特别适于往复吸热式发动机将往复直线 运动转换成旋转运动的曲轴系统 本发明涉及一种特别适于往复吸热式发动机的、将往复直线运动转换成旋转运动的曲轴系统。
更具体说，本发明所涉及的上述这种系统能改善热力循环的工作状况以及从该热力循环中获得的动力的利用状况。
已经清楚地知道，在一往复吸热式发动机中，通常由一连杆—曲柄系统将活塞的往复运动转换成旋转运动，该系统中的曲柄与输出轴固定连接。
附图1中示出了组成一已有技术的发动机的诸部件，下述符号用来表示相应参数：
l＝连杆长度
r＝曲柄半径，因而活塞行程C等于2r
β＝连杆轴线与气缸轴线的夹角
α＝曲柄相对于上死点(TDC)的角位移。
此外，曲柄完整地转一圈，从上死点经下死点(BDC)又回到上死点，活塞的运动方向则改变两次。
从图1中可以进一步看到，输出轴上所施加的转矩是沿连杆轴线方向所施加的力和曲柄半径的函数。
力Fb是热力循环所产生地力Fn以及因气缸壁对活塞推力的反作用力F的合成向量，其中所述的推力是因为连杆轴线所成的倾斜角β而造成的。该活塞推力造成了摩擦损失。
所述的转矩等于：Mm=F×r×[Sinα+λ/2×Sinα]1-λ2Sin2α]]>
忽略不计λ2Sin2α，就可以得到：
Mm＝F×r×〔Sinα＋λ/2×Sinα〕
即，Mm＝Fדf”，而其中“f”＝r×〔Sinα＋λ/2×Sinα〕
上面公式中，Mm是转矩；F是热力循环产生的施加在活塞头上的力；r是曲柄半径，α是相对气缸轴线的曲柄转角，λ＝r/l。
施加在活塞头上的力是从热力循环中所获得的，所述的热力循环大致是用直角坐标图以一四冲程发动机的澳托(Otto)循环(由可控火花点燃空气而燃烧)为例表示的，图中的横坐标表示活塞的进程，而纵坐标则表示气缸内活塞头上方的压力。
从图2中可以注意到，实线所示的实际循环所覆盖的面积小于理论上的循环的(用阴影线表示的)，这是有几个原因造成的，其中最重要的一个原因是因为：在上死点由火花控制的燃烧并不是瞬间发生，而是经历了一段时间，这样，在燃料完全燃烧之前，活塞在其往复运动过程中就要包括朝着上死点的一部分行程和过了上死点后的另一部分行程。
从文献可以清楚地认识到，上述情况使得所获得的净功有所减少，如一些创作者指出，这种减少量是可获得的净功的(10—15)％。
还知道的是，以一种四冲程发动机为例，如单考虑其几何因素的话，四个冲程都执行着发动机的工作循环，而每一个冲程都对应着曲柄回转半圈，即180°。由于气缸轴线相对输出轴的旋转中心并不对准，因而就可以得到持续时间不同的冲程(通常这种不对准偏差较小，因而持续时间的差别也较小，从而可以忽略这种情况)。
特别对于一种具有可控火花点火的四冲程往复吸热式发动机考虑了以上问题，而对两冲程发动机和狄塞尔发动机而言也可以做同样的考虑，只不过稍有出入罢了。
近来有了旋转式发动机，这种发动机无需那种将往复运动转换成旋转运动的系统，从技术角度来看是很受欢迎的。
例如，可以参考特别适于单个使用的涡旋式发动机和万克(WANKEL)发动机。
尽管解决方案的技术性较好，但发动机制造商们基本上对此还是没有很大兴趣，这是因为，这些发动机的优点(尤其是对中/小型情况)实在是太少，以致不能决定放弃一种已具备了相关工夹具并作过有关情报检索投资的产品生产线，而去另改生产一种优点有限的新产品。
显然，对发动机领域的一种成功的技术方案而言，必须具备这样一些显著的优点，即，较为经济、容易制造、能在现行厂家生产而且生产费用低廉。
