本发明涉及发动机技术领域，具体涉及一种水平对置式发动机活塞。
背景技术：
目前，传统的发动机是由活塞带动曲轴转动而产生动力，在发动机上有存在一个压缩比的参数，压缩比高发动机的性能也高，但是高压缩比会带来爆震的问题，因此需要对活塞进行降温，对应传统的曲柄滑块的发动机来说，受制于其结构的影响，其降温方式一般是在缸体上增加喷嘴，从外部都活塞进行降温，很难从活塞的内部实现降温，因此这种降温方式的效率较低；另外，传统发动机，因连杆摆动运动会在活塞上产生侧向力，导致活塞在直线往复运动过程中，在垂直于运动方向上有微量摆动，因实际上的活塞是存在摆动的，另外，虽然活塞头与气缸是密封的，但是考虑到热胀冷缩，在实际装配式是活塞头与气缸之间是存在微小间隙的，活塞环也无法做到百分百的密封，因此对于传统的发动机来说，其燃烧过程中产生的水蒸汽会进入到曲轴箱内，进而对机油还有其他部件产生影响。
技术实现要素：
针对上述存在的技术不足，本发明的目的是提供一种水平对置式发动机活塞，能够实现对活塞进行内部降温，提高发动机的压缩比，并改变传统活塞运动的方式，使得活塞杆上可增加密封结构，进而防止水蒸气进入曲轴箱内。
为解决上述技术问题，本发明采用如下技术方案：
本发明提供一种水平对置式发动机活塞，该活塞设于水平对置式发动机的缸体内，并通过连杆与水平对置式发动机的曲轴相连接，其特征在于，该活塞包括一活塞导向、对称设置在所述活塞导向两端的活塞杆和活塞头，所述活塞导向与活塞杆可拆卸连接，所述活塞头与所述活塞杆固定连接，所述活塞头作为与发动机的气缸相配合的密封端，所述活塞导向作为与缸体相配合的导向端，所述活塞杆上具有与所述连杆滑动连接的滑动端；
所述活塞杆与所述活塞头上设置用于机油循环的冷却回路和润滑回路；
所述冷却回路与所述润滑回路将机油从活塞导向处引入，经过活塞杆与活塞头后重新回流到缸体内。
优选地，所述活塞杆的外轮廓为旋转体，所述活塞杆远离所述活塞导向的端部开设有空腔，该空腔为盲孔结构，且该盲孔的孔底与缸体相连通，该空腔靠近活塞头的端部与活塞头密封连接，所述活塞杆远离活塞导向的端部与所述活塞头之间具有冷却环腔，该冷却环腔与所述冷却回路相连通。
优选地，所述冷却回路内的机油从活塞导向处流入活塞杆内，经由所述冷却环腔回流入活塞杆内并流入活塞杆的滑动端形成一个循环；所述润滑回路与所述冷却回路相连通，所述冷却回路内的机油在循环的过程中流入润滑回路内并流入活塞头与气缸的滑动接触面，在活塞的运动过程中，机油通过润滑回路回流到活塞杆的空腔内并经由该空腔流入缸体内形成一个循环。
优选地，所述冷却回路包括开设在所述活塞杆上的若干个冷却进道和若干个冷却回道，所述冷却进道的一端通过活塞导向与缸体相通，所述冷却进道的另一端与所述冷却环腔相通，所述冷却回道的一端与所述冷却环腔相通，所述冷却回道的另一端与活塞杆的滑动端相通；
所述润滑回路包括开设在所述活塞杆与所述活塞头上的若干个润滑进道和若干个润滑回道，所述润滑进道的一端与所述冷却回道相通，所述润滑进道的另一端与气缸相通；所述润滑回道的一端与气缸相通，所述润滑回道的另一端与所述空腔相通。
优选地，所述活塞头的外周壁上开设有若干个环槽，所述润滑进道与所述润滑回道的一端延伸至其中一个所述环槽内。
优选地，所述活塞导向上开设有供所述连杆穿过的闭口环形的通槽，所述连杆与安装在活塞导向上的活塞杆的滑动端滑动连接；所述活塞导向的两侧还对称开设有若干个油槽，所述冷却回路与其中一个油槽相连通；所述活塞导向的两端开设有供所述活塞杆安装的安装孔，该安装孔与所述通槽相通。
优选地，所述滑动端为开设在活塞杆位于活塞导向的端部的安装槽。
优选地，所述活塞杆上嵌套有固定在缸体内的油封，所述活塞杆与所述油封密封并相对于油封往复直线滑动，所述滑动端为开设在活塞杆位于活塞导向的端部的安装槽。
