專利名稱：滾子發(fā)動機的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及一種旋轉活塞式內燃發(fā)動機，特別是一種滾子發(fā)動機。
就目前而言，在實際應用中的往復活塞式和旋轉活塞式發(fā)動機，由于本身結構上存在的不利因素較多，在現(xiàn)有技術條件下，即使經(jīng)過不斷改進和完善，仍難以使其動力性和經(jīng)濟性指標達到較為理想的水平。究其主要原因在于1．機械損耗大，轉速受限，動態(tài)性能低。
基于傳統(tǒng)往復式結構的發(fā)動機，為克服主要來自活塞、連桿和曲軸等機構的機械阻力損失較大，而轉速亦因活塞體與缸體之間的平均摩擦速度不宜超出極限值以及受到較多不平衡運動機件慣性負荷的影響受較大限制。結構簡單的汪克爾(Wankel)發(fā)動機雖解決了慣性損失等問題，但由于其轉子的三個密封端與次擺線軌跡面的缸內壁成點線接觸和旋轉一周的滑動距離較長，相對摩擦速度大，由此而造成較大的機械摩損和氣密性缺陷，導致效率和工作壽命的大幅下降，并意味著轉子的轉速受到嚴格限制，因而未能得以進一步推廣應用。上述發(fā)動機由于機械阻力大，以單位氣缸組計，作功行程短，動力接續(xù)存在較大的時間差，為避免出現(xiàn)運轉跳動和滯轉，就必須在傳動軸上連接質量慣性較大的慣性飛輪，利用作功行程作必要的動能儲備，為以后平穩(wěn)工作和一系列非作功行程克服阻力作準備，這樣，既增加了體積重量，提速也相應遲緩。
2．工作溫度低，熱能散失嚴重，熱效率低。
考慮到目前仍主要以金屬材料制造的活塞體與缸體在工作時它們的接觸部分相對摩擦速度大，在高溫和潤滑條件差的情況下，會加劇摩損以致燒結而嚴重破壞發(fā)動機的性能，為不致過熱就必須安裝散熱裝置并通過冷卻媒介及時帶走氣缸組工作時不斷產(chǎn)生的余熱，從而強制性地使得大量熱能散失掉而失去利用，另外，排氣溫度過高，亦使得熱能過多地流失，導致熱效率大幅下降。
3．熱膨脹比低，排氣阻力大。
由于在各工作階段氣缸的工作容積都相等，經(jīng)歷了進氣、壓縮和點燃的工作氣體在燃脹行程結束時，尚保持有較高的余壓能量非但未能被充分利用于繼續(xù)產(chǎn)生動力，相反會對運動造成較大的排氣阻力，并使得在強制排氣的瞬間產(chǎn)生強烈的爆破噪聲而必須安裝帶有耗能裝置的消音設備而增加功耗。
4．進氣阻力大，充氣效率低，燃燒不徹底。
工作過程中，氣缸受有害過熱的影響大(特別是往復活塞式)，而且進氣時間相對較短以及進氣面積較小，都直接增加了進氣阻力而降低充氣系數(shù)，另外，在每次工作后，氣缸內都會不可避免地容留了一定量未能排出的殘余廢氣，混雜到下一輪吸進的未燃氣體中而影響了燃燒工作的充分進行，既降低了容積功率，又增加了廢氣污染。
本發(fā)明的目的是為進一步開發(fā)和提高有效利用而提供一種結構更加簡單緊湊，性能更加可靠優(yōu)越，更有效地降低排氣和噪聲污染的滾子發(fā)動機。它是根據(jù)滾子作為旋轉活塞能更有效地解決摩擦和摩損問題，提高機械效率這一事實聯(lián)想，結合有關學科原理，通過對結構和運動關系進行合理布局，采用適當?shù)臍饷芎蜐櫥胧┒鴮崿F(xiàn)的。而特征在于其基本結構有兩氣缸組和被包容在兩氣缸組內的兩滾子偏心軸系，共同組成兩組氣缸工作部分，主要由兩個缸體(2)和(2′)、公共配氣偏心軸(4)、兩個配氣滾子(3)和(3′)、公共動力偏心軸(7)、兩個動力滾子(6)和(6′)、兩個上活頁(1a)和(1a′)、兩個下活頁(1b)和(1b′)、前缸蓋(15)、中隔(16)、后缸蓋(17)所構成。