考虑到以上因素，本发明实现了一种曲轴系统，它相对现行的有效方案而言更具显著优点，进一步提供了一种为广大制造商能采纳的技术方案。
实际上，本发明的技术方案实现了一种定容燃烧(Constant vol-ume combustion)的工作循环。
此外，所建议的技术方案还确定了在重要限值内幅度可变的诸循环，而却不利用不对准配置。
本发明的技术方案还可以使得转矩值显著增长到平均为相关整数的两倍大小。这相应意味着损耗比率减小，而活塞位移机构的特定功率则相对增加。
采用本发明的技术方案可以制造出尺寸较小故而较轻较便宜的发动机。
此外，本发明还可以利用已有的生产线、机器和技术来生产。
本发明系统的另一优点是解决了成层加料问题(the stratifiedcharge problem)，以达到按九十年代末法律要求的无污染要求。
靠本发明获得这些和其它一些好结果是由于采用一种替代传统的连杆曲柄组件的曲轴系统实现的，该系统是用一种自由空转地装在活塞销上的转轮或旋转的连杆与一装在输出轴上的凸轮组合而成的。
因而，本发明的一特定目的在于，提供一种特别适于往复吸热式发动机的、将往复直线运动转换成旋转运动的曲轴系统，它包括一自由空转地装在发动机活塞销上的转轮或旋转的连杆以及一装在输出轴上的凸轮，该凸轮的周边轮廓由至少两段适于优化发动机循环冲程的凸轮轮廓段组成。所述转轮沿所述凸轮的外轮廓旋转时它两之间的连接是一种无摩擦力或摩擦力很小的连结。
特别是，根据本发明，所述凸轮有：一具一或多段曲线段的第一轮廓段，以用来优化吸气冲程和膨胀冲程；以及，一具一或多段曲线段的第二轮廓段，以用来优化压缩和排气冲程。
在本发明系统的较佳实施例中，所述凸轮还设有诸其它轮廓段或曲线段以优化燃烧，尤其在上死点位置时可获得定容燃烧，并在下死点位置时优化膨胀冲程。
特别是，所述诸其它轮廓段或曲线段具有一对应于发动机轴线(即输出轴轴线)与分别确定下死点和上死点的曲线之间间距的恒定的曲率半径。实际上必须考虑的是：如果与活塞相连的转轮沿着与输出轴轴线同心设置的外轮廓滚动的话，活塞在其沿气缸所作的直线运动中保持停滞，而与此同时输出轴却继续转动。
如在上死点时发生这种情况，在一段对应于从点火之刻开始的为完全燃烧掉汽缸头内的燃料所需的时间的曲线段上就会获得定容燃烧冲程。这种理想的燃烧循环使得热力效率明显提高。
同样，用与上述一样的方法，当活塞停止在下死点时，也可获得好处，使在打开排气阀前，首先使燃烧产物在全部膨胀冲程中得以完全膨胀。实际上，如图解所示，完整的冲程能沿着在上死点之后的一个角度内产生，该角度由设计者通过凸轮轮廓的适当设计加以选择。
已知，在根据已有技术制造的发动机中，冲程总是发生在(除了以上讨论过的可能发生的不对准情况以外)从上死点到下死点的180°的范围内：由于排气冲程需要有一合适的幅度，在这一类发动机中，排气阀在下死点前(甚至在70°—80°前)就打开了，形成了一不完全的膨胀，因而膨胀效率较低。而本发明的方案则可达成一完全的膨胀。
四冲程发动机具有如下的本技术工序：
I)吸气
II)在上死点前约35°处发生压缩和点火并开始燃烧，与此同时活塞则向上朝着上死点运动。
III)从上死点向下死点的膨胀。燃烧在上死点前并未完成，而是在活塞的膨胀冲程中继续进行。在下死点之前(通常是在下死点前70°处)打开排气阀，使得膨胀突然中断。
IV)当活塞从下死点朝着上死点推动时产生排气。
这四个冲程输出轴要持续旋转720°，即完整地回转两圈所需的时间。
