专利名称:真空能发动机的制作方法
本发明涉及一种可以自动地建立低压真空室并将其和大气压力间所产生的压力差，即压差能(亦称真空能)转化成动能输出动力作功的活塞式动力装置。本发明的目的旨在对新的动力源，即能源形式的探索开发。它的实施成功，将证明大气的静压力，系指与其相应的真空引力场的真空引力作为一次能源形式是可以成立地。
以下对本发明的具体内容参照附图遂题说明。
一、工作原理
基于同一原理，本发明可拟多种型式。现择三种代表性方案予以典型说明，以八缸双层立交滑瓦式(A-1式)为重点。
1、构成布局
图1是八缸双层立交滑瓦式(A-1式)构成布局示意图(俯视图)。
该式意在通过特设的滑瓦真空室和缸套真空室的机械串联及在偏心园周滑道约束下完成多缸组合调差等一系列合理布局，实现活塞动态平衡和缸套力矩恒压作功。
(1)基本结构和运动特点。
图中滑道1和主轴7的轴承(该图中略)外圈是固定部件，其它部件都在这二个固定部件的约束下做旋转运动或直线运动、主动部件是缸套6;被动部件是活塞5并连带活塞筒销4。半园滑瓦3、滑瓦2;其它部件是随动的。缸套和活塞在旋转运动的同时，做相对直线运动。缸套通过主轴等部件相对固定在轴承外圈上，旋转运动时，以轴承园心为运动中心，以滑道做参照物，轴心距离不断变化;活塞通过滑瓦等部件相对固定在滑道上。旋转运动时，也是以轴承园心为运动中心，并以其做参照物，轴心距离不断变化。可见，缸套和活塞的旋转运动中心在同一点上。区别是前者园周行程轨迹的园心和运动中心为同心，能保持固定的半径;后者园周行程轨迹的园心和运动中心为不同心，形成变化的半径，为偏运动中心的园周。二者园周行程轨迹为两园内切(或两园内含)。活塞和滑瓦间通过活塞筒销和半园滑瓦做活销连接，以适应二者间时在变化的角度。
缸套布局A、B、C、D二组对应缸位上层，E、F、G、H二组对应缸位于下层，二层立体交错，相邻缸位差角45°;滑道园心和轴承园心的偏心距为19mm，此决定了缸套匀速园周行程180°时，活塞变速直线行程40mm;滑道最远点在二园连心线左端Y处，最近点在右端切点附近J处。
(2)工作过程。比较传统的活塞式热能动力机，该机为二冲程式，抽空和回位二个冲程都伴随能量作功。工作过程说明以A、B缸为例，为了图示规整，活塞A和B的滑瓦中心没有画在滑道的Y处和J处，而是滞后17°。图中可见，A抽空未毕，B回位未毕。尽管如此，在研究工作过程时，要假想A抽空已毕，滑瓦中心点位于Y处;B回位已毕，滑瓦中心点位于J处。
a、起动准备此时各真空室内外压力相等，各转动部件处于静止状态。起动方式将抽气泵接通抽气阀9，各真空室压力很快减低，当绝对压强大约降至100托时，各缸便完成抽空或部分抽空，各缸套即形成力矩起动。
b、回位冲程活塞A抽空冲程已毕，再自滑道Y处经180°至J处，即完成回位冲程。全过程由缸套推动活塞连带滑瓦沿滑道面滑动。回位冲程临终，缸内渗漏气体通过排气阀11排出缸外。
c、抽空冲程活塞B回位冲程已毕，再自滑道J处径180°至Y处，即完成抽空冲程。全过程也是由缸套推动活塞连带滑瓦沿滑道面滑动，抽空冲程时，活塞B通过自吸阀10和连通管12保持了自方各真空室和A方滑瓦真空室绝对压强的相等。
如上b、c所及二个冲程是同时进行的，而对于某一个活塞来说，二个冲程间隔180°。
图2是八缸四层立交滑瓦式(A-2式)构成布局示意图(主视图)。
该式的基本结构及工作过程同A-1式。区别是该式为卧式装置，每层缸数为二个;活塞为长体式，其行程上止点在转轴园心线上。
图3是八缸双层立交滑轮式(B-1式)构成布局示意图(俯视图)。
该式意在通过特设的液压装置，将对应缸二个活塞实行液力串联，以实现与A式相同的效果。
2、动力布局
图4是A-1式动力布局原理图。以下内容包括每一个缸，不分其冲程性质。给定条件缸外为常压;各真空室绝对压强为100托，真空度86.84%。
(1)压力分布情况。通过对具体数据的得出，证明那些是按设计要求形成的平衡力，那些是没有冲突的有效压力。因为研究的需要，对相对真空面所形成的压力的概念按二个定义理解一是视在压力，二是有效压力。前者指实际存在的压力，后者指能产生实际效果的压力。二种压力数值不同，前者大于后者。其它性质的压力(或力)仍按本意理解。
