專利名稱：三中心復合變位同步旋轉機構的制作方法
技術領域：
本發(fā)明屬于機械基礎構成機制的研究領域。是相對機械史現有機械基礎機構形式及應用實例的新型機構形式。以這一新機構形式的創(chuàng)造為基礎，本發(fā)明例舉了在機械傳動方面的應用實例；在液(氣)壓泵、液(氣)馬達方面的應用實例；在制冷壓縮機、空壓機方面的應用實例，本發(fā)明尤其在轉子內燃機應用方面將顯出相對現有內燃發(fā)動機形式的絕對性技術優(yōu)勢，為表達方便可稱本發(fā)明為復合滑塊回轉機構。
在現有的基礎機構形式中“有平面連桿機構”；凸輪機構”；“瞬心線機構和包絡機構”；“棘輪槽，輪機構和不完全齒輪機構”“斜面機構螺旋機構“五大類別。致于“往復油(氣)缸機構”因與“搖桿滑塊機構”具有相同的性質在理論上不足以成為機構類別的一種，但其跨行業(yè)，跨應用領域的廣泛適應性，卻奠定了其獨有實用價值地位。
“機構”是由“兩個以上構件以機架為基礎，由運動副以一定方式聯系接成的具有確定相對運動形式的構件系統，其運動取決于構件間的相對尺寸；運動副的性質以及相互配置方式”(這段話引自91年化學工業(yè)出版社《機械設計手冊》中冊第一頁表7-1常用術語概念中對機構一詞的解釋，前面對現有機構形式劃分也請參見這本手冊的目錄部分。)本發(fā)明主要功能構件只有三個，三個旋轉中心在同一系統性旋轉系中存在，并分置成三個獨立的子旋轉系，其中兩個中心在支架上固定為定心轉動構件；另一個是在兩定心轉動構件約束下定范圍轉動的構件，既在同一回轉系中三個旋轉中心同步轉動。
附

圖10是本發(fā)明復合滑塊回轉機構的原理簡圖，上圖為平面位置圖，下圖為側位圖，構件1為腔體轉子，旋轉中心為O，其幾何形態(tài)為扁圓柱體；中部腔形是可以根據用途做適應性變化的，但不管如何變化應有兩個相對的腔壁為滑動滾動軌道面。構件2是相對腔體轉子中心O1偏置的定心轉動滑塊，在系統做機械傳動功能使用時，定心滑塊承擔力矩傳遞作用，在系統做排壓功能使用時，構件2及其中心軸承擔變位約束及結構支撐作用。因此，構件2可以是軸與輪的組合，也可以是矩形滑塊組合。構件3以相對的外端與構件1滑動接觸或以滾珠、柱、輪為中介滾動接觸，構件3內設的變位槽與構件2的輪或塊滾動接觸或滑動接觸。為表述方便構件3可稱為復合滑塊或二次滑塊，構件2稱為定心滑塊或一次滑塊。構件1為腔體轉子或叫腔體轉盤。這三個基本功能構件是通過下圖中小斜線表示的支架將O1O2兩中心定位而組成三中心復合變位同步旋轉機構的。既簡稱的復合滑塊回轉機構。
首先這是機械史首次出現的結構形式，同一旋轉系中存在三個相對獨立的旋轉中心，這在常規(guī)理念及經驗角度是不可能同步旋轉的，如齒輪與軸組合成的構件，只允許有一個中心，出現第二個就肯定是臨時防轉的銷子，誠然構件不是機構，但問題也正在于此，齒輪與軸組合成的構件是一獨立的杠桿單元，其作用是承擔力矩傳遞與旋轉方向的功能；齒輪軸構件自己不能成為機構。因為到目前為止我們對它認定的功能取向就是杠桿原理的功能設置，其實，現代齒輪軸的應用只用了材料性能和單一幾何形態(tài)的兩種復合因素，圓與軸之圓柱的結合，或許還有齒形的結合。這種簡單組合限制了齒輪軸做為機械功能單元的功能。這個問題，在現有構件形態(tài)和機構組合關系上是普遍存在的，既簡單構件的簡單功能，限制了機構及致機器的結構設計自由度和功能自由度。例如曲柄連桿和活塞缸體的組合形式，曲柄的雙中心中一個定心轉動，一個定范圍轉動，以此做為圓周運動轉變?yōu)橹本€往復運動的基礎。連桿不是杠桿，只以材料的強度傳遞動力，活塞是滑塊，缸體是滑塊的軌道約束，每個剛性構件都在具有了針對性幾何形態(tài)的基礎上相對其它構件而獨立設置。再看其它幾類基礎機構形武中也都具有這樣的特征--構件在外端外緣連接其它構件。形成機構體積過大的現實。構件功能的單一性和結構強度與旋轉固定中心范圍要求的最小幾何尺寸及形態(tài)，構成了這種現實的原因。問題在于構件功能的單一性，這是基礎問題。是基礎機構之下的基礎問題。也是現代機械目的性功能設計與追求的起點和出路所在。前人的貢獻與前人的局限同在；現代人現代角度對機械原理的整理性深化認識致關重要。
