专利名称：往复运动和圆周运动之间相互转换的装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及往复运动和圆周运动之间相互转换的装置，其用于将例如四冲程往复式发动机的活塞的往复运动转换成曲轴的旋转运动。
图24表示通常的四冲程往复式发动机的气缸部分。该发动机具有连杆4连接在活塞2和曲柄3之间的结构，以便将活塞2在气缸1中的上下往复运动转换成曲轴3的旋转运动。在该图中，标号5表示散热板。
在这种四冲程往复式发动机中，一个公知的阻碍输出效率增加的因素是由活塞2产生的不必要的侧推力。由于采用连杆4将活塞2和曲轴3相互连接起来，从而无法避免该侧推力。更具体地说，在活塞2的往复运动期间，由于侧推力产生摩擦热。因此，所有的机械能不能全部从活塞传递至曲轴3。该侧推力同样还是一个使活塞振动及敲缸的因素。
因此，通常连杆使线性运动变为旋转运动。然而，由于曲柄运动活塞发生摆动，因此在活塞和气缸比如在四冲程发动机中产生侧推力。由于侧推力引起的能量损失，因此发动机怠速转速必须增加至大约1000转/分，从而引起能量消耗。
该侧推力不仅引起能量损失，而且由于活塞与气缸侧壁碰撞而引起活塞裂纹及断裂。为了防止这些损坏发生，活塞必须由重的强的金属制成，因此借助于用如陶瓷制造活塞也不能减小其重量。
图5表示气缸中活塞位置与常规四冲程往复式发动机的转角之间的关系。在图5中，实线表示气缸中活塞的理想位移。与该位移相比，常规往复式发动机的活塞运动如图中虚线所示，其表示在0至180°的压缩过程内燃气的压力上升速度晚于理想的速度，而在180°至360°的过程内燃气的压力下降速度早于理想的速度。例如，在活塞处于160°处点火时，常规发动机的燃气压缩比小于理想压缩比(这称为活塞的后期上升)，因此，膨胀压力就随之下降。此外，在膨胀过程中，燃气压力下降早于理想压力(这称之为活塞早期下落)，由燃气燃烧产生的压力不能完全转换成机械能。
图6是表示气缸中燃气容积V(m2)和燃气压力MPa(兆帕)之间转换效率的关系之曲线图，此时燃烧能转换成机械能。在该图中，虚线表示常规往复发动机的能量效率，而实线表示本发明的能量效率。
活塞的后期上升及早期下落减小了往复式发动机的热效率，其称之为负效运动。尤其是在船用发动机中，为了消除负效运动，连杆设计尽可能长，因此，这些发动机有的高达15米。
图7是图24中活塞2，连杆4及曲轴3的分析工作情况的图，其中S表示活塞2的行程，L表示连杆4的长度，r表示曲轴3的旋转半径，a表示连杆4与连接活塞2的中心和曲轴3的中心之连线之间的夹角，θ表示曲轴3的旋转角。
常规发动机的活塞位移由以下公式表示
S＝r(1－cosθ)＋L(1－cosa)L·sina＝r·sinθ该公式可变换如下S＝r(1－cosθ)＋L(1－(1－r**2sin**2θ)/L**2)**0.5)…(1)其中**2表示平方，**0.5表示平方根。
从公式(1)中可看出，活塞的位移S包括曲轴3转角θ的0.5次方一项。因此，活塞的位移S不能表示为理想的正弦波形。
此外，常规发动机在曲轴上使用飞轮及配重以便使发动机旋转平稳。然而，这些部件在发动机加速期间要吸收发动机产生的能量，并且吸收的能量在发动机减速刹车期间作为废热能而消耗了。
因此，本发明的目的在于提供一种圆周运动和往复运动之间的互换装置，其能减少当如转换两冲程或四冲程往复式发动机的活塞往复运动时而引起的能量损失，并且活塞可由陶瓷制成以减少发动机重量。
按本发明一方面之内容，提供一种用于圆周运动和往复运动之间的互换装置，其包括带有第一调节器及第二调节器的杠杆件，该第一调节器设置于该杆件的一端处用作支点或作用点，该第二调节器设置于该杆件的另一端用作可动铰接头，该杆件具有一个用作作用点或支点的点，其可旋转地并沿轴向装在连接旋转件的旋转中心和其圆周的连线上的点处，其特征在于一往复运动件与该第一调节器相连，并且该第一和第二调节器具有用于可动支承该支点或作用点及可动铰接头的支承件，使得该支承点或作用点及可动铰接头在该杠杆元件的长度方向可运动。
按本发明另一方面内容，设有一种用于圆周运动和往复运动互换的装置，其包括一个具有第一调节器和第二调节器的杠杆元件，该第一调节器设置于该杠杆元件的一端用作支点或作用点，该第二调节器设置于该杠杆元件的另一端用作可动铰接头，该杠杆元件具有一个用作支点或作用点的点，其可旋转地并轴向地装在连接旋转件的旋转中心和其圆周的连线上的点处，其特征在于该第一和第二调节器具有用于可动地支承该支点或作用点及可动铰接头的支承件，使得该支点或作用点及可动铰接头在该杠杆元件的长度方向可运动。
按本发明又一方面的内容，提供一种用于圆周运动和往复运动之间互换的装置，其包括一旋转件，一个具有第一和第二调节器的杠杆元件，该第一调节器设置于该杠杆元件的一端处用作支点或作用点，该第二调节装置设置于该杠杆元件的另一端用作可动铰接头，该杠杆元件具有一个作为支点或作用点的点，其可旋转地并轴向地装在连接该旋转件的旋转中心和其圆周的连线上，其特征在于该第一和第二调节器具有一个用于可动地支承该支点或作用点及可动铰接头的支承件，使得该支点或作用点及可动铰接头可在杠杆元件的长度方向运动。
根据本发明又一方面之内容，提供一种圆周运动和往复运动之间的互换装置，其包括一带有第一和第二调节器的杠杆元件，该第一调节器设置于该杠杆元件的一端用作支点，该第二调节器设置于该杠杆元件的另一端用作可动铰接头，该杠杆元件具有一个用作作用点的点，其可旋转地并轴向地装于连接该旋转件的旋转中心与其圆周的连线上，并且旋转件具有与支点相连的输出轴，其特征在于该第一调节器与往复运动件连接作为从动往复件，并且该第一和第二调节器具有一个用于可动地支承作用点及可动铰接头的支承件，因此该作用点及可动铰接头在该杠杆的长度方向是可动的。