按本发明的四冲程发动机在转两圈时间，即720°内工作，但在较佳实施例中却有5或6个冲程：
1)吸气
2)压缩
3)点火并完全燃烧(此时活塞停止)
4)完全膨胀
5)排气阀打开(此时活塞停止)
6)排气。
在所描述的这种四冲程发动机中，冲程5和6也可以是统一的。在用本发明实现的两冲程发动机中，却是在排气冲程(或传递)过程中活塞停滞在下死点，这是因为该装置提高了每个冲程(排气和转换)经过的时间与两冲程发动机设有的相应阀孔的横截面积之比值(value of the“time—cross section”)，进而改善了发动机的工作状况。
还是根据本发明，制作所述转轮和凸轮的材料特性应能使转轮所施加的压应力保持在该材料的弹性限值范围内。
本发明中还提供了一种使转轮和凸轮保持接触的装置。
根据第一实施例，所述用于保持接触的装置包括一能在转轮轴线上自由摆动的小连杆，该小连杆的底部设有一伸出端，该伸出端与一和凸轮的外轮廓同心且其轮廓精确地重复外轮廓形状的轮廓接触。
在另一实施例中，所述装置包括一杆件，其一端多少可自由活动地(one or more degrees of freedom)连接于活塞，而其另一端连接于一弹性系统，该系统在从下死点到上死点这个冲程期间吸收活塞的惯性能量，并在从上死点到下死点这一冲程的开始部分中将此能量送回给活塞。
根据本发明，所述弹性系统可用一用微机控制的液压系统来替代。
本发明的曲轴系统可以用于多缸发动机，可对所有的气缸仅配置一个凸轮，也可对每个气缸配置一个凸轮。
本发明根据较佳实施例并特别参照其附图来描述，但并不对其有所限制。
附图中：
图1是一已有技术的发动机的示意图；
图2示出了一奥托循环的图解示意图；
图3是本发明系统一实施例的示意图；
图4a、4b、4c、4d示出了具有本发明的曲轴系统的四冲程发动机的循环过程中的不同冲程；
图5示出了按本发明的一特别可取的凸轮轮廓形状；
图6是示出了图5中凸轮的示意图；
图7是本发明曲轴系统的剖面图，该曲轴系统设置了用来使转轮和凸轮保持恒定接触的装置；
图8是用来使转轮和凸轮保持恒定接触的装置的第二实施例的示意图；
图9示出了一种要获得定容燃烧的凸轮的轮廓形状的例子。
在对本发明的技术方案做详细的描述之前，希望指出的是，它要和说明书开头时已讨论过的已有技术作一番比较，并在用本发明实现的和用已有技术实现的两种发动机作出比较的的基础上初步作出一质量评估。所述的两种发动机具有一样的活塞、一样的气缸膛和行程、一样的循环(两或四冲程)，使用同样的燃料、同样的压缩比和燃烧室、同样数量和尺寸的吸气和排气阀和同样的吸气和排气系统，它们可用相同的工具和采用相同的材料制成，而且具有相同的点火系统(火花式或压缩式)。
参见图3，按照本发明的系统包括一种替代了图1中所示的连杆—曲柄组件的各部件的总成。
特别是，该系统包括了：一与输出轴连成整体的凸轮1、一在活塞销3上自由空转的转轮3以及一限制活塞4的自由度以使其只能沿气缸5的轴线移动的装置，这将在下文中专门描述。
编号6指的是输出轴。
其中还指出了凸轮的各弧线中心C1、C2、C3，以及相应的臂长b1、b2、b3，其数值将在下文中计算力矩的公式中表明。
该发动机的工作状况将参照一种具有可控火花点火的四冲程发动机来描述，值得注意的是，尽管有所不同，但同样亦可将此改进用于两冲程发动机。在这两种情况下(两冲程和四冲程发动机)均使用压缩点火和任何种类的燃料。
此外，图中仅示出了三个弧线的中心，这只是为了避免使图复杂化。