本發(fā)明復合滑動回轉機構，與現有機械形式最大的區(qū)別在于不把簡單構件的功能在獨立功能單元的層次上封頂，而是在剛性構件層次不賦予其獨立的確定運動，在幾何形態(tài)與系統功能的雙向修正約束中確定系統的整體外現功能。這種意義在本發(fā)明及本發(fā)明的幾個重要實例中將有明確的表現。
附圖10描述的基本結構狀態(tài)，如果沒有構件3復合滑塊的存在，O1的腔體轉子和O2的定心滑塊，是兩個獨立的旋轉構件，二者之間沒有關系，而作為構件3本身沒有確定的旋轉定位中心，只能依靠O1轉子的內腔滑軌和O2軸上滑塊垂直的雙向約束確定自己的系統位置。因O1、O2對二次滑塊的分別約束是有限約束，造成了二次滑塊在系統中定位的不穩(wěn)定特性。O1O2做為原本獨立的旋轉系，各自具有兩個正反轉的自由度，加入構件3后，統一成系統的正反轉的兩個自由度，表現出構件3反過來的對O1O2兩相對中心的約束性。并因此而建立了變位中心對兩定位中心的統一與聯系。圖10中以O1O2中心距長為直徑的圓是構件3幾何中心的自轉公轉過程所在的軌跡。
視覺上，O1O2是矛盾的，但實際機理中O1O2的矛盾特性只被用來確定復合滑塊的位置和建立系統的有機聯系，沒有O1O2同處于一個旋轉系中的矛盾，就沒有二次滑塊的變位特性，在此O1O2的相互矛盾是系統功能取向的目的性設置。而且O1與O2之間的中心距離的二倍就是構件3往復運動的距離。
附圖3是為說明本發(fā)明基本結構用于排壓功能的區(qū)位原理分解圖；也是基本結構三中心同步旋轉機理的說明附圖；先不看兩半圓的和二小直槽的進排位置。六個區(qū)位圖每個之間差30度相位。ABCD四個點表示二次滑塊的四個頂點。從1位--6位再回到1位，正好完成180度旋轉的半周期，O1腔體轉子的定心轉動，受到二次滑塊的視覺障礙，但二次滑塊的內滑合面與外滑合面垂直，外滑合端面受到的來自腔體轉子的力，在內滑合面上釋放，并隨著旋轉相位的變化，O2對二次塊的約束開始發(fā)揮作用，把二次塊推離O1O2的矛盾位置，O1對二次塊的約束是單方向的，在推動二次塊沿定心塊滑合面滑移過程中，沒有硬性障礙，同理O2也是如此。
O1O2之間的矛盾，既是約束二次塊變位范圍的原因，也是產生二次塊變位側推力的原因，這套系統之所以不存在旋轉障礙，結構性的因矛盾而產生的側推力正好與復合滑動的兩垂直方向分別對應性一致。矛盾因三中心同處一個旋轉系中而存在，同時矛盾產生的結構性側推平滑機理又使矛盾消除。
這是一個閉合平面內的三中心，雙低副同步旋轉形式，系統的正反回轉有兩個自由度，而二次滑塊在與腔體轉子和偏心定心滑塊的相對運動關系上又有內在的四個運動自由度，這些特征在現有機構形式中是不存在的。如活塞在缸體內的往復運動的兩個自由度，是連桿連通的曲柄正反轉的兩個自由度決定的，而且曲柄正反轉的變化對活塞往復運動的自由度沒有影響。在復合滑塊回轉機構中，偏心軸及軸上滑塊把曲柄功能和定位支撐轉動功能以及對二次塊往復運動的約束功能集于一身，二次塊既是活塞也是連桿，腔體轉子既是氣缸也是旋轉系的主體。原來曲軸支架的定位支撐與活塞缸體的遠距離定位統一，現在用構件1的腔體轉子和構件2的偏心軸在支架上的直接近距離定位所取代。至此，應該看到把“構件”單元內部“機構”化的構成途徑和簡單構件外緣連接的途徑相比的構成方法的差別。構件單元功能的過早封頂，是現有機械構成繁雜與體積大的原因，使構件單元的內部機構化，是本發(fā)明用極簡機制替代復雜機制的真正意義與目的。
本發(fā)明將引起各機械應用領域的結構性功能性雙重技術進步。本發(fā)明的基礎機構形式及功能特性，已將實用性目標指向剛性構件組合機制涉及的機械傳動領域，液壓傳動領域和全方位取代往復油(氣)缸機構的廣泛實用性領域。