根据本发明另一方面之内容，提供一种圆周运动与往复运动之间互换的装置，其包括一带有第一调节器和第二调节器的杠杆元件，该第一调节器设置于该杠杆元件的一端用作支点或作用点，该第二调节器设置于该杠杆元件另一端用作可动铰接头，该杠杆元件具有一中点，用作作用点，其可旋转地并轴向地装在连接旋转件的旋转中心与其圆周的连线上，其特征在于该第一调节器与具有气缸的往复马达的活塞相连，该活塞可动地设于气缸中，该气缸带有都分别设有进气装置和排气装置的各端部，并且该第一和第二调节器具有一个用于可动地支承支点及可动铰接头的支承件，因此该支点及可动铰接头可在该杠杆元件的长度方向运动。
在本发明中，第一调节器设置于具有一中点的杠杆元件的端部，其可旋转并轴向地装在连接旋转件的旋转中心和其圆周的连线上。一用作可动铰接头的第二调节器设置于该杠杆元件的另一端。该第一调节器与往复运动件相连。该杠杆元件由第一和第二调节器支承在支点或作用点及可动铰接头处，因此，该杠杆元件在其长度方向是可运动的。
本发明的另外目的及优点将从以下说明书中体现出来，并且部分将可从说明书中明显得知或可由本发明之实际应用而得知。本发明的目的及优点可由各种手段并且特别结合所附权利要求而实现并获得。
在此结合考虑并作为说明书一部分的附图表示本发明的最佳实施例，并结合上述的一般性说明及下述的详细说明，作为解释本发明之原理。
图1是表示本发明的一个实施例的结构的局部剖开的侧视图；图2是用于解释图1所示实施例的各自部位的工作情况的聚焦或工作轨迹图；图3是用于解释图1所示实施例的改进方案的各自部位的工作情况的工作轨迹图；图4是用于解释图1所示实施例的进一步改进型的各自部位的工作情况的工作轨迹图；图5是表示与常规示例比较，按图1之实施例，曲轴转角与活塞位置之间关系的曲线图；图6是表示与常规装置比较，按图1之实施例，燃气容积所和气缸内压力之间关系的曲线图；图7是表示常规发动机中活塞，连杆及曲轴之间关系的示意图；图8是表示图1之实施例中活塞，可动外铰接头型杠杆装置及曲轴的示意图；图9是将常规的往复发动机，在先申请中的可动内铰接头型Z——机构发动机，及本发明的可动外铰接头型Z——机构发动机各自的特性相互比较的表；图10是根据本发明的另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面前视图；图11是按图10之实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面顶视图；图12是根据图10之实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面侧视图；图13是按本发明另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面前视图；图14是表示图13之实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面顶视图；图15是表示图13之实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面侧视图；图16是表示本发明的另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面前视图；图17是表示图10之实施例的应用型式的剖面前视图；图18是表示本发明的另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面前视图；图19是表示图18之实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的剖面侧视图；图20是表示本发明的另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的透视图；图21是表示本发明的另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的结构的示意图；图22是表示本发明的另一实施例的可动外铰接头型Z——机构发动机的结构的示意图；图23A和23B是表示由采用本发明的圆周运动和往复运动之间互换的装置构成的飞行装置的结构的示意图；图24是表示常规往复式发动机的示意图。
以下，参见附图对本发明之实施例作出详细说明。
图1是表示本发明的一个实施例的整体结构的横剖面图。
该实施例是一台四冲程发动机，其具有这样之结构，即其中在水平设置的气缸11中设有圆柱形活塞12，并在活塞12的中心位置在凹槽部分形成有垂直对置的壁面件13和14。缸头11A和11B分别设置于气缸11的两端，并且气缸11装带有图中未示出的火花塞，进排气阀。活塞环(未示出)设置于活塞12的两端附近的外壁上，因此确保气缸11的内壁与活塞12之间的密封。
一转辊17插装在垂直对置的壁面元件13和14之间，并且该辊1 7的直径基本上等于壁面件13和14之间的距离。该辊17由杠杆元件18的上端旋转地支承住，其功能是作为从壁面件13和14之间朝下突伸的杠杆元件18的支点。该元件13和14的壁面功能是作为由辊17保持杠杆元件18的支点的支点调节器，因此，该支点在杠杆元件18的长度方向可自由移动。
气缸11之下部由一对支架15和16支承。导向板19和20装设于该支承架15和16的内部对置表面上，并在其间分别装插有垫片15a和16a。旋转地支承在杆件18的下端的转辊21装插在导向板19和20之间。转动地被支承在杠杆元件18下端的转辊21被插装在导向板19和20之间。杠杆元件18的下端之功能是作为铰接头并支承在导向板19和20之间，因此该铰接头在杠杆元件18的长度方向可自由移动。从而，该铰接头称为可动铰接头，而导向板19和20称为可动铰接头调节器。