图4a至4d中表明了本发明曲轴系统在上死点之后，为了产生燃烧而在膨胀冲程中的工作状况。
在活塞4的顶部上施加了燃烧气体所产生的压力，所述压力由字母P表示。这决定了一个传递到活塞销3和转轮2上的力，所述转轮的周边压在凸轮1上。
转轮2沿着具有经研究以能优化冲程的形状的凸轮1轮廓上的所作的运动是纯滚动，即无滑动、进而无摩擦的运动，因而也需注意，转轮2所施加压应力应该在转轮2和凸轮1所用材料的弹性限值范围内。
参见图5，其中示出了一种凸轮1的较理想的形状，可看出转轮2由于和凸轮1外轮廓相接触而发生转动，凸轮1的外轮廓形状决定于其弧线的中心，该种形状外廓在特定时间与转轮2接触。
图5中考虑到的各种形状的中心用C1、C2、C3来表示，所述诸曲线中心与发动机轴线间的距离用b1、b2、b3来表示，发动机的轴线用字母A来表示。距离b1、b2、b3是引入上文所述公式中的参数，该公式计算输出轴从上死点转过α角度时对应的瞬间转矩值，参数b1、b2和b3替代了r值，即曲柄半径。
现在来看图6。从图6可看出：活塞4沿着汽缸5轴线的有用行程为(C＋rt－rb)，其中C(＝C1)是发动机轴线A(即输出轴轴线)与凸轮1头部的曲线段中心之间的距离，rt是凸轮1头部轮廓线的曲率半径(决定了上死点(TDC))，而rb是凸轮1底部的轮廓线的曲率半径(决定了下死点(BDC))。
我们很容易看到：发动机的工作容量等于活塞面积和行程的积。对于前述的连杆—曲轴系统，活塞行程等于2r，而在转矩公式中该行程是一个恒定参数。
尽管发动机工作容积还是等于a：活塞面积×2r，但可适当选择距离参数b1、b2和b3等并选取为几倍的r大。
例如，假定r＝26毫米，则行程2r＝52毫米，并选取
rt＝rb＝16毫米，则行程＝52毫米＝c＋rt－rb
＝c＋16－16＝52，所以，c＝b1
另举一例，如rt＝16，rb＝26，则可得到b1＝62，此时b1大于行程。
再来看转距公式Mm=F×r×[Sinα+λ/2×Sinα]1-λ2Sin2α,]]>当忽略λ2Sinn2α，这样可设定基本上等于1，而作用于活塞上的力F无论在连杆—曲轴系统或按照本发明的系统是相等的，因此，对于我们正讨论的发动机而言，瞬时转距Mm是“f”＝r×〔Sinα＋λ/2×Sinα〕的函数，其中r＝行程＝常量，l＝恒定的连杆长度。
λ＝r/l(按已有技术λ约等于0.25)
在本发明系统中，r＝b1、b2和b3等等，其大小等于转轮2半径(在本例中假定转轮2是圆形的，所以是常数)与凸轮1的几段轮廓线的曲率半径之和。
让我们来演算已有技术的和具有按本发明系统的发动机的上述“f”部分的值。当行程相同为52毫米，已有技术发动机的连杆长度1＝110毫米，并采用图6所示的凸轮1，滚轮2直径为76毫米时，在活塞行程相同时的两种情况下的“f”部分值列于下表1：
表1
活塞 已有技术 本发明系统
行程(毫米) “f” “f”
2.5 7.7 20.8
9 21.5 40
17.5 24 44
29.5 26 37
37 21.8 31
41 20.4 22
49 7.8 16
即使考虑到在本发明系统中由于转轮2施加于凸轮1轮廓上的推力准线(thrust directrix)相对于汽缸中心线有较大的倾斜而导致活塞裙与汽缸之间相对移动时的摩擦损耗较大这一事实，然而，由于已有技术发动机中的膨胀会中断而本发明能全部完成膨胀，所以本发明的优点还是很明显的。