优选地，所述活塞远离所述活塞导向的端面为圆弧凹面。
本发明的有益效果在于：
(1)本发明改变了传统曲柄连杆式的发动机的工作方式，使得活塞的运动方式是直线往复运动，由于传统发动机，因连杆摆动运动会在活塞上产生侧向力，导致活塞在直线往复运动过程中，在垂直于运动方向上有微量摆动，并且活塞头并不能做到完全的密封，因此传统的发动机无法设置密封结构，而本申请怎可在活塞上设置密封结构，进而防止燃油燃烧后产生水蒸气进入缸体内；
(2)本发明对活塞的结构进行改进，利用冷却回路使得活塞的冷却可以从内部进行，进而大大提高了活塞的冷却效果，有助于提高发动机的压缩比；同时利用润滑回路能够对活塞的运动进行润滑。
(3)本发明采用分段式的结构，即活塞杆与活塞导向可拆卸，进而方便的加工和装配，同时活塞导向为适应连杆的安装，其上采用闭口的开槽方式，提高了加工精度，较于开口的设计来说，开口设计会引起缩口，使活塞导向外圆一侧大，一侧小，进而影响精度。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1为本发明的活塞和连杆的立体图；
图2为本发明的活塞的立体图；
图3为本发明的活塞的平面图一；
图4为图3中a-a向的剖视图；
图5为本发明的活塞的平面图二；
图6为图5中b-b向的剖视图；
图7为本发明的活塞的平面图三；
图8为图7中c-c向的剖视图；
图9为本发明的活塞的平面图四；
图10为图9中d-d向的剖视图；
图11为活塞头的平面图；
图12为活塞的爆炸图；
图13为活塞的局部爆炸图；
图14为活塞置于缸体内的结构示意图；
图15为第一种情况的活塞的有限元仿真示意图；
图16为第一种情况的活塞导向的有限元仿真示意图一；
图17为第一种情况的活塞导向的有限元仿真示意图二；
图18为第一种情况的活塞杆的有限元仿真示意图一；
图19为第一种情况的活塞杆的有限元仿真示意图二；
图20为第二种情况的活塞的有限元仿真示意图；
图21为第二种情况的活塞导向的有限元仿真示意图一；
图22为第二种情况的活塞导向的有限元仿真示意图二；
图23为第二种情况的活塞杆的有限元仿真示意图一；
图24为第二种情况的活塞杆的有限元仿真示意图二；
图25为第三种情况的活塞的有限元仿真示意图；
图26为第四种情况的活塞的有限元仿真示意图。
附图标记说明：1-活塞导向、11-通槽、12-油槽、2-活塞杆、21-空腔、22-冷却进道、23-冷却回道、24-润滑进道、25-润滑回道、26-安装槽、27-通孔、3-活塞头、31-环槽、32-冷却环腔、33-圆弧凹面、4-密封板、5-固定销、6-油封、71-连杆本体、72-导轨、73-滑环、74-转动副、8-缸体、9-气缸、10-排气通道。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
实施例
如图1所示，本发明提供了一种水平对置式发动机活塞，该活塞用于水平对置式的双曲轴发动机内，并通过连杆与双曲轴相连，即在该连杆上设置有两个连接部位分别与曲轴相连，即连杆包括连杆本体71和滑环73，滑环73与连杆本体71滑动连接，构成一个滑动副，连杆本体71上设置有一个转动副74，同时滑环73本身也是一个转动副，滑环73和转动副74分别与发动机的曲轴相连接，连杆本体71的两侧设有导轨72并且与连杆本体71一体成型，进而降低二者采用分体式因材料受热变化不同引起机器运转沉重的问题，两个导轨72分别与活塞杆2滑动连接，即与下述的滑动端滑动连接，进而实现活塞带动双曲轴转动。
进一步的，结合图2，该活塞包括一活塞导向1、对称设置在活塞导向1两端的活塞杆2和活塞头3，活塞导向1与活塞杆2可拆卸连接，即二者能够分离，进而形成三段式结构，即两个活塞杆2和一个活塞导向1，进而方便加工与装配；结合图12，活塞杆2与活塞导向1采用固定销5连接，在活塞导向1的两端分配开设有供活塞杆2安装的安装孔，进而通过固定销5将二者固定在一起；