杠杆元件18的中间点与曲轴22旋转地连接，作为作用点。因此，当杠杆元件18的上端在左、右方向由活塞12驱动时，该杠杆元件18在顺时针方向及反时针方向绕作为铰接头的辊21的中心摆动。在该状态，辊17和21分别在杆件的长度方向在导向件13和14之间及导向件19和20之间给杠杆元件18导向，使曲轴22旋转。因这个结果，杠杆元件18的上端通过辊17由活塞12的往复线性运动而摆动，并且该往复运动由曲轴22转化成具有优良的平稳性的旋转运动。
特别是由活塞12的往复运动而在左、右方向在活塞12和气缸11的内壁之间产生的侧推力可由每个辊17和21的旋转而吸收，并且由侧推力产生的机械损失大大降低。
在该实施例的发动机中，在曲轴22不必装配重及飞轮的同时，可尽可能将曲轴22的稳定旋转之转速保持在100转/分的低速或更低。因此，如果该发动机装于汽车上，在加速或减速期间不涉及能量损失，因此轴向输出效率显著改善。
图2，3及4分别表示在图1的实施例中作为杆件18的支承点的转辊17的旋转中心17C的运动轨迹，作为铰接头的转辊21的旋转中心21C的运动轨迹及作为作用点的曲轴22的连接点22C的运动轨迹。图2和4表示铰接头21C和支承点17C的距离与铰接头21C和作用点22C之间的距离的比分别为2∶1的示例。图3表示铰接头21C和支承点17C之间的距离与铰接头21C与作用点22C之间的距离之比为4∶1的示例。由这些图可看出，当可动铰接头21C沿杠杆元件18的长度方向作直线往复运动时，根据支承点17C的扁圆运动，作用点22C作整圆运动。
图5是图1所示实施例中表示活塞位移和发动机转角之间关系的实线或连续线之曲线图。由实线表示的该关系构成了一完整的正弦曲线。因此，在0至180°的压缩过程期间，活塞处于着火点处理想的活塞位置，所以随着燃油空气进行足够压缩而产生点火，因此产生最大燃烧压力。在另一方面，活塞12的迅速位移在随后180°的膨胀过程期间得到防止，因此，燃烧压力在最高效率时传递给活塞12并且有效地转换成机械能。这一状态也由图6中的连续线表示。该图清楚地表示与虚线所示的先有技术比，由于点火是在本发明的燃油气体进行充分压缩时进行的，因此产生最大的燃烧压力。
接着参见图8，详细说明这样的相位，即其中实施例1所示的活塞12平移运动，形成一完整的正弦曲线。
图8可帮助说明图1所示活塞12，杠杆元件18及曲轴22的工作情况。图8中，X表示在杠杆元件18的长度方向的位移，Y表示在气缸11内活塞12的位移，L1表示作用点22C和作为杠杆元件18的可动铰接头的转辊21的旋转中心21C之间的距离，L2表示支承点17C和与曲轴22连接的作用点22C之间距离，r表示曲轴22的旋转半径，a表示杠杆元件18和曲轴22之间的角，θ表示曲轴22的转角。
更具体地说，图1所示实施例的活塞12的位移Y可由以下等式表示Y＝Llsina……(2)这里，存在下列等式rsinθ＝(L1－L2)sina从而可获得如下等式sina＝r(L1－L2)sinθ……(3)将等式(2)替换入等式(3)中得Y＝L1{r/(L1－L2)}sinθ
因此活塞12的位移表示如下Y＝{L1/(L1－L2)}rsinθ……(4)如等式(4)中可清楚地得知一样，该等式只为由θ的线性项表示，因此，形成图5中连续线所示的那样的完整正弦曲线。因此，活塞12位移是一种理想的位移，所以缸11内产生的热能以机械能的形式有效地转换掉。此外，如果具有如图1所示相同结构的另外发动机连接到相位差180°的曲轴22上，并且两活塞保持180°的相位差驱动并移动，则由两活塞彼此产生的振动被清除及发动机可构成一无噪音发动机单元。
图9是一个比较2000CC和4000CC四冲程发动机特性的表，在每个发动机中，带有由应用本发明而构成的外铰接头的杠杆元件用作从活塞到曲轴的动力传输机构，并带有采用常规连杆的发动机特性及采用作为动力传输机构的杆件的发动机的特性，该杠杆元件具有与本发明者的在先申请(日本专利申请No.6-49506)一致的内铰接头。应注意到表中的数据表示在每个发动机具有86mm冲程，86mm缸径并以3000转/分工作的条件下的特性。为了简化以下说明，带有上述杠杆机构的发动机将称之为内铰接头型Z——机构发动机及外铰接头型Z——机构发动机。
从图9中可清楚地知道，因常规发动机中活塞的侧推力造成的输出损失达到标示动率的大约19％，而以前申请的内铰接头型Z——发动机的损失为大约8.6％，这减少至常规发动机的输出损失的大约一半。根据本发明，在外铰接头型Z发动机中，输出损失大大降低，即2.7％。“指示功率”是指由从燃烧输出中减去废气损失及热损失而得出的功。在本发明的外铰接头型Z——发动机中，由于在活塞运动的同时驱动活塞运动的支点的位移较小，活塞旋转运动的动量较小，因此摩擦系数较小，所以侧推力减小至非常小。
从图9的顶栏可清楚地得知常规发动机的指示功率小于内、外铰接头型Z—机构发动机的指示功率，原因在于前述说明的活塞的“后期上升及早期下落”。
侧推力功是指各自活塞之间的平衡负荷，并由从0°至720°内对侧推力进行积分并将该积分后的侧推力乘以摩擦系数而得。工作条件决定如下摩擦系数常规发动机……0.366内支点Z——发动机……0.340外支点Z——发动机……0.166摩擦系数是根据机械工程手册决定的，尽管这些摩擦系数因活塞的作用于气缸内壁上的表面压力而变化，但上述系数是在常规发动机中，活塞正常压在气缸壁上的平均压力为大约30.2kg/cm2，在内铰接头型Z发动机中平均压力为大约18.9kg/cm2，在外铰接头Z发动机中平均压力为大约7.1kg/cm2的条件下作出的。
