技术领域
[0001] 本
发明涉及使用一种可以逆向运行的，把往复的直线运动转变为朝同一方向旋转的齿轮
传动系统的往复
活塞式内燃机。
齿轮传动系统采用内齿轮组以及上面的
凸轮机构和齿轮轴的传动来替代
曲轴和
连杆的传动。本发明的齿轮传动系统能广泛应用于各种车用内燃机、坦克的大功率
涡轮增压柴油机和船用低速柴油机等。
背景技术
[0002] 传统的
往复活塞式内燃机都是采用曲轴和连杆来输出动
力的，尽管传递动力的效率并不理想。
[0003] 根据
申请号201010126800.X，名称为“齿轮传动内燃机”的
说明书所述，该发明采用齿轮传动来提高往复活塞式内燃机的动力输出效率，内燃机的活塞对置、汽缸对置。由于采用了轮套和滾轮的设计方案，制造和安装比较困难。
[0004] 根据2011年2月16日公开的申请号201010500514.5，名称为“齿轮传动(OPOC)内燃机”的说明书所述，该发明取消了轮套和滾轮的结构，很适用于对置活塞、对置
气缸OPOC结构的直喷、涡轮增压的两冲程内燃机。但是，对于四冲程的四汽缸内燃机而言，在传递动力时会产生寄生的摩擦阻力，使传递动力的效率降低。而四冲程的四汽缸内燃机是一种技术非常成熟，使用十分广泛的内燃机。
发明内容
[0005] 本发明提供的往复活塞式对撞齿轮内燃机至少包括一套齿轮传动系统。改进后的设计方案和工作方法能够避免齿轮传动系统在传递动力时产生寄生的摩擦阻力，并且结构简单，制造和安装很方便，提高了齿轮传动系统的可靠性和实用性。
[0006] 汽缸和活塞
水平对置在齿轮轴的两侧，左右相对的汽缸在
上止点同时着火燃烧。在燃气膨胀的作用下，凸轮机构发生对撞，承受和平衡活塞的推力，并保证内齿轮组和齿轮轴的正常
啮合。随着齿轮轴的惯性转动，内齿轮组在活塞的推动下运动，产生力偶矩拖动齿轮轴旋转，输出动力。活塞所产生的作用力不再传递到齿轮轴上，也不再由
箱体承受。齿轮轴没有径向力，活塞也没有侧向力，能有效降低工作的摩擦阻力，提高传递动力的效率。在内齿轮组拖动齿轮轴时，中间有一半以上的行程是由
齿条直接拖动齿轮轴的。可以把齿轮传动系统设计成通过上止点后直接用齿条来拖动齿轮轴，就像炮弹在炮膛内发射一样。但是零部件的
加速度在瞬间发生急剧变化时会造成强大的冲击而损坏。内燃机必须能够长时期稳定的工作，所以内齿轮组采用长圆形的设计，使对撞齿轮内燃机能够长久的平稳工作。
[0007] 本发明的技术方案如下所述：
[0008] 往复活塞式对撞齿轮内燃机的齿轮传动系统主要由固定在箱体内的轴[7]和滾轮[4]、可以在滾轮[4]之间左右移动的两端各有一个朝相反方向伸出的活塞(活塞[1a]、活塞[1b]和活塞[1c]、活塞[1d])的滑槽[2a]和滑槽[2b]、滑槽[2a]和滑槽[2b]中的滑
块[8]和
弹簧[9]、可以在滑槽[2a]和滑槽[2b]的滑槽内上下移动的上下各有一个伸出的凸轮[5a]和凸轮[5b]的内齿轮[3a]和内齿轮[3b]、凸轮[5a]和凸轮[5b]上的滾子[11]和销轴[12]、两端装有
轴承[10]的齿轮轴[6]等组成。与活塞相关联有两对汽缸，每一对汽缸相对于齿轮轴[6]沿径向对置，活塞位于汽缸内。
[0009] 滑槽[2a]、滑槽[2b]中间开口的滑槽宽度和内齿轮[3a]、内齿轮[3b]的宽度相等。内齿轮[3a]和内齿轮[3b]可以在滑槽[2a]、滑槽[2b]内上下移动，滑块[8]和弹簧[9]起到
定位和缓冲吸能的作用。内齿轮[3a]和内齿轮[3b]相同，分别和齿轮轴[6]啮合。
[0010] 齿轮的齿形是渐开线形直齿，也可以采用短齿形，内齿轮组绕齿轮轴在径向平面内传递动力，不会产生分力。齿轮的模数可以采用第二标准或者非标准的模数。内齿轮的齿数是整数的，内齿轮中的半圆内齿轮和齿条上的齿数可以是分数的。
[0011] 由图1所见，内齿轮[3a]和内齿轮[3b]套在齿轮轴[6]上，其整体受到上下和左右二个约束，能在齿轮轴[6]径向的平面内移动。内齿轮[3a]、内齿轮[3b]分别和齿轮轴[6]啮合传递动力。本分明的关键所在就是保证内齿轮组和齿轮轴的正常啮合，这个正常啮合的约束来自和其相邻平行的另一组相同的内齿轮所伸出的凸轮组上。两个齿轮传动装置相对安装，互相约束，组成一套齿轮传动系统。
[0012] 图1中位于齿轮轴[6]两侧的活塞[1a]和活塞[1d]处于上止点
位置，当汽缸内的混合燃汽被同时压缩点燃后，高压燃气同时推动活塞[1a]和活塞[1d]运动，使滑槽[2a]和滑槽[2b]向中间移动，内齿轮[3a]和上下两个凸轮[5a]一起向右移动，内齿轮[3b]和上下两个凸轮[5b]一起左移动，凸轮[5a]的右端和凸轮[5b]左端发生对撞。此时内齿轮[3a]和内齿轮[3b]受到约束，不能左右移动和离开齿轮轴[6]并且保持正常啮合。内齿轮[3a]最右端和齿轮轴[6]的右侧啮合；内齿轮[3b]最左端和齿轮轴[6]的左侧啮合。随着齿轮轴[6]顺