本發(fā)明的細節(jié)機理及對各行業(yè)機械功能需求的普遍適應性，將在本發(fā)明的實施例中逐一涉及。
本發(fā)明應用實例之一，“復合滑塊齒輪軸”，相對現有齒輪軸構件的單中心特點，也可稱為“雙中心齒輪軸機構”。
附圖1，是雙中心齒輪軸的說明圖，左圖為平面圖，右圖為側位圖，下圖為構件形態(tài)圖，構件1，腔體轉子在此成為中間帶方孔的齒輪形態(tài)，構件2為雙端固定的長軸滑塊狀態(tài)，復合滑塊可以如圖中所示把內滑合面斜置也可保持與其幾何中線同方向的平置。4.5指示的護板支架可以承擔與構件1的軸承一道限定構件1的功能，也可把構件1的單端軸承改成雙端軸承定位。
雙中心齒輪軸機構主要的目的，是解決大負載大扭矩條件下對小尺度范圍偏心傳動的機械功能需求。在已有的機械實例中，偏移傳動中心，有多種方法，但都只能以構件組成運動副的形武完成。齒輪軸構件本身需要轉動支點，在外嚙合傳動改變傳動中心的實例中，不存在小尺度范圍勝任大力矩傳遞的可能，在內嚙合改變傳動中心的實例中，雖可解決小尺度偏移與大力矩的結構尺寸問題，在具體需求具體對待的現有實例中，齒輪軸構件的功能局限造成的系統體積過大，是普遍存在的現象，傳動中的主要目的是調節(jié)機械利益，但在設計過程中有時不得不把伴生的轉動方向變化再用一套齒輪變回來。本發(fā)明的雙中心齒輪軸機構因對外只表現一個相當于原齒輪軸的功能單元，但卻具有了可調節(jié)的偏心傳動特點。(在下面的實例中提及偏心度的可調機制)雙中心齒輪軸是功能單元在構件層次上的機構化構成?；A功能的改善如果能從零件甚至材料這些更為基礎的層次入手，機械系統的構成將越簡捷而性能將越好。
本發(fā)明的應用實例之二，復合滑塊聯軸器。
見說明附圖2，圖中構件1，變成了以被聯軸為支架定位點的整體形態(tài)，構件2也把原定位軸的功能直接與軸接手的一端合二為一，并增設了防止二次塊3掉下來的約束功能的圓盤。構件3的彤態(tài)沒有特別變化。
在現有的機械中，聯軸器是重要的動力與機械的連通手段，同時也是機械傳動的常用形式之一，現有的聯軸器對動力與機械連通過程中經常發(fā)生的徑向錯位，軸向離棄性錯位，及軸線角度錯位的自動調節(jié)能力都很差。鑒于業(yè)內人大士對此都非常熟悉不一一提及。本發(fā)明的復合滑塊聯軸器，只要增加二次塊滑合的有效厚度，就可以把軸向離棄式錯位放在幾十毫米甚至更大的允許范圍內，現有的調整聯軸器連接的兩軸之間的同心度的過程是相當麻煩的，理論上是不可能將兩軸同心度調整到絕對同心程度的，不同心則產生震動。用本發(fā)明的復合滑塊聯軸器解決這個問題，這個問題將不復存在。因為本發(fā)明本來就是可以雙中心轉動的機構。兩軸心相差的程度只要不超過復合滑塊聯軸器設定的兩中心距離范圍，就不影響連軸的功能需求。因此安裝時，只要大概看一下兩軸的同心度就可以，調整精度從允許的幾十絲可擴大到中心距允許的幾十毫米范圍。對于直接偏心傳動的動力，更是省去了許多輔助性機構，直接就可實現。而且允許軸線存在一定的夾角。
將滑合面和內外滑塊端面改成圓孤形(截面孤形)則可在偏心動力聯接的前提下，兩軸中線夾角可在“大”角度范圍內正常運轉，不是萬向節(jié)，但具備萬向節(jié)的功能。
以上這兩個應用實例都是剛性構件組合機制的機械傳動性功能實例。本發(fā)明在這種應用方向上表現出組合杠桿的機理和功能特性。
本發(fā)明做為機械傳動機構，構件1的軸O1和構件2的軸O2，是系統對外的力矩連通端子，在O1端輸入動力矩與O2端反饋的媒質力矩對抗是符合力矩平衡原理的，反之也一樣，其原因在于正反力矩通過構件3建立力矩對抗關系，O1端力矩以O1為支點，O2端力矩以O2為支點，形成兩個杠桿機理的動力臂一端的力矩形式，在附圖3中可以看到，隨系統所在的相位不同，二次滑塊連接O1O2的力點位置不同，但無論力點在哪，O1端力矩和O2端力矩都只面對一個共同的阻力臂長度，既O1O2兩中心距長度。O1端力矩以力矩強度通過O1O2這個阻力臂對抗于O2端力矩強度，反之也一樣。