活塞头3与活塞杆2固定连接，通过焊接将活塞头3固定在活塞杆2上，活塞头3作为与发动机的气缸9相配合的密封端，即活塞头3与气缸动9密封，活塞导向1作为与缸体8相配合的导向端，即利用活塞导向1与缸体8的配合限位作用，使得整个活塞的运动方向为直线往复运动，为此在发动机缸体8内配套的设置供活塞导向1运动的活塞导向槽；
活塞杆2的外轮廓为旋转体，活塞杆2远离活塞导向1的端部开设有空腔21，该空腔21为盲孔结构，且该盲孔的孔底与缸体8相连通，结合图2和图12，在活塞杆2靠近活塞导向1的一端开设有通孔27，由于活塞杆2与活塞导向1相固定，因此在活塞导向1上也开有与活塞杆2对应的通孔27，进而实现空腔21与缸体8相通，该空腔21靠近活塞头3的端部与活塞头3密封连接，结合图4和图13，由于空腔21为盲孔结构，因此在空腔21的端部采用了密封板4进行密封；活塞杆2远离活塞导向1的端部与活塞头3之间具有冷却环腔32，该冷却环腔32与下述的冷却回路相连通；由于该活塞杆2为旋转体，并且根据该活塞的结构，活塞的运动是直线往复运动，因此在其上可设置油封6(其为现有结构)，进而实现密封，该油封6可固定在缸体8上，利用油封6与气缸9密封，同时与活塞杆2动密封，油封6可防止燃油燃烧后产生的水蒸气进入曲轴箱内(即缸体8内)，由于传统发动机，因连杆摆动运动会在活塞上产生侧向力，导致活塞在直线往复运动过程中，在垂直于运动方向上有微量摆动，并且活塞头并不能做到完全的密封，因此传统的发动机在运转的过程中，无法在活塞杆上增设油封6进行密封，因此利用本申请的活塞，可使得缸体8的内气缸9与油封6的外侧进行密封，利用活塞杆2与气缸9之间形成的间隙储存水蒸气，并可在缸体8开设一个供水蒸气排出的排气通道10，需要注意的，该排气通道10要位于活塞头3位置极限的外侧，即活塞头3不会运动至该排气通道10上，如图14，我们为此给出一种示意图，可以看出油封6能够防止水蒸气进入缸体8内。
进一步的，在该活塞内设置有用于机油循环的冷却回路和润滑回路，分别用于对活塞头3进行冷却和润滑，冷却回路与润滑回路将机油从活塞导向1处引入，经过活塞杆2与活塞头3后重新回流到缸体8内，活塞杆2上具有与连杆滑动连接的滑动端；
即冷却回路内的机油从活塞导向1处流入活塞杆2内，经由冷却环腔32回流入活塞杆2内并流入活塞杆的滑动端形成一个循环，同时在滑动端形成对连杆的润滑，结合图4和图6，该滑动端为开设在活塞杆2位于活塞导向1的端部的安装槽26，连杆与安装槽26滑动连接，即连杆的两个导轨72与安装槽26滑动连接；润滑回路与冷却回路相连通，冷却回路内的机油在循环的过程中流入润滑回路内并流入活塞头3与气缸9的滑动接触面(即气缸的缸壁)，在活塞的运动过程中，机油通过润滑回路回流到活塞杆2的空腔21内并经由该空腔21流入缸体8内形成一个循环。
进一步的，为了实现上述的冷却和润滑的循环，如图4、图6、图8、图10所示：
冷却回路包括开设在活塞杆2上的若干个冷却进道22和若干个冷却回道23，冷却进道22的一端通过活塞导向1与缸体8相通，冷却进道22的另一端与冷却环腔32相通，冷却回道23的一端与冷却环腔32相通，冷却回道23的另一端通过活塞导向1与缸体8相连通；
润滑回路包括开设在活塞杆2与活塞头3上的若干个润滑进道24和若干个润滑回道25，润滑进道24的一端与冷却回道23相通，润滑进道25的另一端与气缸9相通；润滑回道25的一端与气缸9相通，润滑回道25的另一端与空腔21相通；活塞头3的外周壁上开设有若干个环槽31，润滑进道24与润滑回道25的一端延伸至其中一个环槽31内，结合图4，可以看出环槽31的数量为3个，最下面两个用于安装气环，最上面的一个用于安装油环，而润滑进道24与润滑回道25的一端延伸至最上面的一个用于安装油环的环槽31内。