以下結合附圖就本發(fā)明的主要技術特點在下文作詳細說明。


圖1本發(fā)明主體結構徑向表示圖圖2本發(fā)明軸向剖視裝配圖圖3本發(fā)明軸向俯視裝配圖圖4上、下活頁的基本設計及裝配位置確定圖5配氣滾子與動力滾子外圓之間存在最大間隙Z時α1和α2的確定圖6本發(fā)明基本結構工作循環(huán)原理圖解分析在圖中、按序號表示(1a)、(1a′)--上活頁(16)--中隔(1b)、(1b′)--下活頁(17)--后缸蓋(2)、(2′)--缸體(18)--環(huán)形波狀簧片(3)、(3′)--配氣滾子(19)--氣密封環(huán)(4)--公共配氣偏心軸 (20)--油密封環(huán)(5)--進氣入口 (21)--出油孔(6)、(6′)--動力滾子(22)--密封蓋(7)--公共動力偏心軸 (23)--卡簧(8)--排氣出口 (24)--油封(9)--火花塞 (25)--軸套(承)(10)--密封螺絲 (26)--出油孔(11)--密封螺栓 (27)--螺旋導油槽(12)--定位銷(28)--進油孔(13)--密封蓋(29)--簧片(14)--進油孔(30)--小油封(15)--前缸蓋(31)--導油孔
(32)--出油孔(33)--進油孔(34)--氣密封(35)--小油封在圖中的主要符號及其意義O1--配氣部分公共圓心O′1--配氣偏心軸其中一段偏離軸心O″1--配氣偏心軸另一段偏離軸心R1--配氣滾子外圓半徑R3--配氣偏心軸半徑O2--動力部分公共圓心O2--動力偏心軸其中一段偏離軸心O″2--動力偏心軸另一段偏離軸心R2--動力滾子外圓半徑R4--動力偏心軸半徑e--偏心距X--過O1和O2的坐標線Y1--過O1與X垂直的坐標線Y2--過O2與X垂直的坐標線Z--配氣滾子與動力滾子間最大間隙α1--配氣偏心軸最大間隙偏置角α2--動力偏心軸最大間隙偏置角O3--上活頁節(jié)頭的定位圓心O4--下活頁節(jié)頭的定位圓心a1--上活頁節(jié)頭外圓半徑a2--下活頁節(jié)頭外圓半徑d1--上活頁節(jié)頭兩端圓軸半徑d2--下活頁節(jié)頭兩端圓軸半徑L1--上活頁節(jié)頭圓心到舌尖的長度L2--下活頁節(jié)頭圓心到舌尖的長度b--配氣滾子、動力滾子、缸體、活頁的軸向配合尺寸c--中隔厚度m1--上活頁前凸部分截面最大厚度m2--下活頁前凸部分截面最大厚度
n1--上活頁中凹部分截面最小厚度n2--下活頁中凹部分截面最小厚度γ′1--上活頁面向動力滾子的型面γ″1--上活頁面向配氣滾子的型面γ′2--下活頁面向配氣滾子的型面γ″2--下活頁面向動力滾子的型面β′1--上活頁活動擺角β″1--缸體上部容納上活頁節(jié)頭空穴的最小開口角β′2--下活頁活動擺角β″2--缸體下部容納下活頁節(jié)頭空穴的最小開口角ω1--配氣偏心軸系的旋轉角速度ω2--動力偏心軸系的旋轉角速度
圖1、圖2、圖3、圖4分別表示了本發(fā)明中各主要工作部分在徑向和軸向上的基本幾何形狀、結構組合以及裝配位置的確定。
如