a、缸套外端面视在压力28.26kg(πr2＝28.26cm2);外端面有效压力(FZ)24.54kg(28.26kg×86.84%);内端面压力3.72kg(28.26kg×13.16%)。
b、活塞外端面视在压力23.74kg〔28.26cm2-4.52cm2(活塞筒销遮挡部分)〕;外端面有效压力(F)20.62kg(23.74kg×86.84%);内端面压力3.72kg(28.26kg×13.16%)。
c、滑瓦滑瓦内弧面压力的确定比较复杂，要先弄清一系列力的关系。合力F′和活塞外端面有效压力F是一对平衡力，F为所设常量。F′1是大气压力对滑瓦内弧面的有效压力，是个因变量。量值由F′和F′1力作用线的交角，即力差角θ决定。角θ是自变量，角θ越小，F′1越大(或反之);角θ等于零时，F′等于F。显然这是不可能的。由此出现一个问题滑瓦作为一个有固定面积的部件，其内弧面所受压力是固定不变的，不能取因变量。解决方法有二个一是取F′1的最大量值，二是取F′1的平均量值。取前者，角θ偏大时，滑瓦和滑道摩擦力增大;取后者，角θ偏小时，F′1量值最小，会影响F′的正常量值，破坏F′和F的平衡。若采取补救办法，只有增大F′2，如此会影响一系列力的量值的稳定性。利弊权衡，应该取前者。滑瓦内弧面压力数据需待对F1、F2压力数据得出后再计算，这里先列出算式滑瓦内弧面视在压力设为Xkg;内弧面有效压力F′1(最大)＝Xkg×86.84%;外弧面压力3.72kg，与缸套、活塞内端面压力相等。后滑力F2的来源是F形成原因是力差角θ的出现，量值亦由此决定。它是沿滑道园周的切线方向运动，并对转轴形成很长的力臂和数值很大的力矩(+)，与缸套力矩对抗。F′2是缸套付出力，用以克服F2、F′1是活塞对滑瓦的垂直分力。
根据图中给出的角θ的度数和设定条件(F＝20.62kg)得出F1、F2数值(见表1)
根据表1得出滑瓦内弧面有效压力F′1(最大)(F′1＝F1)为20.31kg;F′2(F′2＝F2)平均数值为6.72kg;F′2力臂平均数值为133mm，这个数值和滑道半径134mm近似，说明F力臂平均数值即为滑道半径。
根据表1还可以得出每组对应缸二个力差角θ之和都等于38°;各组对应缸二个F1之和及二个F2之和都近似相等;F1分别为38.98kg(A+B)、38.46kg(C+D)、38.55kg(E+F)、38.76kg(G+H)，F2分别为13.40kg(A+B)、13.19kg(C+D)、13.20kg(E+F)、13.45kg(G+H)。影响其相等的原因，不是计算精度所致，而是后面将研究的同步差问题。
(2)缸套力矩的形成和实现。此关系到对已产生的真空能，能否有益地实现其转化成动能作功的目的。因为研究的需要，本题范围内假设力矩的形成和实现是二回事，分二个步骤进行，暂时引用“视在力矩”和“有效力矩”二个名词。前者指力矩可以形成，是实际存在的;后者指该力矩能实现其实际效果，即转动作用。
a、“视在力矩”形成条件一是要有相对固定作用的转轴和杠杆作用的力臂;二是要保证有效压力不被某力平衡。图中可见活塞外端面F被F′平衡，F不可能形成“视在力矩”(+);缸套外端面Fz没有平衡力，则可以形成“视在力矩”(一)，缸套外、内端面压力差24.54kg;Fz平均作用点取缸套端面中心，力臂43mm。
b、“有效力矩”形成条件一是要保证力矩的后支持点，即力源是持续的;二是要有相对固定的力矩的前支持点，此为物体运动或静止所必需有的摩擦条件;三是转动体的中心线和前支持点的前进方向夹角要大于90°。从图中可以得出，如上三个条件可以满足，具体看，缸套作为气动部件，后支持点有无尽的大气压力作力源。力矩的前支持点在滑道上，是通过活塞、滑瓦摩擦接触的;力矩的作用力是施在活塞体，概括讲缸套能够推动(实际是拨动)活塞体一起转动，是因为有了滑道这个摩擦面才得以实现。缸套中心线和滑道前进方向的夹角时在变化，是由力差角θ决定的，角度为直角加变化的角θ。缸套力矩一周作功6.63kgm(24.54kg×0.27m)。