在現有的力矩分析中大都是以共支點的力及力臂特征來分析力矩平衡原理的，而在本發(fā)明的這套組合杠桿機制中，力矩都是跨旋轉系而產生對抗作用機理的，構件3的中介連系作用把二個相距一定距離的旋轉中心聯系在一起，并形成兩系共同持有的公共阻力臂，本發(fā)明的機構，可以在系統之外調節(jié)機械利益，而在其內部沒有變矩的實質。
O1O2兩端的力矩都面對內部一個很小的阻力臂，在正反力矩的對抗中，形成反饋在O1O2兩支點之間的因動力臂與阻力臂(O1O2)長度比形成的對軸的“剪切力”，這個力對系統內外的機械利益沒有理論上的影響，(實際形成的摩擦力反力矩也不大)，但對系統運轉的克服外來旋轉障礙的能力卻致關重要，在附圖3中某一區(qū)位，二次滑塊內外滑合方向的某一位置設置一個攔路的銷釘，則會在系統的旋轉中很容易被切斷，如果銷釘足夠粗，則被剪斷的就可能是O1O2兩軸中的一個，這反映了系統一個極重要的性質，既克服旋轉障礙的能力，這不但解釋了前面說明中提到的系統利用“矛盾力”而旋轉的機理；同時也揭示了復合滑塊機構在全面取代往復油(氣)缸結構方面的強大優(yōu)勢。
本發(fā)明應用實例之三，油(氣)泵及油馬達。
復合滑塊回轉機構，O1O2互為結構性支撐。并以矛盾性質的結構支撐力推動二次滑塊的復合變位，在附圖3的6個相差30度相位的區(qū)位中，二次滑塊各有不同的相對性位置，從1-6再回到1,AB端面從A點在上的左側，翻轉到A點在下的右側。也就是系統旋轉180度AB端從最大空間容積位置過渡到相對轉子腔體的最小空間容積位置，這是一個單行程，CD端面180度過程從D點在上的右側翻轉到D點在下的左側是與之同時發(fā)生的，這也是一個單行程，決定這個行程距離的是O1O2中心距，行程等于2倍的O1O2。
從附圖3中可以看到系統轉360度，AB端和CD端面各完成一吸一排的往復行程，這相當于兩套活塞曲柄機構才能完成的容積排量。而且在二次塊與定心的滑塊相對空間中還有兩個相對隔離的空間在如此工作，也就是說，復合滑塊回轉機構三個基本功能構件，做排壓泵使用時，可以相當于同一曲柄上的二套大缸和兩套小缸才能完成的工作總量，結構的簡化程度和容積效率是在300％左右的。
本發(fā)明在做泵類使用時，另一大特點是無需單向閥，缸與活塞同步運轉，高壓區(qū)和低壓區(qū)各占180度范圍，自然隔離，圖中涂灰的部分，是按旋轉方向確定的一個孤形高壓區(qū)和一個橫置在中心區(qū)域的高壓槽，與這兩個高壓槽分別相對的是兩低壓槽區(qū)。出口、進口隨旋轉相位的吸排位置自然接通或分離。這種簡捷性也是非常明確的。而且改變旋轉方向，進排關系可自然翻置。
本發(fā)明反過來就是馬達，除了上面提到的簡捷性以外，做馬達時，其力學角度的液(氣)壓功能轉化效率是其它形式的馬達無法比的，首先，可以把二次塊中間的滑合槽斜置，液(氣)壓強在面積上產生的正壓力必然產生下滑力，在上止點位置就可以獲得相當于最大力矩位置60％的偏轉力矩。(具體形態(tài)詳見后面發(fā)動機實例附圖8和附圖7的描繪)，這也是曲柄聯桿機構上止點力學機理所不能比的，四個缸兩大兩小，各以相隔90度相位的形式，從兩個垂直的方向上產生液壓扭矩。而且改變進油方向就可改變旋轉方向。
泵與馬達在現有的應用實例中，都有一個變量調節(jié)的技術問題，多數實例都是定量設置的，而有不少特殊需求的實例要求泵和馬達具有變量能力，這一點對復合滑塊結構而言，解決起來非常容易，讓O2中心變?yōu)榭烧{結構就可獲得零排量到O1O2距離允許的不使二次塊與腔體頂死的極限位置距離內的無級變化自由度。
本發(fā)明應用實例之四，制冷壓縮機和空壓機。
空壓機與壓縮機是同樣機理同樣結構的一回事，在此以制冷壓縮機為代表予以說明。