结合图1和图2，为了配合连杆的使用，活塞导向1上开设有供连杆穿过的闭口环形的通槽11，连杆与安装在活塞导向1上的活塞杆2的滑动端滑动连接，闭口的通槽11在加工上更容易保证精度，相对于上一代的活塞(cn205744177u)的开口形式来说(开口设计会引起缩口，使活塞导向1外圆一侧大，一侧小)，更容易提高加工精度，因为通槽11的开设会使得活塞导向1形成薄壁特征，开口通槽在加工中变形较大，加之热胀冷缩，因此精度相对于闭口来说较差；活塞导向1的两侧还对称开设有若干个油槽12，冷却回路与其中一个油槽12相连通，如图4所示，冷却回路的冷却进道22与其中一个油槽12相通，进而引入机油，而在发动机缸体8内配套的设置供活塞导向1运动的活塞导向槽内则对应开设一个与油槽12相通的贯穿孔，该贯穿孔穿过缸体8，进而将机油引入到油槽12内。
结合图4和图11，活塞头3的端部进行了结构上的优化，其远离活塞导向1的端部的表面为圆弧凹面33，该弧面的设置使得气体能够旋转起来，油气混合的更加充分，形成较高的滚流比，实现高速燃烧。
根据上述活塞的结构，我们为此做了一些有限元仿真，以证明其可行性，其中使用的仿真软件和处理软件为ansa、hyperworks、abaqus，具体如下：
材料：piston(活塞)材料为alum(7075-t6)，拉应力≤120mpa，压应力≤240mpa；link(连杆)材料为：42crmo，拉应力≤350mpa，压应力≤700mpa；
该模拟是模拟现实中活塞在缸体中达到下止点时的情况，对于在这里的仿真，要求连杆不能发生任何的移动及转动，所以约束1～6自由度；接触部分如果没做接触的话，在仿真计算过程中会发生件与件的穿透，甚至某些件飞走；施加在节点的节点力是模拟物体的固有属性：惯性，产生的惯性力，这个数值的产生是整个活塞的质量乘以活塞杆在此点达到的加速度；实际是作用连杆更远离滑块的一端，之所以加在中间，是因为更为恶劣的工况下都能满足条件的话，实际情况就没问题了。
第一种情况：f作用在连杆中间，-y方向的惯性力；
零件：活塞头、密封板、连杆、活塞导向、固定销；
边界条件：约束连杆(dof12356)、接触部分作接触、各部件施加节点力f/节点数＝ma/nodenumber＝19785n/节点数；
加速度：a＝rw2＝(146.5/2)/1000*(4000*2π/60)2＝12856n/kg(其中146.5/2为回转半径，146.5为设计尺寸，4000为转速)
活塞质量：m＝1.539kg(为设计质量)
得到f＝ma＝1.539*12856＝19785n
通过仿真得到：(为简化说明，我们只给出了部分的仿真图)
dis(计算前后最大总位移)：0.26mm，如图15所示；
z位移(计算前后最大z向位移)：0.11mm；
密封板最大拉应力：9.7mpa；
密封板最大压应力：-26.3mpa；
连杆最大拉应力：148.6mpa；
连杆最大压应力：-174.7mpa；
活塞导向最大拉应力：58.7mpa，如图16所示；
活塞导向最大压应力：-107.7mpa，如图17所示；
活塞杆最大拉应力：56.7mpa，如图18所示；
活塞杆最大压应力：-148.4mpa，如图19所示；
活塞头最大拉应力：129.0mpa；
活塞头最大压应力：-38.2mpa；
结论：
1、y向施加总共19785n的节点力时，最大位移：0.26mm；z向位移11丝小于预留的25丝(即0.025mm，该预留的距离为设计尺寸)，活塞头不会撞到缸壁；