(3)机内耗功情况
a、克服后滑力F2耗功缸套和滑道没有直接机械联系，力矩(一)的传递是在变90°方向上以相等的力臂通过其内侧面作用至活塞;活塞和转轴亦无直接机械联系，其后滑力F2力矩(+)的传递通过活塞外侧面作用至缸套。具体作用点是活塞运动上止点时的二分之一处所对应的缸套内侧面。该点合力(2F2)力臂平均为66.5mm;分力(2F2)1力臂平均为63mm;分力(2F2)2力臂平均为73mm。力的数值(2F2)为13.44kg;(2F2)1为12.7kg〔(2F2)COSθ(19°)〕;(2F2)2为4.38kg〔(2F2)Sinθ(19°)〕。
计算F2力矩(+)耗功不应取(2F2)及其力臂66.5mm，因为其分力(2F2)2虽和转轴形成力臂，但因其和转轴无机械联系，不能形成有效力矩，故只能取(2F2)1及其力臂63mm。
(2F2)1即F2力矩(+)耗功为5.03kgm(12.7kg×0.396m)。可见，和缸套力矩作功(6.63kgm)比较，这是个若大的数字，改善办法可增大半园滑瓦和活塞筒销的遮挡面积，后滑力F2即可减小，甚至消逝(后滑力消逝的方案将在后文的A-2式中实现)。
b、为克服后滑力F2缸套和活塞间产生滑动摩擦阻力耗功F2是作用在缸套推动活塞转动时接触的内侧面上，平均作用点取活塞上止点二分之一处，根据杠杆原理，F2在该处数值大约增加一倍(13.44kg)。其垂直分力为12.7kg。
设滑动摩擦系数为0.12，得出滑动摩擦阻力为1.52kg，行程取80mm(活塞二次直线行程)得出耗功为0.122kgm(1.52kg×0.08m)。
c、滑瓦和滑道间滑动摩擦阻力耗功压力的确定，不应取滑瓦F′1，这个分力已被F′同时平衡，对滑道已失去实际压力效果;应取约束滑瓦和滑道密封接触的弹性装置所施的机械压力。
设机械压力为2kg，滑动摩擦系数为0.10，得出滑动摩擦阻力为0.02kg;得出耗功为0.168kgm(0.2kg×0.84m)。
机内总耗功为5.32kgm。
有二部分计算误差应该说明一是在设缸内绝对压强为100托条件下，回位冲程排气是从全行程的八分之七处开始，剩下5mm行程，缸内、外压力相等，缸套将出现40度角的无功行程;此时，活塞内端面压力也等于缸外压力，后滑力消逝。缸套力矩作功和F2耗功都不存在。问题是对FZ作功和F2耗功的计算数值偏大，准确数据有待对缸内真空度最终确定后计算。二是在抽空冲程开始至20度角左右，中间是真空室关闭到重新建立的过程，缸套亦出现无功行程(续下说明同上)。
图5是A-2式动力布局原理图，给定条件同A-1式。因为长体活塞的外端面全部被活塞筒销和半园滑瓦遮挡，不受压力。所以其压力分布情况是简单的。缸套力矩等内容同A-1式。
图6是B-1式动力布局原理图。液力串联的压力分布情况该图中未全示，将在图9中说明，图中将力的作用点取在滑轮中心，可以看出二组力图在八个园周位置上的变化情况和A-1式(图4)是相似的。其它内容也基本相同。
3、同步差分析
同步差的形成是因为滑道园心和转轴园心的偏心距所致。同步差是个不利因素，因为按抽空冲程的排气这一重要环节所需要的条件，每组对应缸若能达到同步是最理想的，显然这是办不到的。能否设法将同步差的不利因素减小，达到基本同步，是可以办到的。办法是利用多缸组合调差。
图7是侧对应同步差分析图。
图中可见有二对居共同连心线的内切园，里面一对内切园的大园是滑瓦中心点的运动轨迹，小园是其对应运动中心距离变化的参考线。因为活塞和滑瓦中心点运动时间是同步的，所以可借大园表示活塞内端面的运动轨迹，可借小园表示缸套内端面的运动轨迹。这样，二园面积之差的“月缺”上，就详细地展现了活塞和缸套间变速直线行程的变化情况。在外面一对内切园的大园上，72条5度角分度线分别与72条活塞中心线构成17度角。(虚线部分做参考)
根据图中给定数据，整理出对应缸真空高度变化数据(见表2)及5度同步差数据(见表3)。
总结表3数据得出八缸组合调差效果在5度角、25度角、30度角位置上消除同步差。整体同步达到三分之一。