圖1和圖2所示，有被前后兩個缸體(2)和(2′)的內腔所包容在內的兩旋轉活塞滾子偏心軸系，左方為配氣滾子偏心軸系，由有兩段偏心距O1O′1和O1O″1分別都等于e、兩段偏心軸部分的軸心O′1和O″1之間相對于公共軸心O1以180°對錯偏置的公共配氣偏心軸(4)和分別活套在兩段偏心軸上外圓半徑分別都等于R1的配氣滾子(3)和(3′)共同組成；右方為動力偏心軸系，由有兩段偏心距O2O′2和O2O″2分別都等于e、兩段偏心軸部分的軸心O′2和O″2之間相對于其公共軸心O2以180°對錯偏置的公共動力偏心軸(7)和分別活套在兩段偏心軸上外圓半徑分別都等于R2的動力滾子(6)和(6′)共同組成。而且，兩公共偏心軸(4)和(7)上各段偏心軸部分的偏心距是相等的，O1O′1=O1O″1=O2O′2=O2O″2=e。兩公共偏心軸之間的公共軸心距O1O2大于或等于R1+R2由前缸蓋(15)和后缸蓋(17)共同對兩偏心軸支承確定。
兩個缸體(2)和(2′)的內腔由孔距大于或等于R1+R2、內圓半徑分別等于R1+e和R2+e的內空缺圓配氣腔和內空缺圓動力腔相聯(lián)互通而構成，配氣腔圓心與公共配氣偏心軸(4)公共軸心O1重合，動力腔圓心與公共動力偏心軸(7)公共軸心O2重合，因此，利用缸體(2)和(2′)的內腔包容兩滾子偏心軸系上的滾子而確定公共配氣偏心軸(4)與公共動力偏心軸(7)之間公共軸心距O1O2大于或等于R1+R2是另外一種方式。在每個缸體(2)和(2′)配氣腔的偏右上方開有進氣入口(5)、偏右下方安裝火花塞(9)，動力腔的偏左上方安裝火花塞、偏左下方開有排氣出口(8)，見
圖1、圖3。
參考圖4A，在兩滾子偏心軸系的每偏心段上相配的配氣滾子(3)與動力滾子(6)之間，有上活頁(1a)和下活頁(1b)，相配的配氣滾子(3′)與動力滾子(6′)之間，有上活頁(1a′)和下活頁(1b′)，它們的形狀如圖一端為圓頭而另一端逐漸收窄成舌尖。在缸體(2)和(2′)的配氣腔與動力腔交匯上部O3位置上，開有半徑等于上活頁(1a)和(1a′)圓頭半徑a1的內空缺圓，上活頁(1a)和(1a′)的圓頭被分別藏納于內，而O3的確定是以配氣腔的圓心為圓心，R1+e+a1為半徑的圓和以動力腔的圓心為圓心，R2+e+a1為半徑的圓在內腔上部位置的交點；在缸體(2)和(2′)的配氣腔與動力腔交匯下部O4位置上，開有半徑等于下活頁(1b)和(1b′)圓頭半徑a2的內空缺圓，下活頁(1b)和(1b′)的圓頭被分別藏納于內，而Q4的確定是以配氣腔的圓心為圓心，R1+e+a2為半徑的圓和以動力腔的圓心為圓心，R2+e+a2為半徑的圓在內腔下部位置的交點。每個活頁的圓頭兩側有凸出的小圓軸，分別被支承在前缸蓋(15)、后缸蓋(17)與中隔(16)之間相應于Q3和Q4的軸承位置上，從而確定了它們的擺動和定位圓心，見
圖1、圖3、圖4B。從
圖1、圖4A所看到，上活頁(1a)與(1a′)面向動力滾子(6)和(6′)的型面r1′以及下活頁(1b)與(1b′)面向配氣滾子(3)和(3′)的型面r2′是配合兩滾子偏心軸系之間運動規(guī)律的，其運動分析參考圖6，對于上活頁(1a)和(1a′)，以面向配氣滾子(3)和(3′)的既定型面r1″緊靠其外圓表面，對于下活頁(1b)和(1b′)，以面向動力滾子(6)和(6′)的既定型面r2″緊靠其外圓表面，當動力滾子偏心軸系獲得以圍繞公共軸心O2的順時針方向旋轉動力時，就會通過任一氣缸工作組中的動力滾子(6)壓迫配氣滾子(3)或通過動力滾子(6′)壓迫配氣滾子(3′)而推動配氣滾子偏心軸系以圍繞公共軸心O1的逆時針方向旋轉，同時也使得上活頁(1a)和(1a′)隨配氣滾子(3)和(3′)的運動而圍繞圓頭軸心O3擺動和使得下活頁(1b)和(1b′)隨動力滾子(6)和(6′)的運動而圍繞圓頭軸心O4擺動，上活頁(1a)和(1a′)面向動力滾子(6)和(6′)的型面r1′就是在動力滾子(6)和(6′)接近經(jīng)過時能順應保持著與其外圓表面接合的運動軌跡面；下活頁(1b)和(1b′)面向配氣滾子(3)和(3′)的型面r2′就是在配氣滾子(3)和(3′)接近經(jīng)過時能順應保持與其外圓表面接合的運動軌跡面。