2、y向施加总共19785n的节点力时，活塞头密封板、活塞身、连杆、活塞导向、滑块都满足：拉应力≤120mpa；
3、y向施加总共19785n的节点力时，活塞头、活塞头密封板、活塞身、连杆、活塞导向、滑块、销子都满足：压应力≤240mpa；
4、y向施加总共19785n的节点力时，活塞头最大拉应力＝129.0mpa＞120mpa，略超出理想范围。该材料的实际屈服值为480mpa，远未达到屈服值，可以接受。
第二种情况：f作用在连杆中间，+y方向的惯性力；
零件：活塞头、密封板、连杆、活塞导向、固定销；
边界条件：约束连杆(dof12356)、接触部分作接触、各部件施加节点力f/节点数＝ma/nodenumber＝19785n/节点数；
加速度：a＝rw2＝(146.5/2)/1000*(4000*2π/60)2＝12856n/kg
活塞质量：m＝1.539kg
得到f＝ma＝1.539*12856＝19785n
通过仿真得到：(为简化说明，我们只给出了部分的仿真图)
dis(计算前后最大总位移)：0.26mm，如图20所示；
z位移(计算前后最大z向位移)：0.10mm；
密封板最大拉应力：9.0mpa；
密封板最大压应力：-27.0mpa；
连杆最大拉应力：158.4mpa；
连杆最大压应力：-169.7mpa；
活塞导向最大拉应力：59.1mpa，如图21所示；
活塞导向最大压应力：-107.2mpa，如图22所示；
活塞杆最大拉应力：57.4mpa，如图23所示；
活塞杆最大压应力：-150.4mpa，如图24所示；
活塞头最大拉应力：129.1mpa；
活塞头最大压应力：-38.2mpa；
结论：
1、y向施加总共19785n的节点力时，最大位移：0.26mm；z向位移10丝小于预留的25丝，活塞头不会撞到缸壁；
2、y向施加总共19785n的节点力时，活塞头密封板、活塞身、连杆、活塞导向、滑块都满足：拉应力≤120mpa；
3、y向施加总共19785n的节点力时，活塞头、活塞头密封板、活塞身、连杆、活塞导向、滑块、销子都满足：压应力≤240mpa；
4、y向施加总共19785n的节点力时，活塞头最大拉应力＝129.1mpa＞120mpa，略超出理想范围。该材料的实际屈服值为480mpa，远未达到屈服值，可以接受。
第三种情况：气缸的活塞头表面施加10兆帕压力，传递到连杆中间部分；
零件：活塞头、活塞头密封板、活塞杆、连杆、活塞导向、固定销
边界条件：约束link(dof12356)、接触部分作接触，
施加的力：fz＝10*π*(43.38)2＝59119n
进气侧：fz进＝32644n；
排气侧：fz排＝26470n；
f合＝59114n。
通过仿真得到：(为简化说明，我们只给出了部分的仿真图)
如图25所示：
最大位移：0.65mm
进气侧位移：0.65mm
排气侧位移：0.60mm
z位移：0.20mm，
一槽进气侧初始槽高：1.220mm(一槽指图4中最下面的一个环槽)
一槽进气侧最终槽高：1.204mm
进气侧一槽高度变化：1.220-1.204＝0.016mm
一槽排气侧初始槽高：1.220mm
一槽排气侧最终槽高：1.205mm
排气侧一槽高度变化：1.220-1.205＝0.015mm
密封板最大拉应力：94.4mpa
密封板最大压应力：-73.3mpa
连杆最大拉应力：398.9mpa
连杆最大压应力：-501.1mpa
活塞导向最大拉应力：97.8mpa
活塞导向最大压应力：-135.3mpa
活塞杆最大拉应力：100.2mpa
活塞杆最大压应力：-236.8mpa
滑块最大拉应力：48.4mpa
滑块最大压应力：-146.8mpa
活塞头最大拉应力：105.8mpa
活塞头最大压应力：-140.9mpa
结论：