附圖4、5、6三張圖是泵及壓縮機的試驗機說明圖，實用機型無需設置齒輪傳動機構。象附圖10中的狀態(tài)加上附圖4中的進排槽形式就可以，中間做為構件3的二次滑塊，可以是分體式，也可以是整體式，可視具體情況面定。
在附圖4中，上半部由11指示的高壓排槽，有一段是涂灰的，高壓槽全范圍使用就可用做泵，只用涂灰的部分就可做壓縮機使用，槽的長短取決于出口壓力的額定參量。目的是在空間密閉條件下被壓縮氣體密度與高壓區(qū)中氣體壓力相同時，再開始排壓。
在制冷行業(yè)，現有一種公認的最先進的渦旋壓縮機結構，其最明顯的優(yōu)勢就是容積效率極高，但在復合滑塊回轉機構做壓縮機的使用優(yōu)勢面前，在同等轉子直徑同等厚度，同周期的比較之下，本發(fā)明結構的優(yōu)勢，至少可比渦旋壓縮機多獲得20％的容積排量，而且渦旋機構加工精度，材料適應性都要求很高，本發(fā)明幾何形態(tài)簡單，結構簡捷，制造成本可以比其低幾倍，使用壽命可以比其長幾倍，耐受惡劣工況和降低噪音方面都有明顯的綜合優(yōu)勢。
附圖4是壓縮機與泵的結構平面圖，附圖6是零件形態(tài)圖和裝配關系圖，附圖6是區(qū)位力學分析區(qū)位簡圖，這張圖主要是為技術人員力學分析而提供，其實質上與附圖3一樣。附圖4、附圖5中的標記是統一的，可對照確定，在此不一一解釋。
本發(fā)明應用實例之五。內燃內噴式發(fā)動機。
本發(fā)明和曲柄活塞發(fā)動機比較，優(yōu)勢可是太多了。
附圖8是復合滑塊轉子內燃、內噴式發(fā)動機平面結構圖、附圖7是相隔60度相位的區(qū)位分解圖，附圖9是發(fā)動機的側位簡圖，主要構件的標識與前面的一致，其它標識說到時再提及。前面已基本提到了本發(fā)明做馬達做發(fā)動機的其它主要優(yōu)勢，在此可按發(fā)動機性能需求線索逐一說明。
1．組合自由度。復合滑塊機構一套單獨使用，就是一個雙缸發(fā)動機，中間的空間變化可用做自吸能力極強的潤滑泵，并以其不小的排量為根據可兼負內冷使命。
2．四沖程特性。轉180度，端面完成一個單行程，720度完成吸、壓、功、排四個行程，兩個端面相位差為180度，每轉360度范圍都有一個做功行程存在。
3．用邏輯閥簡化進排氣門機構。
在附圖8中，16、17標識所指位置16為進氣閥，17為排氣閥，所謂邏輯閥既每碰觸一次，閥體轉90度，碰4次，接通打開一次，在圖中左邊一組中25指示的一個圓是半黑半白的，黑區(qū)是做功區(qū)或吸氣區(qū)，白區(qū)是排氣區(qū)或壓縮行程區(qū)，黑白交界處設兩觸點機關，每個閥上的“機關”路過時碰觸一次便完成需要的進排邏輯功能對應響應。
4．上止點的膨脹壓力轉化成扭矩的下滑力機理。這一點在馬達實例中提到，在此進一步解釋。和活塞曲柄相比上止點點火后，不僅僅依靠系統慣性過渡，在復合滑塊中部設置的斜置15度-25度斜滑合面，在復合滑塊的上止點位置產生的下滑力是自然產生的結構性特點；如果以20度斜置計，膨脹力將有(Sin20度=0.342)34.2％的下滑力產生。如果以滑合面到O1的垂距計算力臂，其力臂長度約相當于O1O2極限力臂長的2倍，也就是說，在上止點位置復合滑塊因斜面機理產生的下滑力矩相當于膨脹功在O1O2極限力臂區(qū)位(見附圖8中右組的狀態(tài))，所能轉化的極限扭矩的68.4％左右。而且在圖7中1位到4位的180度范圍內，前90度是下坡，下滑力方向與二次塊方向相同；到后90度時，下滑力和構件2定心滑塊的相對運動方向相反。但這與常識中的上下坡概念不同，不管是上坡還是下坡，只要有正壓力，斜置的20度內滑合槽就產生與旋轉方向相同的順向旋轉力矩，即使圖中ab端面處在壓縮行程時，也是如此，詳細機理非常有趣，請參照附圖7慢慢地把兩對應端面的“功”與“壓”，“功”與“排”等變化對應起來看，則兩端面上、下坡的關系正好良性互補。
5．壓縮比設計自由度和壓縮比微調機構的設置意義。