以上經(jīng)確定的各主要工作部分，以中隔(16)隔離，缸體(2)、配氣滾子(3)、動力滾子(6)、上活頁(1a)、下活頁(1b)相應地被劃分組成第一氣缸工作組；缸體(2′)、配氣滾子(3)′、動力滾子(6′)、上活頁(1a′)、下活頁(1b′)相應地被劃分組成第二氣缸工作組。各固定件之間的位置精度通過定位銷(12)來確定，利用密封螺栓(11)對組合機構緊固密封，見圖3，就基本完成這一工作系統(tǒng)的主體裝配，見圖2、圖3。
對工作系統(tǒng)所采用的氣密和潤滑措施有在每個配氣滾子(3)和(3′)以及每個動力滾子(6)和(6′)的兩側環(huán)面都分別開有內外兩個環(huán)槽，內環(huán)槽裝嵌油密封環(huán)(20)，外環(huán)槽裝嵌環(huán)形波狀彈簧(18)和氣密封環(huán)(19)，以保證運動時油氣互不滲漏，見圖2。在公共配氣偏心軸(4)和公共動力偏心軸(7)的各段偏心軸上，都分別開有螺旋導油槽(27)，旋向見圖2，潤滑油分別從前缸蓋(15)的進油孔(14)和(28)進入而潤滑兩偏心軸系各運動副的同時，被螺旋導油槽(27)擠壓導流而最后分別從后缸蓋(17)的出油孔(21)和(26)排出。在公共配氣偏心軸(4)的兩軸端加蓋密封蓋(13)和(22)，對公共動力偏心軸(7)兩端支承軸部分各套上軸油封(24)并以長簧(23)固定，以防止?jié)櫥托孤?。在每個活頁(1a)、(1a′)、(1b)、(1b′)的圓頭沿擺動軸心貫穿開有油孔(31)，相應與前側密封蓋(15)的進油孔(33)、中隔(16)的通孔，后側密封蓋(17)的出油孔(32)相連通，見圖3。圓頭兩側的圓軸并套上小油封(30)，活頁擺動部分兩側開有凹槽和鑲了氣密封(34)，見圖4B?；铐撋嗉獠糠骤傔M了簧片(29)以加強氣密性和減少余隙空間，見圖4A。
圖5是當任意一氣缸組中配對的配氣滾子外圓與動力滾子外圓之間存在最大間隙Z時，公共配氣偏心軸(4)上連心直線O′1O1O″1與Y1夾角α1和公共動力偏心軸(7)上連心直線O′2O2O″2與Y2夾角α2的確定。例如，當?shù)谝粴飧捉M上配對的配氣滾子(3)與動力滾子(6)外圓(以實線表示)之間存在最大間隙Z時，第二氣缸組上配氣滾子(3′)與動力滾子(6′)(以虛線表示)兩外圓相交點K則處在這樣的位置上K點在O1O2的連心直線上，而且，O1K=O″1K=R1,O2K=O2K=R2。作KP1垂直于O′1O1O″1；KP2垂直于O′2O2O″2，有∠O1KP1=∠O″1KP1=α1,∠O2KP2=∠O″2KP2=α2，因為O1P1=O″1P1=O2P2=O″2P2=
，因此，Sinα1=e2R1,Sinα2=e2R2]]>，從而求出α1和α2。α1和α2是確定最小壓縮體積的兩個相應位置角。
圖6是對本發(fā)明基本結構工作循環(huán)原理的圖解分析。圖中所示A、B、C、D、E、F、G、H是根據(jù)動力滾子偏心軸(7)繞公轉軸心O2按順時針方向以每45°轉角單位為一定格旋轉工作一周時，所作出的相應于這八個相位工作系統(tǒng)中有關工作部分所處的工作位置、工作聯(lián)系和工作狀態(tài)的簡化圖示。由于通過公共配氣偏心軸(4)和公共動力偏心軸(7)聯(lián)系工作的第一氣缸工作組和第二氣缸工作組都具有相同的工作性質和工作規(guī)律，而且，它們之間存在并利用180°相位差而實現(xiàn)工作上的聯(lián)系，因此，把相位上相差180°的圖A-E、B-F、C-G、D-H、E-A、F-B、G-C、H-D結合一起同時進行分析，才能清楚了解整個工作循環(huán)的原理和過程。