此外，如前所述常规发动机由于采用飞轮及配重引起大约2％的总量损失，而用杆件作为一运动的功率传送机构不涉及损失。
在常规发动机中，图中所示功通常为燃油的总热产生的功的大约38％。这在图9中按计算大约为80.17马力。从图示功中减去机械损失可得有效功(即轴功)。因侧推力消耗的功据估算为机械损失的85％，机械损失为17.25马力。该机械损失从图示之功中减去，从而依计算可获得62.7马力的有效功。计算是在假设外铰接型Z—机构发动机的机械损失(排除侧推功在外)等于常规发动机的机械损失的条件下作出的。
在图9中，侧推损失功(J)极为注目。这种功在本发明中为66.0，与常规发动机比较，其明显减少至15％。与先前申请一致的内铰接头型Z——机构发动机比较，侧推力功损失减少至1/3。尽管在发动机的发展历史上，人们作了各种尝试来减少侧推力，但没有一种这样的尝试产生了如本发明这样明显的减少。
因此，相对于常规发动机的有效功作为参考值1.0，则在采用与前述申请一致的杠杆元件的内铰接头型Z—机构发动机中，有效功的增加比为1.17，而在采用具有本发明的外铰接头的杆件的外铰接头型Z—机构发动机中，有效功的增加比为1.25。因此，与常规发动机相比，本发明获得了25％的增加。
此外，本发明的外铰接头型Z—机构发动机的重量据估算为111.8kgf，此时该发动机为2000cc四冲程发动机。在另一方面，常规发动机的重量为149.0kgf，因此，重量减少33.0％。本发明的发动机具有450×550.0×420.0mm的图示尺寸，这比常规发动机的图示尺寸685.0×610.0×615.0mm紧凑得多。
本发明的外铰接头型Z—机构发动机在6500转/分的转速时之比功率(每单位重量之功率)为1.47马力kgf，而常规发动机在转速为6500转/分时的比功率仅为0.97马力/kgf。
另外，图1所示实施例的装置具有反转机构，因此如果图中未示出的电机连接到曲轴22上旋转并驱动该曲轴，从而驱使活塞在缸11内作往复运动的话，该装置可作用压缩并供给液体或气体的泵。
这时，根据活塞12的往复运动而产生的侧推力因辊17和22的旋转而吸收，并且这些零部件引起极低的机械损失。
图10，11及12示意性地示出采用两冲程发动机的本发明实施例的结构，它们分别为前端，顶端及侧面的横剖面视图。在图10至12中，进气口31和排气口32设置于两冲程发动机气缸30的上部。缸头33设置在气缸30的顶端。进气口31连接到化油器31a上，该化油器31a通过形成于发动机机体41内的曲轴箱41A固定于机体41上。润滑油与汽油一起借助于将从化油器31a来的汽油及润滑油混合气进行喷射而供给活塞34及杠杆元件38。
活塞34插入气缸30中。该活塞34设有凹部36，其中形成导向壁35a和35b并沿垂直于活塞34的中心轴线方向延伸。转辊37沿垂直于活塞34的中心线方向插装在导向壁35a和35b之间，并且该旋转辊37可旋转地连接到杠杆元件38的支点39上。这些导向板35a和35b与转辊37一道用作可动支点调节器。
杠杆元件38的另一端是一个转辊43的转轴连接于其上的铰接头40，转辊43可旋转地插装在固定到发动机缸体41上的导向板42a和42b之间。这些导向板42a和42b与转辊43一起作为可动铰接头调节器。
用作作用点的销44固定在支点39和杠杆元件38的铰接头40之间。该销44与偏心盘46相配合，该偏心盘46具有一个偏离旋转主轴45而形成的曲柄孔。
该活塞34设于气缸30中并沿气缸30的内壁上下运动。密封环设置于活塞34的圆周面上，从而确保对汽油及润滑油混合物的密封。
在图10至12所示实施例中，杠杆元件38由与图1所示实施例具有相同结构的可动铰接头调节器支承，并且杆件38的作用点由销44可旋转地连接到偏心盘46的曲柄孔上。
更具体地说，在该实施例的二冲程发动机中，当通过化油器31a吸入的混合气被压缩，并在进气及压缩过程中活塞处于上止点附近，由图中未示出的火花塞点火时，燃气膨胀将活塞34向下压。活塞34的这种运动通过辊37传递至具有外铰接头的杠杆元件38，然后通过销44传递至偏心盘46，该偏心盘46将该运动转换成旋转运动并将该运动传递给旋转主轴45。
在图10至12之实施例中，当活塞34借助于燃气膨胀压力压在气缸30的内壁上时，该活塞34不会产生作用于气缸30的侧推力，否则它将会因从杆件38来的反作用而产生。因活塞34及杠杆元件38由导向壁35a及35b及转辊37构成的可动点调节器相互连接。因此，因侧推力引起的能量损失相对常规发动机而大大减少。按相同的方式，杆件38的可动铰接头由导向板42a和42b和转辊43支承，它们结合在一起构成一可动铰接头调节器。因此，活塞34的往复运动转换成旋转运动而几乎没有损失。
在这种情况下，由于活塞34没有用很大的力压在气缸30的内壁上，因此活塞34的主要部分可由陶瓷形成。此外，由于侧推力小，从而能量损失小，因此怠速速度可设于50转/分或更小，这导致了燃油消耗方面的优点。
如果往复式发动机能由陶瓷制成，气缸30的内部温度可设置于比常规发动机的温度高两或三倍的值。虽然众所周知，常规往复式发动机因包括活塞侧推力在内的机械损失只能达到热效率的20％，但该实施例能使机械损失大大减少。例如，如果机械损失回收10％，如果其余的热损失的70％减少至三分之一，即10％＋70/3％＋20％，则可达到50％或更高的高热效率。
图13、14及15表示采用气缸30和活塞34的实施例，并设有与活塞34相连的杠杆元件38A和38B。图13至15中的对应于图10至12所示实施例的那些零部件具有相同的标号，并对这些零件的说明将在以下省略掉或只作简要说明。