1、气缸端施加59119n的压力时，进气侧位移(最大位移)：0.65mm，排气侧位移：0.60mm；z向位移20丝小于预留的25丝，活塞头不会撞到缸壁；
2、气缸端施加59119n的压力时，一槽进气侧收缩1.6丝，一槽排气侧收缩1.5丝，小于预留的3～4丝空间；
3、气缸端施加59119n的压力时，活塞头、活塞头密封板、活塞身、活塞导向、滑块都满足：拉应力≤120mpa，压应力≤240mpa；
4、内燃缸端施加59119n的压力时，连杆满足：压应力≤700mpa；
5、内燃缸端施加59119n的压力时，连杆最大拉应力＝398.9mpa＞350mpa，
超出理想范围。该材料的实际屈服值为900mpa，远未达到屈服值，可以接受。
第四种情况：气缸的活塞头表面施加10兆帕压力，传递到连杆中间侧偏25mm部分，
零件：活塞头、活塞头密封板、活塞杆、连杆、活塞导向、固定子
施加的力：fz＝10*π*(43.38)2＝59119n
进气侧：fz进＝32644n；
排气侧：fz排＝26470n；
f合＝59114n
通过仿真得到(在此关于仿真截图也做省略)
如图25所示
最大位移：0.55mm
进气侧位移：0.55mm
排气侧位移：0.51mm
z位移：0.05mm
一槽进气侧初始槽高：1.220mm(一槽指图4中最下面的一个环槽)
一槽进气侧最终槽高：1.205mm
进气侧一槽高度变化：1.220-1.205＝0.015mm
一槽排气侧初始槽高：1.220mm
一槽排气侧最终槽高：1.204mm
排气侧一槽高度变化：1.220-1.204＝0.014mm
密封板最大拉应力：94.4mpa
密封板最大压应力：-73.3mpa
连杆最大拉应力：268.4mpa
连杆最大压应力：-328.8mpa
活塞导向最大拉应力：65.9mpa
活塞导向最大压应力：-97.3mpa
活塞杆最大拉应力：95.6mpa
活塞杆最大压应力：-236.8mpa
活塞头最大拉应力：105.6mpa
活塞头最大压应力：-141.1mpa
结论：
1、气缸端施加59119n的压力时，进气侧位移(最大位移)：0.55mm，排气侧位移：0.51mm；z向位移5丝小于预留的25丝，活塞头不会撞到缸壁；
2、气缸端施加59119n的压力时，一槽进气侧收缩1.5丝，一槽排气侧收缩1.4丝，小于预留的3～4丝空间；
3、气缸端施加59119n的压力时，活塞头、活塞头密封板、活塞身、活塞导向、滑块都满足：拉应力≤120mpa，压应力≤240mpa；
4、气端施加59119n的压力时，连杆满足：拉应力≤350mpa，压应力≤700mpa。
使用时，该活塞置于水平对置式的双曲轴发动机内，并通过连杆与双曲轴相连，即在该连杆上的转动副74和滑环73分别与曲轴相连，活塞导向1作为活塞的导向端使得活塞的运动方式为直线往复运动，活塞头3作为活塞的密封端并与气缸9动密封；混合的油气在气缸9内燃烧，活塞头3的弧形凹面33加速混合效果，进而产生动力带动曲轴转动，在活塞运动的过程中，油封6起到密封作用，防止产生的水蒸气进入缸体8内；同时冷却回路和润滑回路内的机油产生流动，在冷却回路中，机油通过活塞导向1的油槽12内进入冷却进道22内，流经冷却环腔32进入冷却回道23，从冷却回道23流入活塞杆2的滑动端，进而形成一个循环，同时对连杆的滑动进行润滑；润滑回路内的机油从冷却回道23内经过润滑进道24流出活塞头3进入气缸9壁，在活塞运动的过程中将机油刮回，进而通过润滑回道25进入空腔21内，通过空腔21和活塞导向1上开设的通孔27流入缸体8内，形成一个循环。
显然，本领域的技术人员可以对本发明进行各种改动和变型而不脱离本发明的精神和范围。这样，倘若本发明的这些修改和变型属于本发明权利要求及其等同技术的范围之内，则本发明也意图包含这些改动和变型在内。