另外，根据图中给定数据，可算出八缸真空室高度在9个同角度位置上的合计数据
5°-154mm，10°-153mm，15°-152.5mm，20°-153.5mm，25°-153.5mm，30°-153.5mm，35°-154mm，40°-155mm，45°-154mm。和理想数据160mm比较，9个位置的平均差是6.5mm。
二、真空能的自动产生(即真空引力场的自动建立)
本发明中称作的真空能，实际是对一种压差能的具体命名，系指由真空室内的低压(负压)和室外大气的常压或可引以实验目的的高压(正压)间产生的压(力)差能。压差能和真空能具备位能(即势能)的性质，也称作机械能。另外，在引以高压条件实验时，真空室的可靠程度(指气体渗漏)，尚难以估量。如果渗漏气压达到或超过常压，真空能已名不符实，应称作大气压差能另作归属。
本发明中，将真空室引用“场”的概念，不是立论，不涉理论依据，是基于以利用为目的的探索，着意通过和其它形式的“场”(如重力场、电场、磁场)的比较中，分析同异之处，以得出真空引力场的特性，觅其可利用之点。如果说地球对其表面空间的物质产生的引力(和相应的重力、压力)是表示了其质量之差的话，那么毫无疑问，真空低压对大气压力产生的引力(和相应的压力)亦是表示了其质量之差(指气体密度)，其标量称作压力差。对真空引力场可利用的特性有三点一是力的多向性，引力在此具体表现为拉力形式，对包围它的物体的各方向内壁产生拉力作用，以至使其发生形变或运动。真空引(拉)力和大气压力是对同一事物的二个概念，假设将外壁某个方向的大气压力撤掉，那么真空室内这个方向的真空引(拉)力即消失。便成立了另一个特性-可隔离性(一切流体均具备这个属性)，具体利用时可通过机械隔离方式实现(力的可隔离性在重力场中是不存在的，而在电场、磁场中的可能实现，也是功半过倍，利弊抗衡的非电介质的强制隔离)。三是应用中，真空引力场引力量值的大小和真空室高度无关(高度可以等于零)。
1、对物理实验图的分析和“异h平衡原理的确立
图8是真空室自动建立的物理实验程序简图。图中a-g的缸套是固定的;不计机械摩擦阻力及空气阻力;F表示大气压力，FX表示真空吸力，f和fx表示已被固定面抵销的力;该实验中研究的运动指低速运动(文中省去“低速”一词)。对该实验的分析将结合本发明对相应原理的应用同时进行。
图8-a。条件缸套二端开放，静压F＝F′。目的验证动态平衡的决定因素。经活塞运动状态表明后面余出的空间，大气来得及同步移进占居(为大口面真空吸气)，此时大气密度没有变小(指抽空变稀)，没有形成减压;前面排出的大气有同步“互换空间”，此时大气密度没有变大(指压缩变浓)，没有形成增压。因此，F和F′量值未变。结果证明活塞二端大气密度保持相同或改变不大是保证其动态平衡的决定因素。活塞二端大气密度不同和压力差的关系可以这样理解将图8-a中缸套左端封闭，活塞右移。此时左面抽空变稀，没为100托(0.135kg/cm2)，大气分子密度3.3×1023个/cm3;右面760托，大气分子密度2.5×1019个/cm3(不考虑压缩增加值)。二面压力差为0.865kg/cm2。
如上所述的“同步”是由某种形式串联而达到的动态互相制约。对此概念的理解和应用要分别二个情况(以抽空冲程为例)一是在自然大气常压空间时，活塞抽空时所需占居的空间量和地球的大气空间量之比例及其反映的压缩增加值是微乎甚微。在此，所谓“同步互换空间”是无实际意义的。况且在某些条件下(如设缸套二端距离较远)“同步互换空间”不一定能形成。二是在密封的高压空间(甚至是密封的常压空间或低压空间)时，活塞抽空时所需占居的空间量和该密封室有限的几何空间量之比例及其反映的压缩增加值确是有明显的差值。例如设高压空间为2kg/cm2大气压，空间容积是活塞有效压缩体积的16倍，那么在活塞抽空运动上止点时，便将高压空间的气体压缩了 1/16 ，压强便增加到2.125kg/cm2。可见，“同步互换空间”在此确有实际意义，应予重视。此即对“同步差分析”及采取多缸组合调差的意义所在。