壓縮比可自由設定，沒有曲柄連桿運動范圍與缸體裙部的矛盾限制，對于現有汽柴油機而言，壓縮比是設定的，是不能在機器使用過程中調整的，而復合滑塊轉子發(fā)動機只要在O2軸位的固定支架上設置一個微調機構，就可改變壓縮比，而且可用壓力傳感器與之聯合動作，讓機械根據氣缸容積在上止點附近對爆燃壓力的感覺調整O2相對O1的中心距讓壓縮比適應燃料的變化。
6．多點點火的可能性在圖9中火花塞的畫出位置，是上止點的點火區(qū)，為防止燃燒不充分，在做功區(qū)內還可設置一個到二個延時點火區(qū)位，這祥是否可以消除廢氣中的一氧化碳。
7．進排氣兩區(qū)的隔離圖8中10指示的虛線180度范圍的孤槽，為進氣槽區(qū)是處在轉子體齒輪背面的，而排氣區(qū)是在轉子端面上由齒輪隔離在進氣槽另一側的，進氣槽在圖9中10的指示位置以與齒輪面彈性接觸的形式存在。
8．噴氣助推機理廢氣在高溫高壓狀態(tài)下，已完成把系統旋轉180度的使命，對于曲柄活塞發(fā)動機而言，只能在消音器中把廢氣壓力緩解釋放，而在缸體與活塞同步旋轉的復合滑塊轉子內燃機中，內燃功使命完成后的廢氣，還可以用高溫高壓的能量再做一次功。圖8中12指示的是一組彈簧卡，固定在定子排氣口前置部位，18指示的彈簧卡組合固定在排氣閥的旋轉方向前置部位，廢氣以幾十個大氣壓沖出，其體積相當吸入混合氣的十六倍左右，在兩組彈簧卡之間產生撐力。這個撐力是實實在在的，白檢的，但這個撐力與活塞端面一樣有“上坡區(qū)”和“下坡區(qū)”，也有反饋在排氣端面上的反力矩區(qū)，但在圖7中可以看到，排氣口打開廢氣沖出的位置正是系統的正角度支撐位置，此時只有廢氣產生的順向力，沒有與之抗阻的反力矩，當轉過60度到圖中的2位時，反力矩開始加大，但到4位排氣結束時，廢氣壓力還在，還要至少推動轉子轉90度的廢氣做功范圍。盡管廢氣壓力是逐體積增大而遞降的，但使發(fā)動機增加40％的熱機效率應該是沒太大問題的，實際情況可能要比估計的樂觀。
本發(fā)明做內燃機，不但比活塞曲柄機構更具力學合理性，更可以大大減少機體重量與體積，減少輔助機構的設置，而且可以把內燃機和噴氣輪機的機理結合在一起，其實在意義業(yè)內人士自有判斷。
9．減少面積摩擦的措施圖8中，圖面看到的這個轉子平面是只能與護板機體直接接觸的，但實際上在留有的適當間隙之間轉子與護板只能是虛接觸，一是因為有中心泵出涂抺在間隙上的潤滑油，二是排氣壓力和做功壓力都是把壓力壓在轉子齒輪結構上的，因此這個間隙面是虛接觸的。為避免齒輪背面與機體的接觸，在側位圖9中可以看到設置的壓力軸承21，在實際應用中，這個壓力軸承應該是可以微調的。
至于有關發(fā)動機的其它細節(jié)問題，在此不過多涉及，總之復合滑塊轉子內燃、內噴發(fā)動機做為目前世界上最為先進的發(fā)動機已不能質疑。
本發(fā)明在其它領域也有巨大的應用潛力，如榨油機、壓力武粉碎機或叫擠碎機，并可把擠碎與細磨的多級過程集中這三個構件中，并由其它選排料和篩子返料機構共同形成高效能機械系統，在壓型機方面如制磚、制藥等范圍，尤其在高濃度泥漿料的泵功能方面將有相對現有泥漿泵的絕對優(yōu)勢。凡此種種不能一一列舉。
做為一種新的基礎機構，其應用前景非常廣闊，一方面可以提高機械功能目的性追求與設計的自由度范圍，一方面將把現有機械應用實例的技術水平提高到一個劃時代的新水平。
關于說明附圖及圖面說明圖1復合滑塊齒輪軸機構也稱雙中心齒輪軸(本說明實施例之一)圖2復合滑塊連軸器(本發(fā)明實施例之二)圖3是“三中心復合變位同步旋轉機構”旋轉區(qū)位分解4泵與壓縮機試驗機型的平面結構圖(本發(fā)明實施例之三、之四)圖5是附圖4的零件形態(tài)圖及裝配關系6是附圖4的運轉狀態(tài)區(qū)位分解7是復合滑塊轉子式內燃、內噴發(fā)動機的原理區(qū)位8是復合滑塊轉子式內燃、內噴發(fā)動機平面結構簡9是附圖8的側位簡圖附圖1中，左、中、下三部分，左圖為平面位置圖，右圖為側剖位置圖，下圖為零件形態(tài)圖，標識1--齒輪腔體；2--雙端定位的定心滑塊軸；3--復合變位滑塊也稱二次滑塊；4、5--護板支架；A、B代表齒輪齒端。
