewing rotation of the disc 19, is not determined by the hydraulic cylinder 23A in a direct way. In fact, this cylinder 23A acts on a third offshoot 28 which angularly moves a cam 29 which, in turn, moves a tappet 30 located at the end of the radial offshoot 20A. Since any profile can be given to the cam 29, it follows that any displacement law can be given to the offshoot 20A, and therefore any unscrewing law can be given to the screw 17. Therefore, the springs 8, 9 can be given any law of preload that is considered to be optimal to counteract the inertia forces of the cross member in the desired way 1. The peculiarity of the cross member according to the invention has been examined to allow the application on it of balancing or contrast forces of the inertia forces; furthermore, the ways of realizing these balancing forces were presented. The cross member according to the invention allows, however, a further peculiarity: that of generating resulting forces, connected to the operating cycles of a plurality of pistons, which are always passing through the center of the engine. Resulting forces, that is, which always lie in the alternate sliding plane of the crosspiece, and which are in a median position between two typical lateral supports. Referring to the well-known technique illustrated by the aforementioned patents of the same inventor, pistons were placed on the crosspiece which, as they acted one at a time, created crank mechanisms of variable reactions on the "bench supports", depending on the distance of these pistons from them. crosspiece according to the invention, on the other hand, the pistons always act in pairs, with equal functions and with their distances from the axis of symmetry also equal: in this way the forces acting on these pistons can add up to always generate a central resultant which does not create vibrations. This applies in particular to internal combustion engines, where the combustion phase generates forces very different from the forces associated with the gas intake, compression and exhaust phases. To better understand these concepts, it is appropriate to refer to to the following figures. In all the following figures it must always be kept in mind that there are two types of forces: active forces that we imagine acting at the center of pistons and facing the plane of the drawing sheet and the reactive forces that we imagine acting on the supports of the crosspiece and facing in the opposite direction to the previous ones, that is towards the viewer of the drawing sheet. That said, referring to fig. 3, in a crosspiece 31 there are two pistons 32 and 33, arranged aligned according to an axis of symmetry 34 and arranged symmetrically spaced according to a perpendicular axis 35. At the intersection between the two axes 34 and 35 there is an axis 36, perpendicular to both, with the action of balancing springs 37; these springs are schematically shown with a square and are those that were previously indicated with 8 and 9. The crosspiece 31 is supported by the pins H 'and H ", at the ends of which the connecting rod feet F'-G' are engaged , F ”-G ''. The positions of these connecting rod feet are symmetrical with respect to the two axes 34 and 35 and, therefore, are equidistant from the center through which the axis 36 passes. Assuming that the aforementioned cross member belongs to an internal combustion engine, the two pistons 32 and 33 perform the same steps; that is, if the 32 performs the compression phase, the 33 performs the same phase. In this way the two pistons 32 and 33 always act equal forces which, being equidistant from the center 36, create a resultant passing through this center. In fact, the four forces created by the connecting rod feet F'-G'-F "-G" which are equidistant from axis 36 react to this resultant. What has just been said in relation to fig. 3 obviously also applies to fig. 2 where the crosspiece 1 has pistons 2, 3 (comparable to pistons 32, 33) and also pistons 4, 5 arranged symmetrically with respect to an axis 58. Assuming that this crosspiece 1 belongs to an internal combustion engine, we therefore have that , during its descent, it allows its pistons 2 and 3 to realize the expansion of the explosion in the two respective chambers 59 and 60; at the same time, with this descent it can cause the two opposite pistons 4 and 5 to perform the same compression phases in their chambers 61 and 62. In the subsequent "half turn of the crank" the pistons 2 and 3 would discharge the burned gases together, while both pistons 4 and 5 would perform the same burst expansions. In the following further half-turn of the handle, the pistons 2 and 3 would equally suck fresh gases into their chambers 59 and 60 while, at the same time, the two underlying pistons 4 and 5 would expel the burnt gases present in their chambers 61 and 62. In the subsequent further half-turn of the handle, the two pistons 2 and 3 would create the compression phase of the previously aspirated fresh gases, while the underlying pistons 4 and 5 would simultaneously create the respective equal aspiration phases of fresh gases in their chambers 61 and 62. And so on. What has hitherto been considered performed by the two copies of pistons 2 - 3 and 4 - 5, could obviously be performed by only two opposing pistons 38 and 39 sliding inside their own chambers 40 and 41. In this case, however, they would be Two pairs of balancing springs 42-43 and 44-45 are required, arranged symmetrically with respect to the central axis 36 to allow their resultant to pass through said axis 36. In fig. 6 shows an example of this symmetrical arrangement of the aforementioned bi-side springs. From what has been said, therefore, it follows that, by operating on an engine, the aforementioned cross member 1 would operate as an "opposed twin cylinder". However, this is not binding; in fact, adopting a crosspiece like the one illustrated in fig. 4 would operate as a "opposed four-cylinder".