A-E工作狀態(tài)
假設第一氣缸工作組正處于圖A所示狀態(tài)正在進氣，完成壓縮、爆燃開始(以黑著色表示)、排氣。在壓縮或爆燃工作氣體擴張壓力的作用下，配氣滾子的外圓和動力滾子的外圓之間處于最大分離狀態(tài)，上活頁r1″型面的舌尖部分緊貼在配氣滾子的外圓表面上，把壓縮腔與進氣腔分隔開，下活頁r2″型面的舌尖部分緊貼在動力滾子的外圓表面上，把壓縮腔和排氣腔分隔開。
而在同一時刻，相位上相差180°的第二氣缸工作組則處于圖E所示狀態(tài)進氣開始、壓縮、燃脹、排氣即將結束。在兩工作組各氣腔之間壓力差的作用下，公共動力偏心軸獲得順時針方向旋轉動力，并通過第二氣缸工作組的動力滾子外圓壓迫配氣滾子外圓在實現(xiàn)這氣缸工作組進氣和壓縮工作的同時并使得公共配氣偏心軸以逆時針方向旋轉而帶動了處于圖A的第一氣缸工作組中的配氣滾子實現(xiàn)進氣和壓縮工作，并且，兩氣缸工作組中的動力滾子也正在做排氣的工作。第二氣缸工作組中，在燃脹腔的氣體壓力下，上活頁型面r1″的舌尖部分緊貼在配氣滾子的外圓表面上，把燃脹腔和進氣腔分隔開，在壓縮腔壓縮氣體壓力和本身慣性的共同作用下，下活頁r2″的舌尖部分貼在動力滾子的外圓表面上，把壓縮腔和排氣腔分隔開，而通過動力滾子對配氣滾子的壓迫則把壓縮腔和燃脹腔分隔開。
隨著工作的進行，兩氣缸工作組各氣腔形成過程的原理將會是類似的，以此類推，在以下說明不再過多復述。
B-F工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖B所示狀態(tài)進氣、燃脹、排氣。配氣滾子外圓與動力滾子外圓之間的間隙距離有所縮小。燃脹腔已經(jīng)開始轉移、擴容和產(chǎn)生動力。
第二氣缸工作組進入圖F所示狀態(tài)進氣、壓縮、燃脹結束、下一輪排氣開始。動力滾子仍然繼續(xù)壓迫配氣滾子。
C-G工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖C所示狀態(tài)進氣即將結束、燃脹、排氣。這時，已經(jīng)交替由這氣缸工作組的動力滾子的外圓壓迫配氣滾子的外圓以維持配氣偏心軸系繼續(xù)旋轉工作。
第二氣缸工作組進入圖G所示狀態(tài)進氣、壓縮、排氣。這時，這氣缸工作組的動力滾子的外圓與配氣滾子的外圓之間已經(jīng)開始分離。壓縮腔內的未燃氣體被繼續(xù)壓縮并開始向兩滾子和上下活頁之間所包容的壓縮腔轉移。
D-H工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖D所示狀態(tài)進氣結束、壓縮開始、燃脹、排氣。動力滾子繼續(xù)壓迫配氣滾子。
第二氣缸工作組進入圖H所示狀態(tài)進氣、壓縮、排氣。動力滾子與配氣滾子外圓之間的間隙距離有所增大。
E-A工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖E所示狀態(tài)進氣開始、壓縮、燃脹、排氣即將結束。動力滾子繼續(xù)壓迫配氣滾子。
第二氣缸工作組進入圖A所示狀態(tài)進氣、壓縮結束、爆燃開始(以黑著色表示)、排氣。動力滾子與配氣滾子的外圓之間處于最大分離狀態(tài)。動力即將產(chǎn)生。