附圖2中；上下二部分，上圖為復合滑塊聯軸器的側剖視安裝位置圖，下圖為零件形態(tài)圖，標識1--腔體轉子與軸聯結的接手一端，標識2--定心滑塊與接手量端的整體構件，3--為復合變位的二次滑塊。
附圖3中；6個區(qū)位圖，每個區(qū)位相差30°相位，A、B、C、D代表復合滑塊的四個頂點，O1代表腔體轉子中心，O2代表定心滑塊及軸的旋轉中心，箭頭代表旋轉方向，涂灰的槽形，代表按旋轉方向確定的高壓排槽與之相對的是低壓進槽。
附圖4中的標識與附圖5中的標識所指相同，1--周邊設齒輪的腔體轉子，2--定心滑塊與軸的組合，3--分體的二次滑塊，4--外緣定位的滾柱軸承，5--動力輸入齒軸，6--軸套，7--動力輸入齒輪，8--內排槽口，9--內進槽口，10--外進(排)槽，11--外排(進)槽。
附圖5中，所有零件形態(tài)安裝配關系排列，1-11標識所指與圖4中所指一致。
附圖6中，6個區(qū)位分解圖，每個區(qū)位相差30°，箭頭所指為旋轉方向。
附圖7,6個區(qū)位分解圖，每個區(qū)位之間相位差為60°,a、b、c、d代表二次滑塊的四個頂點，箭頭所指為旋轉方向。此圖是圖8的原理區(qū)位分解圖。
附圖8中，標識1--為腔體轉子與連體齒輪，2--定心滑塊軸，3--復合滑塊“活塞”，8-內排槽，9--內進槽，10--外進氣槽，11--排氣通道，12--彈簧片組合(固定于定子)，13、14-齒輪軸，15--轉子齒輪，16--進氣邏輯閥位置，17--排氣邏輯閥位置，19--彈性密封片，20--排氣出口，25--高低壓區(qū)示意圖半黑、半白。
附圖9中，標識1--腔體轉子連體齒輪，2--定心滑塊與軸，3--復合滑塊活塞，10--進氣槽，11--排氣槽，15--腔體轉子齒輪，16--進氣邏輯閥位，21--壓力軸承，22--火花塞，23--轉子軸套，24--轉子上的進氣通道。
權利要求
本發(fā)明的“三中心復合變位同步旋轉機構”(簡稱復合滑塊回轉機構)是機械史視覺角度的一種新型機械組合的基礎機構形式與構成方法，相對現有基礎機構形式的“平面連桿機構”、“凸輪機構”、“瞬心線機構包絡機構”、“棘輪、槽輪機構、不完全齒輪機構”“斜面機構，螺旋機構“五大類基礎機構實例，可做為新型基礎機構的構成方法而存在，其目的是使構件單元“機構化”，在簡化并“濃縮”構成機制的同時增加機構的功能范圍。1、本發(fā)明三中心復合變位同步旋轉機構的基本特征是，三個基本功能構件，三個相對分立的旋轉中心，兩個是具有支架定位的轉動中心，一個是在兩定心轉動構件約束下，復合變位構件的定范圍轉動中心，在兩個定心轉動構件的中心之間，一個處在系統的中部，為系統外約束中心，一個處在相對系統中部外約束中心偏置的內約束中心，三個構件的三個旋轉中心組成一個共同的旋轉系統，并同步轉動，在轉動中復合變位構件往復式變位，變位幅度由兩定位中心距離決定。
2.權利要求1、所指的“三個基本功能構件”是支架和輔助定位及其它輔助設置以外的；表現系統目的性機制和各自幾何形態(tài)在系統機制允許范圍內變化的，針對不同應用需求，改變幾何形態(tài)；及改變接觸方式，而不改變組合杠桿變位；變矩性質的三個基本功能構件。
3.權利要求2、所述的“組合杠桿變位、變矩性質”是指本發(fā)明在用于把兩定位轉動中心做力矩輸入輸出端子對的，兩定位中心距離做為兩端子力矩的公共阻力臂性質，一個力矩從所屬中心的支點，通過公共阻力臂作用于另一力矩中心并產生對另一力距的對抗時，只可看到三構件之間相對的變位現象而無變矩的性質，既在此類應用方向上使構件單元“機構化”時，對外只表現一個統一杠桿原理功能單元的組合杠桿性質。