Anche in questo caso, i pistoni devono agire in coppia e simmetricamente rispetto al centro 36: cioè 63 insieme a 64, e 65 insieme a 66. La disposizione dei pistoni potrebbe essere anche allineata in senso longitudinale, come indicato in fig. 7. In tal caso i pistoni dovrebbero operare nel seguente abbinamento: 46 con 49, e 47 con 48. In fig. 7 la traversa 31 è movimentata dal tipico biellamanovellismo dell’inventore con assi 50, 51 longitudinali o paralleli al citato allineamento. Ciò non è tuttavia un fatto vincolante, giacché la traversa 31 potrebbe essere movimentata da un manovellismo, del tipo peculiare in argomento, con assi 52, 53 trasversali al citato allineamento 46, 47, 48, 49. Con riferimento alla fig. 11 , si può rilevare una versione di appoggio diretto della molla 8, oppure 9, su uno stantuffo 54 (senza stelo) a semplice effetto, che viene spostato in una sua sede di scorrimento 57 da un suo livello di fondo 55 quando la pressione dell’olio presente in una apposita camera 56 è sufficiente per schiacciare la molla 8, oppure 9, ubicata nel lato opposto dello stantuffo 54. Anche tale pressione è ovviamente proporzionale in modo lineare oppure esponenziale, alla velocità di rotazione del motore o simile; pertanto, la camera 56 potrebbe semplicemente essere in comunicazione con il circuito di lubrificazione del motore, o comunque disporre di leggi di variazione che siano legate alle specifiche forze di inerzia in modi più precisi, regolati elettronicamente secondo tecnica oleodinamica notoria. Also in this case, the pistons must act in pairs and symmetrically with respect to the center 36: that is, 63 together with 64, and 65 together with 66. The arrangement of the pistons could also be aligned longitudinally, as indicated in fig. 7. In this case the pistons should operate in the following combination: 46 with 49, and 47 with 48. In fig. 7 the crosspiece 31 is moved by the inventor's typical link crank mechanism with axes 50, 51 longitudinal or parallel to the aforementioned alignment. However, this is not a binding fact, since the crosspiece 31 could be moved by a crank mechanism, of the peculiar type in question, with axes 52, 53 transverse to the aforementioned alignment 46, 47, 48, 49. With reference to fig. 11, it is possible to detect a version of direct support of the spring 8, or 9, on a piston 54 (without rod) with single effect, which is moved in its sliding seat 57 from its bottom level 55 when the pressure of the The oil present in a suitable chamber 56 is sufficient to squeeze the spring 8, or 9, located on the opposite side of the piston 54. Also this pressure is obviously linearly or exponentially proportional to the speed of rotation of the motor or the like; therefore, the chamber 56 could simply be in communication with the lubrication circuit of the engine, or in any case have variation laws which are linked to the specific inertia forces in more precise ways, electronically regulated according to known hydraulic techniques.

Claims

CLAIMS 1) Cross member (1, 31) piston holder (2,3,4,5,32,33,38,39,46,47,48,49,63,64,65,66) with self-guided reciprocating motion , particularly for motors, compressors and pumps, characterized in that it comprises means for generating central thrusts (36) which vary in contrast to its inertia forces.

2) Cross member (1, 31), as in the previous claim, characterized in that the thrust generating means consist of at least one hydraulic cylinder with usual valves piloted with the usual electronic technique.