在图13至15所示实施例中，旋转主轴45A和45B之一或两者由启动电机(未示出)转动，所以，例如，活塞34在气缸30中运动至图中所示上死点附近，因而使混合燃油气压缩。在这一状态，当混合燃油气由火花塞(未示出)点燃时，活塞由燃气压迫在气缸30中朝下运动，并且杠杆元件38A和38B由支点调节器的转辊37A和37B驱使分别在顺时针及反时针方向摆动，而零部件42aA，42bA和43A及零部件42aB，42bB和43B定位作用为可动铰接头。零部件42aA，42bA及43A构成一可动铰接头调节器，而零部件42aB，42bB及43B也构成另一可动铰接头调节器。随着杆件38A和38B在上述方向摆动，旋转主轴45A和45B分别由销44A和44B顺时针旋转或反时针旋转。因此，活塞34在气缸30中在附图中的下止点附近运动，所以排气过程完成并且进气的初级压缩同时发生在曲轴箱41A中。当该过程往复进行时，则二种程发动机本身保持连续运转而不需启动电机帮助。因此，两个方向相反的旋转形输出可通过两旋转主轴45A和45B，从一个单缸30和单一活塞34中获得。
图16表示水平共轴型四冲程发动机的一个实施例，其中缸头51A和51B分别设置在处于水平位置的一个气缸50的两端，所以缸头51A和51B彼此对置，并且其中一单一活塞52在该缸头51A和51B之间驱动作往复运动。在图16中，两旋转辊54A和54B装插在一对导向板53A和53B之间，该导向板设置于装插在气缸50中的活塞52中。这些辊54A和54B分别牢固连接到作为支点在杠杆元件56A和56B的端部。
杠杆元件56A具有由可动铰接头调节器支承的另一端，该调节器包括一个装插在一对导向件57A和一对连接杠杆元件和辊58A的销59A之间的转辊58A。该杆件56A的中点由销60A与曲轴61A连接。
杠杆元件56B具有由可动铰接头调节器支承的另一端，该调节器包括一装插在一对导向件57B和一对连接杠杆元件56B和辊58B的销60B之间的转辊58B。杆件56B之中点由销60B与曲轴61B连接。
连接到包含在曲轴箱69中的杠杆元件56A和56B上的曲轴61A和61B例如通过带或辊(未示出)与凸轮轴相连。因此驱动装在凸轮轴上的凸轮。该凸轮按预定的正时驱动分别设于缸头51A和51B上的进气阀62A和62B及排气阀63A和63B，从而实现四冲程发动机的四个过程，即膨胀，排气，进气及压缩。因此，如图16中箭头所示，从曲轴61A和61B上可获得两种水平上同步的但旋转方向相反的输出。
图16所示发动机基本上与图10所示的相同，因此对图16之发动机的工作之解释将省略掉。然而，如果相似于杆件56A和56B的结构分别设置于活塞52和曲轴61A和61B之间，并用作进气阀62A和62B及排气阀63A和63B的驱动机构，则图16之发动机能以更高的速度旋转。
图17表示具有基本上与图16所示实施例相同的结构的实施例。然而，图17的实施例采用的布置更大地适合于实际生产，并且比图16的也更紧凑。此外，图17的实施例区别于图16之处在于图17中设置有火花塞64A和64B(图16中未示出)，包括有用于驱动阀的凸轮65A，66A，65B及66B及特别示出的排气口67A和67B及进气口68A和68B。图17的其它零部件将与图16一样使用相同的标号，并且将省略对它们的解释说明。
图18和19表示一实施例，其中图1所示实施例的基本结构用在两套结构中，因此就如由单一曲轴进行单一输出一样从两个活塞中将功率输出。图18和19中对应于图1的零部件标为相同或相近的标号。
图18中，具有相同内直径并在水平方向延伸的两气缸11A和11B形成于缸体72中，该缸体包围有散热片71。图19是沿图18的19A-19A线剖开的剖视图，其中示出包括气缸11A的发动机具有相应于图1的结构。另外的缸11B也具相同结构。
活塞12A装插于气缸11A中，并且一对转辊导向板13A和1 4A设置于开口部分73中，在活塞12A的中部朝向下的方向开口。因此板13A和14A由螺钉固定到活塞12A的体上，并在板之间保持预定距离。一转辊17A装插在转辊导向板13A和14A之间，辊17由销17CA可旋转地装在杠杆元件18A的支点上。一转辊21A装在作为杠杆元件18A铰接头的销21CA上。辊子21A保持在装于缸体72上的一对导向板19A和20A之间，因此板19A，20A伸入到形成于缸体72下部的曲轴箱74中。辊子21A和该对导向板19A和20A组成可动铰接头调节器。
用作作用点的圆孔22CA形成于杠杆元件18A中部，并且曲轴75的曲柄销75A与作用点孔22CA结合。曲轴75上还形成有另一曲柄销75B，并与形成于杆件18B中的作用点孔22CB结合，提供另外气缸11B的连接。
曲轴75穿过形成曲轴箱74的气缸体72的壁并由该壁支承。曲轴的突伸部分用作旋转主轴77以便输出功，并且它的另外的突伸部分通过作为连接零部件的皮带79及滑轮80连接到未示出的凸轮轴及启动电机的驱动齿轮82上，从而驱动装在凸轮轴上的凸轮。该凸轮按预定的正时驱动设于缸头上的进排气阀，因此实现四种程发动机的四个过程，即膨胀，排气，进气和压缩。
图20是一个示意性透视图，其示出一实施例，该实施例使用两个基本结构(每个基本结构都相应于图17所示的)获得三个旋转输出。因此，与图17相同的那些零部件标明以相同或相似的标号，并且这些零部件的详细解释将在以下省略掉。