图8-b。实验1.条件缸套二端封闭，活塞位于中间;真空室绝对压强100托(0.13kg/cm2);粗线表示的连通管在此为关闭。目的验证动态不平衡的决定因素。经活塞运动状态表明后面余出的空间，没有等压气体补充，气体被进一步抽空变稀，密度变小减压;前面气体没有等压移出空间，气体被压缩变浓，密度变大增压。结果证明活塞二面气体密度的明显不同或改变较大是导致动态不平衡的决定因素。
本发明中的回位冲程就是如上表明的后一种状态。真空室高度(h＝40mm)被压缩到八分之一时(h＝5mm)，达到常压即可排气。
实验2条件同实验1的条件。不同点是粗线表示的连通管在此为开通，画出的二条连通管作用相同，实际中只设一条。目的验证动态平衡的决定因素。因为连通管的作用，实验结果和6-a相同，和实验1相反。(不予赘述)
本发明中A式抽空冲程原理形成，即以该实验为探索起点。
图8-c。条件双缸活塞串联，二缸套相应的外端开放，静压F＝F′;相应的内端封闭，中间设连通管;真空室绝对压强100托。目的验证动态平衡的决定因素。实验结果开放外端同6-a;真空室内同6-b的实验2。为对应二缸的原始图式(不设连通管)。
图8-d。条件同6-c。不同点是相应的内端开放，静压F＝F1;相应的外端封闭。目的亦同6-c。和6-c比较，二缸换位，实验结果相同。是6-b的发展，但还不能应用。
图6-e。条件双缸活塞联体，二缸套相应的外端封闭;相应的内端开放，但被联体活塞占居空间。目的同6-c。和6-d比较，活塞联体意在避开缸外压力。等于6-b中缸套体从中间切开的伸长图。
图6-f、6-g。条件在6-d和6-e基础上，用二片玻璃a(固定)和b分别代替缸套和活塞(不设连通管);a(b)片面积是活塞面积十倍;a、b片中间置润滑油(或水)膜介质层。目的验证a片能否吸住b片。实验表明能吸住。其原理通过6-h说明。
图6-h。图中可见a、b片贴在一起，对b片稍施外力挤压油膜介质层，便可见有气泡在油膜中蠕动，并在层边逸出，随即b片被吸住，说明压力F作用到b面。
同时，压力也作用到油膜介质层的四边，根据帕斯卡定律通过油膜介质层将压强传递到b片内面，结果不全奏效。因为在极薄的层间内，液体的宏观物理效应一流动性已难于表现出来(气体能通过的缝隙，液体不一定能通过，前者流动性大)，则其处于的压缩状态形成的弹性力(压强)反映是迟钝的。正是这个迟钝的程度(亦可称惰性)决定了a片对b片的吸力大小，也就是b片外面所受的有效压力。所谓“真空层”即形成。其效果相当于绝对压强630托的真空室。
另一实验中不设油膜介质层，结果b片不能被吸住。因为a、b片贴的再紧密，中间仍是隔着气体层。
以下说明为什么将油膜介质层称作“真空层”。参考气体的二个有关特性，系指气体的逸散本性和可压缩性。前者是由于气体分子的热运动引起的频繁碰撞，即气体压力的本质所决定的;后者是由于气体分子间距离较大，分子间力很小所决定的。可压缩性的表现，即压缩状态是由施外力克服逸散本性的结果产生的;逸散本性的表现是由压缩状态产生的。理论上，二者的表现都是无限的。实际中，一定真空室中气体的逸散本性的表现为无限趋势中的有限，只要表现不出压力，就视为逸散本性消逝。无限表现的假例地球一旦失去引力，整个大气层会无限地逸散到星际空间。实际中，一定压力空间中气体的可压缩性的表现为无限可能中的有限，取决于施力大小和设备的适应性能。
综上所述逸散本性就是对可压缩性的反抗性，逸散本性表现过程是对压缩力的释放过程。可见，对“大气压力”称作“大气压缩力”更确切、具体。地球引力对宇宙空间气体的“拉缩”，形成其表面附近的常压大气，该常压大气对所有物体，包括真空容器(人为、天然)所占居的空间都“力图夺回”，也就表现了对其表面的压力(1kg/cm2)。能达到夺回空间目的唯一目标是人为真空室的运动部件(如活塞)。如上称作的“真空层”，其b片内、外面产生的压力差，其效果与真空室的运动部件内、外产生的压力差是相同的，作为真空室“空而不空”的另一种解释的存在是有道理的，所以称作“真空层”。
本发明中各固定h活动真空室(层)的密封部位。有效地应用了“真空层”的原理。
图8-i。条件在6-h基础上加c片，在c片中间处设固定h真空室。目的验证密封条件的可靠性。实验表明有渗漏气体，但可以成立。