3) Cross member (1, 31), as per the preceding claims, characterized in that the thrust generating means consist of steel springs (8,9,37,42,43,44,45) loaded by the stroke of the cross member (1 , 31) to offer the desired reaction.

4) Cross member (1, 31), as per the preceding claims, characterized in that the steel springs are arranged both above and below the cross member (1, 31) and preloaded to always remain in contact with it.

5) Cross member (1,31), as per the preceding claims, characterized in that the steel springs (8,9,37) are located in the center (36) of it.

6) Cross member (1,31), as per the previous claims, characterized in that the steel springs (42,43,44,45) are located peripherally with respect to the center (36) of the cross member, but stressed so that their resulting reaction passes through said center (36) of the crosspiece.

7) Cross member (1,31), as per the preceding claims, characterized in that it comprises a single piston (38) placed in the center of it, on its upper side, or (39) on its lower side.

8) Cross member (1, 31), as per the preceding claims, characterized in that it comprises only two opposing pistons (38,39) located in the center (36) of it and placed on both the upper and lower sides of it.

9) Cross member (1, 31), as per the preceding claims, characterized in that it comprises a pair of pistons (32,33) equidistant from the center (36) thereof and placed on one of its sides.

10) Cross member (1, 31), as per the preceding claims, characterized in that it comprises two pairs of pistons equidistant from the center thereof, opposite each other and arranged on both the upper and lower sides thereof.

11) Cross member (1, 31), as per the preceding claims, characterized in that it comprises four pistons (63,64,65,66) equidistant from the center (36) thereof and placed on one of its sides.

12) Cross member (1, 31), as per the previous claims, characterized by the fact of comprising two groups of four pistons (63,64,65,66) equidistant from the center of it, opposite each other and present both on the upper side and on the lower side of it.

13) Cross member (1, 31), as per the previous claims, characterized by the fact of comprising four pistons (46,47,48,49) aligned along an axis (7) of symmetry thereof and located symmetrically with respect to the other axis ( 6) transversal of the plane of it.

14) Cross member (1, 31), as per the previous claims, characterized by the fact of comprising four pistons (46,47,48,49) aligned along an axis (7) of symmetry thereof and located symmetrically with respect to the other axis ( 6) transversal of the plane of it opposed to other four pistons arranged on the other side of the crosspiece.

15) Cross member (1, 31), as per the previous claims, characterized by the fact that it has its pistons, present on one side, operating in pairs in the execution of thermodynamic cycle phases equal to each other and symmetrically with respect to the center (36) it crosses, in any case to create their resulting force passing through said center.

16) Cross member (1, 31), as per the previous claims, characterized by the fact that the springs (8,9,37,42,43,44,45) for contrasting the inertia forces have the level (55) of their support on the fixed structure (10,11) of the motor or the like which is variable.

17) Cross member (1, 31), as in claim 16, characterized by the fact that the variation of the level (55) of their support is obtained by adopting as support a piston (54) delimiting a cylindrical sliding chamber (56) filled with oil under pressure and with variable pressure according to the speed of rotation of the motor or the like.

18) Cross member, as in claim 16, characterized by the fact that the variation of the level (55) of the support of the springs (8,9,37,42,43,44,45) is obtained by adopting the top as support (12) (19) of a screw (17) angularly activated by a single-acting hydraulic cylinder (23) and contrasted by a special return spring (25), whose internal pressure is expressive of a proportionality, even non-linear, with respect to the speed of motor rotation or similar.

19) Cross member as in claim 18, characterized by the fact that the oleodynamic cylinder (23) acts on the screw (17) by means of a radial offshoot (20) of it, in order to use the angle variations consequent to the excursion to vary the unscrewing moment as a function of the inertial contrast, to be implemented by the extent of the compression of the spring (8,9,37,42,43,44,45).

20) Cross member (1, 31), as in claim 18, characterized in that the spring (8,9,37,42,43,44,45) rests on anti-friction means (18), preferably rolling, in order not to transmit to the cited springs the rotations exerted on the screw (17).

21) Cross member (1, 31), as in claim 18, characterized in that the spring support screw (17) (8,9,37,42,43,44,45) is operated by a tappet (30) moved by a cam (29) made to rotate angularly by an oleodynamic piston (23A) with variable pressure according to the rotation speed of the engine or the like.