4.權利要求2、所述的“組合杠桿變位變矩性質”，還在于將本發(fā)明三個基本功能構件組合成的旋轉往復變位空間用于油泵、水泵、泥漿泵、壓縮機等正向排壓做功和液氣馬達內燃機等反向排壓做功，以及利用變位空間擠碎擠型等領域時，定范圍轉動構件在端面上反饋的、或直接形成的合力，在系統內部形成的反轉力矩，是隨系統相位兩定心轉動構件的中心結構性相互支撐方向錯開的垂距而變化的，兩定心之間處于結構支撐力大小相等方向相反并在一條直線上的位置，端面合力全部被結構承受，端面合力存在，而系統內部的反轉力矩不存在；系統相位錯開這各位置；兩定心之間的結構支撐力相互間的力線之間的垂距將逐漸增大到兩定心之間的極限位置，既端面合力持有的極限反力臂長度。此時組合杠桿從內部使用，并在系統結構支撐約束下，在三構件三個相對旋轉系的組合關系方面，表現出相對外力矩的變位，變矩特征。
5.權力要求1所述“三個基本功能構件”的復合變位的定范圍轉動構件，可以是整體的，也可以是分體組合的；在其中間部位是可以針對具體應用需求而開設斜置滑合(滾動)接觸面的，但無論如何變化，其做為定范圍轉動構件的性質，和處于兩定心構件之間的中介性質不變。
6.權利要求1所述“三個基本功能構件”中，處于系統外約束中心的構件是腔體轉子，可以與應用目的所需的齒輪或其它構件形成轉子組合體；也可在腔形內相對復合變位構件的端面加入任何輔助應用目的實現的設置與變形措施及系統構件之間相對運動和幾何形態(tài)要求的腔體對外的開口形式。但無論加上何種沒置與措施，甚至把轉子外形改成復合的幾何形態(tài)，都不改變此構件的外約束中心的性質。
7.權利要求1、所述“三個基本功能構件”中的處在偏置位置的內約束中心的構件，可以是矩形滑塊與定心轉動軸組成的構件，也可以是由輪珠(柱)與軸結合成的只承擔結構支撐作用而不承擔力矩傳遞作用的偏心支撐功能的構件，但無論怎樣變化都不改變構件的內在約束特性。
8.權利要求4提及的“往復變位空間”指本發(fā)明在三個主要功能構件同步旋轉過程中形成內外往復變化空間，將這種變化規(guī)律應用到具體目的性過程中時，形成的做功區(qū)和做功準備區(qū)的隔離特性，不隨進，排壓口和進排料口的形態(tài)設置而改變，也與是否采用進排單向閥和單向閥的邏輯開合順序設置無關。
9.根據權利要求1所述的全部內容，并在權利要求1基礎上，本發(fā)明在排壓口旋轉方向上前置的；與轉子體伸縮固定連體的正向受壓面積與機體定子部分固定的反饋力形成的受壓面積之間可使系統獲得排壓助力力矩，這種設置自由度來自系統類如“缸體”與“活塞”同步旋轉的機構特性，和選擇何種噴口形態(tài)及定子轉子間的受壓反饋力的獲得途徑與設置方式無關。
10.根據權利要求1中所述的“在轉動中復合變位構件往復式變位。變位幅度由兩定位中心距離決定”的規(guī)律，可在各種需要在運動中調節(jié)偏置傳動幅度和調節(jié)空間容積變化幅度的目的性功能機械中，建立通過調解內約束中心相對外約束中心距離的機制，達到調節(jié)復合變位構件行程的目的，具體技術途徑是在內約束中心的固定支架上設置調節(jié)機構。
全文摘要
本發(fā)明的“三中心復合變位同步旋轉機構”是相對現有機械構成實例五大類基礎機構的新型機構形式,同時是使構件單元“機構化”的主導意識體現與實例。以此基礎性創(chuàng)造性機構為基礎,本發(fā)明在雙中心齒輪軸,復合滑塊聯軸器,泵類、壓縮機類,液氣馬達類、擠出、擠碎及壓型類、機械應用實例及內燃機與噴氣機組合成轉子內燃內噴式發(fā)動機的諸多實例中充分表現了本發(fā)明跨領域,跨行業(yè)的廣泛適應性。本發(fā)明拓展了機械目的性功能追求與設計的自由度范圍。
文檔編號F16H35/00GK1217440SQ97121610
公開日1999年5月26日 申請日期1997年11月7日 優(yōu)先權日1997年11月7日
發(fā)明者劉彥剛 申請人:劉彥剛