图8-j。条件在6-f基础上，用园周滑道和弧形滑瓦分别代替a、b玻璃(不设连通管)。目的验证在旋转运动情况下，“真空层”的可靠性。实验表明可以成立。为A-1式的应用图式。
图8-K。条件在6-g基础上，用园周滑道和弧形滑瓦分别代替a、b玻璃(设连通管)，并根据6-i中的原理设固定h真空室。为A-2式的应用图式。
同时在活塞与滑瓦的活销连接处设“真空层”，形成“二室一层”的串联布局，确立了活塞体在真空条件中所行无阻的运动状态。目的同8-j。实验表明可以成立。
图8-L。给出了6-j中真空室和“真空层”的压力比较数据。
图8-m。给出了6-K中真空室数据。
图8-n。根据图中数据制出表4、表5，分别说明密封高压空间条件下的二个内容。
表4是设单缸时B抽空冲程(排气)径向受压增加值部分耗功数据(根据图中单线表示的半园周行程)活塞径向受压面积的确定取活塞园柱体在平面上的正投影面积;实际受压面的确定不是在活塞体本身，而是在活塞排气后留下的真空室外围的缸套园柱体上，活塞运动上止点时形成最大受压面积为24cm2，实际受压24kg，(略取)有效受压20.84kg。径向受压面积的数值是个变量，由变化的力臂决定。为研究方便，在设定活塞每秒抽空1次，作匀速运动条件下，将最长力臂等分10段，即将最大受压面积纵切10等份，依次算出耗功，再取其和。表中可见各份受压面是按间隔
0.1秒时间依次出现，其排气对空间大气作持续压缩。这里各份受压面所受压力相同，而其力臂。半园周行程、持续时间是各异的。
表5是多缸组合调差后B抽空冲程(排气)径向受压增加值部分耗功数据(根据图中双线表示的半园周行程)表中可见各份受压面也是按间隔0.1秒时间依次出现的，但出现后不是持续，而是马上消逝(只存在0.1秒)，其排气对空间大气的压缩是暂短的。瞬间即逝的“接触”。
如上，通过对物理实验图的分析，可以确立这样一个原理绝对压强相等、受压面积相等、真空高度不等的真空室串联组合，活
塞可维持动态平衡。简称“异h平衡原理”。各真空室绝对压强相等是因为连通管的作用-形成真空室串联自吸匀衡。
本发明中A式方案即是对“异h平衡原理”的确切应用。
2、缸套侧按置原理
图9是基本原理分析图。
图9-a是缸套侧按置时力的分布情况。在转轴径向延长线(杆g)端侧吊着活塞(缸套只做为建立真空引力场的条件，不考虑其固装情况)。其力的分布情况由三组力图说明。A中FH为活塞所受压力。FH1、FH2为FH的二个分力;B中F(FH1)为杆端所受FH1的拉力，F1、F2为F(FH1)的二个分力，F1为杆端对转轴的压力，F2为杆端所受的左倾力;c中F′为F(FH1)的平衡力，F′1为转轴及杆对F1的支持力，F′2为克服F2所付的外力。可见，只要克服了F2，其力矩(+)便不可能形成，活塞将处于平衡状态。用该图可以模拟地球引力作用下重力的情况。将活塞视为一件与其所受压力量值相等的重物。此时，力的分布情况完全相同。不同的是重力的方向只能垂直于地心，而压力的方向却是可以任取的。应用中，缸套侧按置的意义在予可以使其和活塞同时形成量值相等且方向相反的视在力矩。然后，只要克服了活塞力矩(+)，缸套力矩(-)便可以实现作功。缸套侧按置的意义还在于其中心力线可以在滑道上形成前滑角。
图9-b是缸套正按置图示。可见，缸套及活塞都不可能形成力矩。因为F和杆g重合，杆g和缸套中心线重合。
图9-c和图9-b是等效的。这里倾斜的杆g用以形象地模拟地球引力作用下重力的情况。
3、“液力串联平衡原理”的确立
图9-d-f是液力串联时力的分布情况。为简化说明，图中只画出对应缸液力串联布局的单缸部分图。
图9-d是活塞H对液力柱塞Z所施的力的分布情况。图中四个力作用点构成的长方形的二条对角线表示的力的效果是相同的，角度和数值是固定的。A处FH的分力FH1作用在B处为合力F(FH1)，F(FH1)的分力F1通过柱塞作用液力油面，分力F2形成后滑力。克服F2是C处的F′2，其力源是由F′1的双箭头表示的那部分力，它将通过滑轮在导轨上形成的前滑力(即图9-f中的F′2)和后滑力抵销。A′、B′、C′处所示的三组力图的内容和A、BC处相同，只是力作用点的等效换位。