在该图中，两同轴活塞52A装插于第一气缸50A中，并且活塞52A的输出通过两个可动支点辊54B1和54A1从杠杆元件56B1和56A1中输出。在杠杆元件56B1的另一端的铰接头由一对构成可动铰接头调节器的导向板57B1及辊58B1支承，因此该铰接头能沿板57B1自由运动。所以，杠杆元件56B1的摆动扭矩转换成曲轴60B1的旋转，并且由箭头表示为第一旋转输出1。
杠杆元件56A1另一端的铰接头由一对构成可动铰接头调节器的导向板57A1和一辊58A1支承，因此，该铰接头能自由运动。所以，杠杆元件56A1的摆动扭矩转换成曲轴60A1的旋转，并且作为如另一箭头所示与第一旋转方向相反的第二旋转输出2。
另外的两共轴活塞52B装插在第二气缸50A中，并且活塞52B的输出通过两可动支点辊54B2和54A2从杠杆元件56B2及56A2中输出。请注意该两共轴活塞52A和52B具有彼此相反的驱动相位，并且是这样地驱动，例如当活塞52A处于上止点时，活塞52B处于下止点。在杠杆元件56B2的另一端的铰接头由构成可动铰接头调节器的一对导向板57B2及辊58B2支承，因此该铰接头可自由运动。从而，杠杆元件56B2的摆动扭矩转换成曲轴60B2的旋转运动。由于曲轴60B2与曲轴60A1制成一体的，因此该两曲轴保持180°的相位差，从该两个曲轴产生的输出结合在一起作为箭头所示的第二旋转输出2。
在杠杆元件56A2的另一端处的铰接头由构成可动铰接头调节器的一对导向板57A2及辊58A2支承，因此该铰接头能自由运动。所以，杠杆元件56A2的摆动扭矩转换成曲轴60A2的旋转运动，并且由与第一旋转输出1的箭头相同方向的另一箭头表示为第三旋转输出3。
上述实施例是活塞往复运动通过可动外铰接头型的杠杆装置传递到曲柄装置，然后在该杠杆元件的中点处从铰接头引出旋转运动的示例。如果该杠杆装置的杠杆元件从可动外铰接头之位置处延伸，并且由一对导向板及一转辊构成的作用点调节器形成于该延伸的杠杆元件的顶端，则，例如一个泵的一个活塞由作用点调节器驱使作往复运动，两种不同类型的机械输出可从一台发动机中引出。
图21是表示上述这种发动机的示例的结构的示意图。装插在缸90中并且有如图1同样的结构的活塞91的往复运动，通过由导向板91A和91B及转辊92构成的支点调节器传递至杠杆元件93，然后转换成连接至作用点94上的曲轴95的旋转运动。杠杆元件93的另一端由可动铰接头调节器支承，该铰接头由一对导向板96A和96B及一转辊97组成。杠杆93的该端进一步延伸，并且一转辊98可旋转地牢固连接在该杠杆93的延伸端上。该转辊98装插在导向板99A和99B之间，因此，用作作用点调节器。该对导向板99A和99B彼此整体形成并用作在气缸100内作往复运动的活塞。因此，这种气缸100结构例如可用作泵。
在该结构中，活塞91的往复运动通过可动外铰接头型的杠杆装置95传递到曲柄装置95，然后在该杠杆件93的中点处从该支点94中引出旋转运动。此外，由一对导向板99A，99B及一转辊98构成的可动作用点调节器形成于杠杆93的延伸顶端上，因此泵的活塞由该作用点调节器驱使作往复运动。从而从一台发动机中可引出两种不同类型的机械输出。
在图18之实施例中，分别装插在彼此平行布置的两气缸之中的两活塞的往复运动通过可动外铰接头型杠杆装置传递至具有不同旋转相位的曲柄销，并与一单个曲轴相连，从而引出单一输出。然而，两气缸可布置得彼此隔开，并且单一的输出可按与图18之实施例不同的方式从气缸中引出。
图22表示这种不同方式的示例。装插在两气缸101和102中的活塞103和104分别具有一对导向板105A和105B及一对导向板106A和106B。一转辊107装插在导向板105A和105B之间，并且该转辊107可旋转地连接至第一杠杆元件108的支点上。一转辊109装插在导向板106A和106B之间，并且该转辊109可旋转地连接到第二杠杆元件110的支点上。
转辊111和112分别连接至杠杆元件108及110的另一端的铰接头上。这些转辊111和112分别插装在一对导向板113A和113B之间及一对导向板114A和114B之间，并被支承住。
在图22中，当活塞103和104由燃气之膨胀在气缸101和102中压向下运动时，这些活塞103和104的运动通过由导向板105A，105B，106A及106B及转辊107和109构成的可动支点调节器传递至杠杆元件108和110。由于杠杆元件108和110的铰接头分别由可动外铰接头调节器支承，该调节器由转辊111和一对导向板113A及113B及一对导向板114A和114B构成。活塞103和104的线性运动平稳地转换成曲轴115的曲柄销116的旋转运动。
所有上述实施例涉及到线性往复运动和旋转运动之间转换的装置。然而，本发明也可用于直接将旋转运动转换成杠杆元件往复运动的装置，其说明如以下实施例。
图23A和23B表示该装置的示例。在该图中，转轴120和121通过未示出的动力传输机构分别连接到电动机上，因而被驱动旋转。该转轴120和121之端部在与该杠杆件124，125的端部隔开一预定距离的位置处可旋转地由臂122和123连接至杠杆124和125上。转轴120和121的另外端部在与这些杠杆元件126和127的端部隔开一预定位置处通过臂连接到杠杆件126和127上。
转辊128和129可旋转地连接到杠杆元件124和125的端部，并在此构成可动铰接头。转辊128是可旋转的并可移动地支承在两平行导向板130A和130B之间，而转辊129是可旋转的并可移动地支承在两平行导向板131A和131B之间。所有这些零部件包含在一个矩形的平行六面体壳体132内，但除杠杆件124和125外。相应其它杠杆元件126和127的零部件也包含在该壳体132中。此外，该杠杆元件124，125，126及127形成像一飞行体样，如蜻蜒的翅膀一样。