F-B工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖F所示狀態(tài)進氣、壓縮、燃脹結束、下一輪排氣開始。動力滾子繼續(xù)壓迫配氣滾子。
第二氣缸工作組進入圖B所示狀態(tài)進氣、燃脹、排氣。動力滾子外圓與配氣滾子外圓之間的間隙距離有所縮小。燃脹腔已經(jīng)開始轉移、擴容和產(chǎn)生動力。
G-C工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖G所示狀態(tài)進氣、壓縮、排氣。這時，這氣缸工作組的動力滾子與配氣滾子的外圓之間已經(jīng)開始分離。壓縮腔內的未燃氣體被繼續(xù)壓縮并開始向兩滾子和上下活頁之間所包容的壓縮腔轉移。
第二氣缸工作組進入圖C所示狀態(tài)進氣即將結束、燃脹、排氣。這時，已經(jīng)交替由這氣缸工作組的動力滾子的外圓壓迫配氣滾子的外圓以維持配氣滾子偏心軸系繼續(xù)旋轉工作。
H-D工作狀態(tài)第一氣缸工作組進入圖H所示狀態(tài)進氣、壓縮、排氣。動力滾子與配氣滾子外圓之間的間隙距離有所增大。
第二氣缸工作組進入圖D所示狀態(tài)進氣結束、壓縮開始、燃脹、排氣。動力滾子繼續(xù)壓迫配氣滾子。
最后，再次回復到A-E初始工作狀態(tài)而各氣缸工作組各完成一輪工作循環(huán)。
在工作過程中，由于兩氣缸工作組內的配氣滾子和動力滾子的外圓表面與上、下活頁、缸體之間的運動接觸部分以及它們在接合期間(見圖6中的C、D、E、F圖)兩外圓表面之間的運動接觸部分都是以滾動摩擦為主，而相對滑動的摩擦速度卻很小，而且，每個上、下活頁與相應的滾子外圓表面之間的運動接觸線面隨著工作的進行是不斷變換著的，同一滾子偏心軸系上各偏心工作部分都以180°對錯偏置，工作時各部分所產(chǎn)生的離心慣性影響被相互抵消。這樣的結構和運動布置可大大降低機械摩損、沖擊震動及功率損失，有利于改善工作的可靠性、轉速、工作溫度及動態(tài)性能，并為進一步減少工作散熱、甚至取消強制冷卻裝置和推廣應用耐熱、熱膨脹系數(shù)小的絕熱材料創(chuàng)造更為有利的條件，減少了因熱變形導致的泄漏和散熱損失，達到增加功率和節(jié)能目的。
對于整個工作系統(tǒng)，配氣部分的工作容積，V配≈2×π×b×[(R1+e)2-R21]，而動力部分的工作容積V動≈2×π×b×[(R2+e)2-R22]，壓縮比與R1和R2成正比，而與e成反比。當取R2＞R1時，V動＞V配，從而可使得動力部分的燃脹工作容積大于配氣部分的進氣工作容積，在同樣質量下的燃脹工作氣體就可獲得更大的熱膨脹比而更加充分徹底地轉化產(chǎn)生動力，還可以更有效地降低排氣壓力、溫度和功耗，同時，噪聲亦都大幅下降，不需再另設消音裝置。
從圖6所示的工作循環(huán)圖看到，每個氣缸工作組進氣、壓縮、燃脹、排氣的行程角都比較大，達到225°(圖6中圖所示各階段的工作時間相對較充裕)，而且沒有復雜的附設機構，這對于提高充氣系數(shù)、燃燒效率和工作的可靠穩(wěn)定性以及降低進、排氣阻力都相當有利。
由于發(fā)動機的燃燒工作主要在動力部分進行，因而配氣部分的溫度相對較低和受有害過熱的影響較小，加上進氣口截面積較大、氣流阻力小以及進氣的行程角大、充氣時間較充裕，有利于增加進氣量。另外，經(jīng)過每一輪工作循環(huán)后的廢氣，會被較平緩徹底地排出，阻力較低，而且腔內基本上沒有空隙容留殘余廢氣，使下一輪吸進的未燃工作氣體能保持較高的純凈度，燃燒更徹底，既節(jié)省了能源和增加了容積功率，又降低了排氣污染。