图9-e是液力柱塞对活塞所施的力的分布情况。和图-d比较，力的数值相同，方向相反。将二图重合分析可以看出图9-d中A处的FH2和图-e中A处的FZ2反向作用在缸套内壁的二处，FZ2形成的力矩(+)远大于FH2形成的力矩(-)。与此等效的图9-d中A′处的FH2和图9-e中A′处的FZ2则是反向作用在油缸内壁的二处，FH2形成的力矩(+)远大于FZ2形成的力矩(-)。这二对力矩的相应数值不同，而其力矩之差的数值是相同的。
图9-f是将图9-d。图9-e二图重合后，总结在滑轮中心时力的分布情况。因为F′在导轨上形成前滑角，便产生了F′2，将F2抵销，活塞则具备了动态平衡条件。此即“液力串联平衡原理”的确立。
本发明中B式方案即是对“液力串联平衡原理”的确切应用。
4、缸套力矩作功特点的分析
缸套力矩作功的特点是恒压的(此指双缸以上时)。可通过和传统活塞式热机及液(气)压传动机械作功原理的比较中具体理解。
蒸汽机作功是利用外供的高温高压蒸汽的动能;内燃机作功是利用燃料在气缸内燃烧产生的高温高压气体的瞬间爆发力(亦即动能)。二者释放能量作功的过程都是对应常压空间急速膨胀，推动活塞运动。该膨胀作功过程是高压力的减压过程(因为空间限制，不可能减至常压，则要浪费一部分能量)。可见，二者都不是恒压作功。
缸套力矩恒压作功的特点表现在对应真空引力场的真空引力作用，缸套运动时外端面的静压力是持续稳定数值不变化的。这同液(气)压传动机械满负荷工作过程的能量释放性质相同，所异点是力源形式不同。前者在密封高压空间条件下的工作压力是以内能(外部供给后再保持对泄漏的补偿)的形式表现其压力能(静压);后者的工作压力则需靠其它形式的能源转化供给。
对缸套力矩恒压作功的现象可从二个相对(运动)的方面去理解一是以运动中心做参照物，缸套轴向位置是固定的，活塞轴向位置是变化的，活塞轴向运动时，对应缸中大气的有进有出的同时移动因其自身的动态平衡决定其为无功运动，而其自动建立的真空引力场对缸套一面的真空吸力却是可以作功的。此时，缸套力矩作功运动没有占居新的空间，推动缸套运动的这一部分大气也就没有形成实实在在的减低压力的流动，但是它的压力却是实实在在的。二是以滑道做参照物，缸套轴向位置是变化的，活塞轴向位置是固定的。缸套A“抢占”真空室空间时高度h遂渐变小，但是推动缸套运动的这一部分大气仍不是减低压力的流动，而是等压移动。原因是与此同时缸套B在“追遂”真空室空间时高度h在遂渐变大，排开的这部分大气正好补充了缸套A运动时余下的空间。可见，在如上二方面的理解中，推动缸套运动的大气都保持了恒压移动状态。
应该说明在设单缸情况下，缸套力矩作功的性质亦是膨胀作功。
5、综述真空能的自动产生及其应用
自动地产生真空能
有效地应用是目的，具体指低压真空室的自动建立和作功力矩的实现;实现活塞动态平衡和缸套力矩恒压作功是方法，可以通过对“异h平衡原理”或“液力串联平衡原理”的应用去完成。还包括以下几个内容连通管的作用及“真空层”原理的应用保证了“异h平衡原理”的有效应用;缸套侧按置原理的应用保证了缸套力矩的形成;偏心园周滑道(或导轨)的特定布局为本发明基本原理的确立和实施的重要条件。
三、正对应方案简述
图10是八缸双层立交滑轮滑瓦式(C-1式)构成布局示意图(俯视图)及动力布局原理图。
该式是对“异h平衡原理”和“液力串联平衡原理”的结合应用。因此，其基本原理(指真空能的自动产生)和A式、B式是相同的。
该式所指的正对应包括二个内容一是缸套布局的正对应，二是滑轮布局的正对应。前者的正对应布局是形式化的，因为实质上的正对应布局是不可能成立的;后者的正对应布局可以根据实验步骤改为侧对应形式(如图中虚线所示的滑轮)。
正对应动力布局的原理比较简单。通过液力串联保证了活塞的动态平衡;通过对“异h平衡原理”的应用保证了缸套外端面前半部(前进方向)所受的压力(部分的)被滑瓦真空室平衡，缸套外端面后半部所受的压力(FZ)所形成的力矩(-)便可以有效地实现作功。图中F2作为后滑力形成的力矩(+)是耗功的。