总之，相对于已有技术技术方案来说，本发明的膨胀冲程以及有效循环能明显提高功率，这是因为相对于连杆—曲轴系统，本发明系统在定容燃烧后提高了热力效率，或完全实现膨胀，或摩擦损耗减少了的缘故。
本发明技术方案尤其适用于多汽缸发动机，用一只凸轮1配合所有汽缸，或采用相同数量的凸轮1和汽缸。
图4b表示了排气冲程。活塞4利用贮存在转轮2中的能量依靠转轮2被凸轮从下死点朝上推向上死点。
当输出轴6跟随凸轮1转过下死点后一段既定的弧线部分后，转轮2就会有一种脱离与凸轮接触的趋势。
因此，必须设置一个装置能用它将凸轮1具有的能量补给活塞4，使保持与转轮2接触。
图7表示出此种装置的一个实施例，图中只是一种简单的图示，它也可采用其他等同的方案。
图7所示装置包括一小连杆7，它同轴线地设置在转轮2的后方，其底部有一与凸轮1的后部轮廓活动连接的伸出端8，所述的后部轮廓9的形状完全与凸轮1的外轮廓曲线形状一致。
在所说的伸出端8上另设一滚轮或滑轮10，以便当小连杆7沿着后轮廓9滑动时完全不会影响到凸轮1的自身运动。
如上所述，小连杆的作用仅仅是保持转轮2的中心与凸轮1的外轮廓面之间的距离不变。
图8所示的是用于恒定保持上述距离的装置的另一实施例。该装置包括一杆11，其一端多少可活动地连接于活塞4如连接于同一活塞4的下部(图中所示的是连接于活塞4的的销子3上)，而其另一端连接于一弹性件12，以便在从下死点这一冲程期间吸收活塞4的惯性能量而在从上死点向下死点这一冲程的开始阶段中又将此能量送回给活塞。
如上所述，该弹性件也可用一种最终由微机控制的液压系统替代。
图4c表示了吸气冲程。此时，活塞4必须紧跟着凸轮1外轮廓面，所以必须由上述由杆11组成的装置迫使活塞4离开相应于下死点的位置。当输出轴6随同凸轮1转过一定的曲线段后，由于活塞4的惯性能量促使转轮2与凸轮1之间恢复相互接触，所以上述杆11的作用就显得不再必要的了，转轮2与凸轮1克服了活塞的惯性，在与下死点对应的位置时杆11的作用也表现不出来了(the latter op-posing the inertia of the piston，annulling the same in correspondc-nce of the BDC)。
图4d表示压缩冲程。正如在排气冲程时，将会发生转轮2与凸轮1相脱离的现象(尽管在压缩冲程期间活塞4的负功可设定为这样的值，以在有些情况下使活塞的惯性变得无用)，这样的情况下，上述杆11装置的作用就显得必要了。
图9表示出一个多中心凸轮轮廓的实例，它可使在燃烧期间保持一个恒定的工作容量。
该图示的实例中的活塞行程为56毫米。
在图9中，C1、C2、C3、C4、C5、C6和C7为七段轮廓线的各自的中心；r1，……r7为各曲率半径；以及，A、B、C、D、E、F和G为各切点。
凸轮1沿逆时针方向旋转，活塞行程为C4＋C5＋r1－r4＝56毫米。
旋转的连杆2(相当于转轮2)的直径等于70毫米。
曲线段A-B-C-D为膨胀和吸气冲程，在弧线D-E段期间活塞停留在相应于下死点的位置；曲线段E-F-G为排气和压缩冲程，在弧线G-A段期间活塞停留于相应于上死点的位置。
一旦进入最后一段弧线如该实例中的30°弧线范围后，就发生定容燃烧(constant volume combustion).
停止时间经计算t＝0.001秒，此时的凸轮的圆周速度为4500转/分钟。
上面已用最佳实施例对本发明作了描述性介绍，但该实施例决非对本发明有任何限制，只要不离开由所附权利要求所限定的本发明范围，熟悉本技术领域的人员可作出种种改变设计。