由于燃脹的行程角達到225°，當其中一工作組的燃脹行程尚未結束時(見圖6E)，而另一工作組的燃脹行程已經(jīng)開始(見圖6A)，動力的產(chǎn)生是不間斷和連續(xù)的，而且，由于動力系統(tǒng)上機械阻力小，再加上兩偏心軸系上的旋轉慣性，發(fā)動機在不需要在傳動軸上外加慣性飛輪的情況下就可均勻地自轉工作，并且，傳動軸每一轉均獲得有兩次連續(xù)的燃脹動力，由于在工作過程中，整個工作系統(tǒng)的進氣、壓縮、燃脹、排氣一系列工作都在同一時間內進行，因而輸出扭矩變化不大，因此，運轉輕松穩(wěn)定，怠速降低，隨機變速反應快，既減少了體積重量和功耗，又有效提高了容積功率和動態(tài)性能。
兩公共偏心軸(4)和(7)的公共軸心距O1O2=R1+R2除可以利用前側密封蓋(15)和后側密封蓋(17)的軸承位置確定，也可以利用缸體(2)和(2′)的內腔通過對兩滾子編心軸系上的軸上滾子進行包容確定，經(jīng)前者所確定的軸上滾子外圓離公轉軸心最遠點與缸內壁會實際保留一定的間隙，而經(jīng)后者所確定的軸上滾子在工作中會因工作上的各腔壓力差作用，其外圓離公轉軸心最遠點會與缸內壁直接壓迫接觸，氣密性相對會比較好。無論何種形式，滾子外圓與汽缸內圓之間都易于形成大面積氣密性油膜，這是汪克爾發(fā)動機所無法比擬的。工作中，潤滑油混合到工作氣體中除了潤滑各工作摩擦面外，同時亦起加強氣密性作用。
當任一氣缸工作組的配氣滾子與動力滾子的外圓接合時(見圖6C、D、E、F)，因其接合點K到兩偏心軸公共軸心O1和O2之間的兩段距離O1K和O2K會隨工作的進行而不斷變化，因而每時每刻兩偏心軸的角速度都會有所不同，但單位轉數(shù)相同。
除上、下活頁的外形加工比較特殊外，而其他各主要工作部分的加工部位都以簡單的圓加工為主，而且零部件的數(shù)量也較少，因此，大大簡化了生產(chǎn)程序和難度，加工精度亦較有保證，而且對材料的選擇沒有過分的要求，有利于節(jié)約成本投入和保證質量，并易于組織形成規(guī)模化生產(chǎn)。
在日益重視一次性能源利用和環(huán)境保護的今天，滾子發(fā)動機的開發(fā)將意義深遠。
權利要求1．一種滾子發(fā)動機，特征在于其基本結構有兩氣缸組和被包容在兩氣缸組內的兩滾子偏心軸系，共同構成了兩組氣缸工作部分，主要由兩個缸體(2)和(2′)、公共配氣偏心軸(4)、兩個配氣滾子(3)和(3′)公共動力偏心軸(7)、兩個動力滾子(6)和(6′)兩個上活頁(1a)和(1a′)兩個下活頁(1b)和(1b′)、前缸蓋(15)、中隔(16)、后缸蓋(17)所構成。
2．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的兩個缸體(2)和(2′)，內腔是由孔距大于或等于R1+R2，內園半徑分別等于R1+e和R2+e的兩個內空缺園配氣腔和內空缺園動力腔相聯(lián)互通構成；在配氣腔偏右上方開有進氣入口(5)，偏右下方安裝火花塞(9)；在動力腔的偏左上方安裝火花塞(9)，在偏左下方開有排氣出口(8)。以配氣腔內孔園心作半徑等于R1+e+a1的圓和以動力腔內孔圓心所作半徑等于R2+e+a1的圓相交于內腔上部的點O3，是上活頁(1a)和(1a′)外圓半徑都等于a1的活動節(jié)頭的定位和擺動圓心；以配氣腔內孔圓心作半徑等于R1+e+a2的圓和以動力腔內孔圓心所作半徑等于R2+e+a1的圓相交于內腔下部的點Q4，是下活頁(1b)和(1b′)外圓半徑都等于a2的活動節(jié)頭的定位和擺動圓心。