亦可将该式中的一个缸(及活塞)分成二半，当成二个独立的缸(及活塞)来理解或者实施，其效果是相同的。
图11是正对应同步差分析图。
出示该图的目的是和侧对应同步差分析图作一比较。以下根据图中给定数据，整理出对应缸真空高度变化数据(见表6)及5度角同步差数据(见表7)。
根据图中给定数据，得出八缸真空室高度在9个同角度位置上的合计数据
5°-154.5mm，10°-154mm，15°-154.5mm
20°-155mm，25°-155mm，30°-154.5mm
35°-154mm，40°-154.5mm，45°-155mm
和理想数据160mm比较，9个位置的平均差是5.44mm。
四、实施技术要点
图12、图13是A-1式样机设计图(主视图、俯视图)
1、材料的适宜选用
因为是样机试制，对壳体、飞轮等较大部件暂不用铸件，可用园钢切削加工。主要是对真空系统中所使用的材料要保证具备真空性能。如易于出气。不残存气泡等。对于滑道的衬瓦(设计图中末示)和滑瓦用不锈钢较适宜;对于缸套、活塞、滑瓦架等转动部件用铝合金较适宜。
2、零部件制造技术
该机试制的关键问题，是要保证其真空系统零部件的加工精度和光洁度，争取达到最高标准。如滑瓦和滑道间的动配合精度要达到2～1级，光洁度要达到最光面。这样，才能保证真空系统在动态条件下，其最小漏气率的稳定性。可见，采用优良的设备。技术和工艺的重要性。
3、密封件的最佳选用
要采用现代真空技术和气动技术中最优质的动密封件，其密封性能和摩擦系数要满足和适应该机的特别需要。
关于实验步骤，先以大气常压空间，然后再用密封高压空间，压力应该遂渐加大，至真空室明显破坏为止。
附图标题及内容
图1 八缸双层立交滑瓦式(A-1式)构成布局示意图(俯视图)1.滑道;2.滑瓦;3.半园滑瓦;4.活塞筒销;5.活塞;6.缸套;7.主轴;8.飞轮;9.抽气阀;10.自吸阀;11.排气阀;12.连通管。
图2 八缸四层立交滑瓦式(A-2式)构成布局示意图(主视图)(内容同图1)
图3 八缸双层立交滑轮式(B-1式)构成布局示意图(俯视图)1.V型导轨;2.滑轮;3.轴承;4.短轴;5.滑轮架;6.活塞杆;7.活塞;8.缸套;9.柱塞;10.主轴;11.调节油路;12.油缸;13.抽气阀;14.排气阀;15.飞轮。
图4 A-1式动力布局原理图
图5 A-2式动力布局原理图
图6 B-1式动力布局原理图
图7 侧对应同步差分析图
图8 真空室自动建立的物理实验程序简图
图9 基本原理分析图
图10 八缸双层立交滑轮滑瓦式(C-1式)构成布局示意图(俯视图)及动力布局原理图1.V型导轨;2.滑轮;3.轴承;4.短轴;5.滑轮架;6.活塞带油缸;7.缸套带空心柱塞;8.主轴;9.调节油路;10.油管;11.抽气阀;12.排气阀;13.自吸阀;14.飞轮;15.连通管;16.内滑道;17.滑瓦。
图11 正对应同步差分析图
图12、图13A-1式样机设计图(主视图、俯视图)(内容见表8)。
权利要求
1、一种实现真空室自动建立和形成力矩作功的活塞式动力装置。其特征在于以主轴为运动中心，固装着缸套连活塞并通过滑瓦(或滑轮)和滑道(或导轨)作动连接，组成一个园周运动空间。其中，活塞、缸套在滑道(或导轨)约束下作园周运动，同时作相对直线运动。
2、根据权利要求
1所述的装置，其特征是滑道(或导轨)园心偏主轴中心。
3、根据权利要求
1所述的装置，其特征是缸套中心线和主轴园分线平行。
专利摘要
本发明是一种利用自动产生的真空能作功的活塞式动力装置。以此解决了大气的静压力，系指与其相应的真空引力场的真空引力首例作为一次能源形式成立的原理确立和应用技术问题。其主要技术特征表现为通过对偏心圆周滑道(或导轨)原理，“异h平衡原理”或“液力串联平衡原理”的确切应用，实现活塞动态平衡和低压真空引力场的自动建立，保证缸套力矩的恒压作功。
文档编号F03G7/04GK86107511SQ86107511
公开日1988年5月11日 申请日期1986年10月29日
发明者姜中璋 申请人:姜中璋导出引文BiBTeX, EndNote, RefMan