在该结构中，当转轴120和121借助于电力向未示出的电机供电而旋转时，杠杆元件124和125分别绕转辊128和129的轴往复地摆动，而轴作为旋转中心。由于转辊128和129可旋转地并可移动地支承在导向板130A和130B及131A和131B之间，因此转轴120和121的旋转可平稳地转换成杠杆元件124和125的往复运动。杠杆元件124，125的往复摆动角根据支点与可动铰接头辊128和129之间的距离及臂122和123的大小而变化，所以如杠杆元件一样翅膀124和125的拍打运动可变化。其它对的翅膀126和127可以同样方式驱动。
如上所述，根据本发明，可能提供一种使旋转运动和往复运动之间可转换的装置，其使得当两冲程或四冲程发动机的活塞的往复运动转化为旋转运动时能量损失减少，并减少发动机的尺寸和/或重量，进而借助于用陶瓷制造该发动机而进一步减少发动机之重量。
对于本技术领域之普通技术人员，可容易根据本发明之内容作出另外的修改及产生另外的优点。因此，广义讲，本发明并不仅限于表示装置的具体之详细说明，及图中所示的及文字说明的示例。因此，在不脱离通常的创造性概念的实质或范围的情况下，如由所附权利要求书及等同物所限定的一样，可作出各种修改。
权利要求
1.一种圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括一具有第一和第二调节器的杠杆元件(18)，该第一调节器(13、14、17)设置于该杠杆元件的一端，用作支点或作用点，该第二调节器(19、20、21)设置于该杠杆元件的另一端，用作可动铰接头，该杠杆两端之间的点(22C)作为作用点或支点，可旋转连接在旋转件的旋转中心和旋转件的圆周的连线上，其特征在于往复运动件(12)与第一调节器(13、14、17)连接，该第一和第二调节器具有用于可动地支承支点及作用点与可动铰接头的支承件(13、1 4、19、20)，使得支点及作用点与可动铰接头在杠杆件(18)的长度方向可以运动。
2.一种圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括一旋转件(22)及一带有第一和第二调节器的杠杆元件(18)，该第一调节器(13、14、17)设置于该杠杆元件的一端，用作支点或作用点，该第二调节器(19、20、21)设置于该杠杆件的另一端，用作可动铰接头，该杠杆元件两端之间的点(22C)用作作用点或支点，相互可旋转地连接在旋转件的旋转中心及旋转件的圆周的连线上，其特征在于该第一和第二调节器具有支承件(13、14、19、20)，用以可动地支承该支点或作用点及可动铰接头，使得该支点或作用点及可动铰接头可在杠杆元件的长度方向运动。
3.一种圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括一旋转件(46)；一带有第一和第二调节器的杠杆元件(38)，该第一调节器(35a，35b，37)设置于杠杆元件的一端，用作支点及作用点，该第二调节器(42a，42b，43)设置于该杠杆元件的另一端，用作可动铰接头，位于该杠杆两端之间的点(44)用作作用点或支点，可旋转地连接在旋转件的旋转中心及旋转件的圆周之连线上；一往复泵与第一调节器相连，其特征在于该第一和第二调节器具有一支承件，用以可动地支承该支点或作用点及可动铰接头，使得该支点或作用点及可动铰接头可在该杠杆件的长度方向运动。
4.一种圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括一个具有第一调节器及第二调节器的杠杆元件(93)，该第一调节器设置于该杠杆元件的一端，用作作用点，该第二调节器设置于该杠杆元件的另一端，用作可动铰接头，该杠杆件两端之间的一点用作支点，可旋转地连接在旋转件的旋转中心与该旋转件的圆周的连线上；一个旋转马达(95)，它具有一与该支点相连的输出轴，其特征在于该第一调节器(91A、91B、92)与往复机械的往复运动件相连，并且该第一和第二调节器具有一支承件，用以可动地支承该支点或作用点及可动铰接头，以使该支点或作用点及可动铰接头可在该杠杆件的长度方向运动。
5.一种圆周运动与往复运动之间互转换的装置，其包括一旋转件及具有第一和第二调节器的杠杆元件，该第一调节器设置于该杠杆元件的一端，用作支点，该第二调节器设置于该杠杆元件的另一端，用作可动铰接头，该杠杆件两端之间的中点用作作用点，可旋转地连接在旋转件的旋转中心和旋转件的圆周之连线上，其特征在于该第一调节器(54A、54B)与一个往复运动马达的活塞(52)相连，该活塞可动地装插在气缸(50)中，该气缸具有分别设有进/排气装置(62A、62B、63A、63B)以便进行进/排燃气的两端部，第一和第二调节器具有支承件(57A、57B)，以便可动地支承该支点或作用点及可动铰接头，使得该支点和作用点及可动铰接头可在该杠杆元件的长度方向运动。
6.一种圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括一旋转件及一杠杆元件，该杠杆元件的中点用作作用点，可旋转地连接在旋转件的旋转中心和旋转件的圆周的连线上，第一调节器设置于该杠杆件的一端，用作作用点，第二调节器设置于该杠杆件的另一端，用作可动铰接头，其特征在于该第一调节器(54A、54B)与一个往复运动件的活塞(52)连接，该活塞可动地设置于气缸(50)内，该气缸具有分别设有用于进/排燃油气的进/排气装置(62A、62B、63A、63B)及点火装置的两端部，该第一和第二调节器具有一支承件，用以可动地支承该支点或作用点及可动铰接头，使得该支点和作用点及可动铰接头在杠杆件的长度方向可运动。