3．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的公共配氣偏心軸(4)上有兩段偏心距O1O′1和O1O″1都分別等于e的偏心軸部分，而且兩偏心的軸心O′1和O″1之間相對于公共軸心O1是以180°對錯偏置，在兩段偏心軸上分別活套上外圓半徑分別都等于R1的配氣滾子(3)和(3′)。
4．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的公共動力偏心軸(7)上有兩段偏心距O2O′2和O2O″2都分別等于e的偏心軸部分，而且兩偏心的軸心O′2和O″2之間相對于公共軸心O2是以180°對錯偏置，在兩段偏心軸上分別活套上外圓半徑分別都等于R2的配氣滾子(6)和(6′)。
5．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述前缸蓋(15)和后缸蓋(17)支承并確定公共配氣偏心軸(4)和公共動力偏心軸(7)之間公共軸心距O1O2的軸支承孔距都分別大于或等于R1+R2。
6．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的兩個上活頁(1a)和(1a′)所面向動力滾子(6)和(6′)的型面r1′，是以另一面向配氣滾子(3)和(3′)的既定型面r1″緊靠于其外圓表面上，并配合配氣滾子偏心軸系和動力滾子偏心軸系之間反向旋轉運動規(guī)律，以O3為擺動圓心，在動力滾子(6)和(6′)的外圓表面接近經(jīng)過時，能順應著與之保持接合的運動軌跡面。
7．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的兩個下活頁(1b)和(1b′)所面向配氣滾子(3)和(3′)的型面r2′，是以另一面向動力滾子(6)和(6′)的既定型面r2″緊靠于其外圓表面上，并配合配氣滾子偏心軸系和動力滾子偏心軸系之間反向旋轉運動規(guī)律，以O4為擺動圓心，在配氣滾子(3)和(3′)的外圓表面接近經(jīng)過時，能順應著與之保持接合的運動軌跡面。
8．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的兩個上活頁(1a)和(1a′)活動節(jié)頭兩側的小圓軸分別被支承在前缸蓋(15)與中隔(16)和中隔(16)與后缸蓋(17)之間相應于O3的定位圓心孔上。
9．如權利要求1所述的滾子發(fā)動機，其特征在于所述的兩個下活頁(1b)和(1b′)活動節(jié)頭兩側的小圓軸分別被支承在前缸蓋(15)與中隔(16)和中隔(16)與后缸蓋(17)之間相應于O4的定位圓心孔上。
專利摘要一種滾子發(fā)動機基本結構是關聯(lián)的兩氣缸工作組,它們之間是通過兩滾子偏心軸系而聯(lián)系工作的,在兩個氣缸組內分別形成配對的滾子繞各自公轉軸心以不同方向旋轉并周期性地接合和分離,配合它們之間的上、下活頁,實現(xiàn)工作上的進氣、壓縮、燃爆和排氣。本實用新型以降低機械損耗、熱能散失和提高工作溫度、熱膨脹比、燃燒率而改進動力性和經(jīng)濟性,并進一步減少了噪聲和排氣污染。
文檔編號F02B53/00GK2342108SQ9823370
公開日1999年10月6日 申請日期1998年2月24日 優(yōu)先權日1998年2月24日
發(fā)明者彭力豐 申請人:彭力豐