7.一种如权利要求6所述的圆周运动与往复运动之间互转换的装置，其特征在于该进排气装置包括打开/关闭气缸的进排气口的阀，一连接到该阀上的作用臂及通过该作用臂用以驱动该阀的驱动装置(65A、65B、66A、66B)，该作用臂具有一连接到该驱动装置上的支点调节器，作用点调节器及可动铰接头调节器两者均连接到阀上，并且该作用点调节器及可动铰接头调节器具有一支承件，用以在该杠杆的长度方向可动地支承该支点及可动铰接头。
8.一种圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括一往复运动马达，该马达具有一气缸(50A)，一装插于该气缸中可运动的活塞(52A)，用于供在气缸两端处提供的燃油气进入并排出的进及排气装置及点火装置；一组旋转件(60A1，60B1)及一组杠杆元件(56A1，56B1)，每个杠杆元件具有用作作用点并相互可旋转地连接在旋转件的旋转中心和其圆周的连线上的中点，第一调节器(54A1，54B1)设置于该杠杆件的一端，用作支点，第二调节器(57A1，57B1，58A1，58B1)设置于该杠杆件的第一端，用作可动铰接头，其特征在于该第一调节器连接到往复运动马达的活塞上，使得该第一调节器相互对称布置。
9.一种圆周运动与往复运动之间互转换的装置，其包括第一和第二往复运动马达，每个马达具有一气缸，一可动地装插在气缸中的活塞，用于供从气缸两端处引进的燃油气进入并排出的进排气装置，及一点火装置；第一、第二及第三旋转件(60A1，60B1，60A2)；第一杠杆件(56B1)具有用作作用点并相互可旋转地连接在旋转件的旋转中心和其圆周的连线上的中点，第一调节器(54A1)设置于该杠杆件的一端，用作支点，第二调节器(57B1，58B1)设置于该杠杆件的另一端，用作可动铰接头；第二杠杆(56A1)具有用作作用点并相互可旋转地连接在第二旋转件的旋转中心和其圆周的连线上的中点，第一调节器(54A1)设置于该杠杆件的一端，用作支点，第二调节器(57A1，57A1)设置于该杠杆件另一端，用作可动铰接头；及第三和第四杠杆元件(56B2，56A2)，每个杠杆元件都具有用作作用点并相互可旋转地连接在第三旋转件的旋转中心和其圆周的连线上的中点，第一调节器设置于该杠杆元件的一端，用作支点，第二调节器设置于该杠杆元件的另一端，用作可动铰接头，其特征在于第三和第四杠杆元件的第一调节器(54A2，54B2)分别连接到第一和第二往复运动马达的活塞(52A，52B)上，使得第一调节器相互对称布置，第一和第二杠杆元件的第一调节器分别连接到第一和第二往复运动马达的活塞上，并且该第一和第二旋转件在与第三旋转件相反的方向同步地旋转。
10.一种圆周运动和往复运动之间互转换装置，其包括一旋转件(95)；及一带有第一调节器(92)及第二调节器(97)的杠杆元件(93)，该第一调节器设置在该杠杆元件的一端，用作支点，该第二调节器设置于该杠杆元件的另一端，用作可动铰接头，该杠杆件两端之间的中点用作作用点，并可旋转地连接到该旋转件的旋转中心与圆周的连线上，其特征在于该第一调节器与一个往复运动马达的活塞(91)连接，该活塞可动地设置于气缸(90)中，该气缸具有分别设有用于吸入/排出动力燃气的进/排气装置的两端部，该第一第二调节器具有支承件(91A，91B，96A，96B)，以便可动地支承该支点和作用点及可动铰接头，使得该支点及作用点与可动铰接头在杠杆件(93)的长度方向上可运动；并且该杠杆件(93)还具有在该杠杆件用作可动铰接头的端部的延伸线上用作作用点的第三调节器(98)，该第三调节器连接到往复运动马达的往复运动件(99A，99B)上。
11.一种圆周运动与往复运动之间互转换的装置，其包括一旋转件及具有第一和第二调节器的杠杆元件，该第一调节器设置于该杠杆件的一端，用作支点，该第二调节器设置于该杠杆件的另一端，用作可动铰接头，该杠杆件两端之间的中点用作作用点，并可相互旋转地连接到旋转件的旋转中心与圆周的连线上，其特征在于该第一调节器与第一和第二往复运动马达的活塞相连，每个活塞可动地装插在气缸(101，102)中，该气缸具有分别设有用于吸入/排出动力燃气的进气/排气装置的两端部，该第一和第二元件具有用于可动地支承支点和作用点及可动铰接头的支承件，使得该支点和作用点和可动铰接头可在该杠杆件的长度方向运动。
12.一种飞行元件，其包括一组杠杆件(124-127)，每个都用作该飞行件之翅膀，每个都具有设置于该杠杆件一端并用作可动铰接头的第一调节器，并且每个具有一个位于该杠杆件两端之间的点，用作支点，并可旋转地连接到旋转件的旋转中心和圆周的连线上，所述杠杆件相互对称布置；一组具有分别与支点相连的输出轴的旋转件(122、123)，及用于驱动该组旋转件相互同步运动的装置(120，121)，其特征在于第一和第二调节器每个都具有一支承件，用以可动地支承该可动铰接头，使得该铰接头可在该杠杆元件的长度方向运动。
全文摘要
圆周运动和往复运动之间互转换的装置，其包括具有第一和第二调节器的杠杆(18)，该第一调节器(13、14及17)设置于该杠杆一端，用作支点，该第二调节器(19、20、21)设置于该杠杆另一端并用作可动铰接头。一作用点孔(22)设置于杠杆的两端并与曲轴(22C)的曲柄销接合。第一调节器与活塞(12)连接作为往复运动元件，并且第一和第二调节器具有可动地支承支点和可动铰接头的支承件，使得支点及铰接头可在杠杆的长度方向运动。
文档编号F02B75/28GK1135013SQ9610409
公开日1996年11月6日 申请日期1996年1月12日 优先权日1995年1月13日
发明者吉泽保夫 申请人:吉喜工业株式会社