时针的惯性旋转，平衡状态被破坏。在齿轮轴[6]的带动下，内齿轮[3a]和齿轮轴[6]的啮合点开始从最右端逆时针向上转移；内齿轮[3b]和齿轮轴[6]的啮合点开始从最左端逆时针向下转移。内齿轮[3a]和内齿轮[3b]的形状相同，可以是长圆形的，也可以是带圆
角的长方形等。为了图示清楚，图中只画了齿轮的中线，即分度圆直径。凸轮[5a]和凸轮[5b]的截面形状同内齿轮[3a]、内齿轮[3b]和齿轮轴[6]正常啮合时的运动轨迹相同，在平面内随内齿轮[3a]和内齿轮[3b]一起移动并且在燃气的压力下保持
接触，得到并保持对内齿轮[3a]、内齿轮[3b]和齿轮轴[8]的两个啮合点的离开齿轮轴[6]的径向约束。滑槽[2a]左侧的活塞[1a]和滑槽[2b]右侧的活塞[1d]在汽缸内燃气压力的持续推动下，分别拖动内齿轮[3a]和内齿轮[3b]运动，产生力偶矩拖动齿轮轴[6]旋转，开始对外输出动力。
[0013] 齿轮的模数和内齿轮组、齿轮轴上的齿数是根据内燃机的工况、机械强度和使用寿命而定的。本发明
实施例1的内齿轮组的齿数是齿轮轴齿数的1.5倍，为30比20。所以内齿轮绕齿轮轴一周，齿轮轴只转动半周。活塞完成四个冲程，齿轮轴只能旋转一周，与气
门凸轮轴的转速相同。对撞齿轮内燃机输出功率的特征是低转速、大
扭矩。
[0014] 图2是图1的A-A剖面俯视图。由图2可见，此时内齿轮在水平方向对齿轮轴的传动角等于零，相当于曲轴位于上止点的位置时。能够保持平衡状态是因为有内齿轮组上的两对凸轮相互顶着。
[0015] 在图1中的齿轮轴[6]顺时针旋转9度，达到图3所示的位置时，内齿轮[3a]和齿轮轴[6]的啮合点逆时针上移到45度的位置；内齿轮[3b]和齿轮轴[6]的啮合点逆时针下移到45度的位置。此时两个凸轮[5a]和凸轮[5b]也随动移位45度并保持接触，对上述两个啮合点保持径向约束。活塞[1a]和活塞[1d]受汽缸内
燃料燃烧所产生的爆发力推动，内齿轮[3a]和内齿轮[3b]以45度的传动角拖动齿轮轴[6]顺时针旋转，输出扭距。
[0016] 图3中的齿轮轴[6]的转动角度是一个完整的冲程中的十分之一，相对于曲轴转动十分之一时的18度传动角而言，齿轮传动系统传递动力的效率是曲轴和连杆的传动效率的2.288倍(sin45°/sin18°)。实施例2中的齿轮轴[22]的转动角度是一个完整的冲程中的十分之一，相对于曲轴转动十分之一时的18度传动角而言，齿轮传动系统传递动力的效率是曲轴和连杆的传动效率的1.618倍(sin30°/sin18°)。
[0017] 当图3中的齿轮轴[6]又顺时针旋转9度，到达图4所示的位置时，内齿轮[3a]和齿轮轴[6]的啮合点又逆时针上移45度，到达90度的位置；内齿轮[3b]和齿轮轴[6]的啮合点又逆时针下移45度，到达90度的位置。此时两个凸轮[6a]和两个凸轮[6b]也随动移位45度，并且保持接触，对上述两个啮合点保持径向约束。内齿轮[3a]和内齿轮[3b]以90度的传动角一上一下拖动齿轮轴[6]顺时针旋转，全额输出动力。
[0018] 图4中的齿轮轴[6]的转动角度是一个完整的冲程中的五分之一，相对于曲轴转动五分之一时的36度传动角而言，齿轮传动系统传递动力的效率是曲轴和连杆的传动效率的1.7倍(sin90°/sin36°)。实施例2中的齿轮轴[22]的转动角度是一个完整的冲程中的五分之一，相对于曲轴转动五分之一时的36度传动角而言，齿轮传动系统传递动力的效率是曲轴和连杆的传动效率的1.473倍(sin60°/sin36°)。
[0019] 仅仅从传动角的理论分析，对撞齿轮内燃机的机械传动效率是传统的曲轴传动内燃机的机械传动效率的1.5至2倍。就活塞在经过上止点以后移动的距离而言，在分析上述两个啮合点的情况如下：实施例1中活塞移动的距离略大于曲轴传动中活塞移动的距离；实施例2中活塞移动的距离略小于曲轴传动中活塞移动的距离。三者移动的距离非常接近，可以忽略不计。
[0020] 在图4所示的位置中齿轮轴[6]又顺时针旋转27度，到达图5所示的位置时，活塞[1a]和活塞[1d]都处于汽缸中间位置。内齿轮[3a]上面的齿条中点和齿轮轴[6]的上端啮合；内齿轮[3b]下面的齿条中点和齿轮轴[6]的下端啮合。一右一左共同拖动齿轮轴[6]顺时针运转。活塞[1b]和活塞[1c]分别进行压缩冲程。两个凸轮[5a]的上边和两个凸轮[5b]的下边保持接触并且跟随移动，对上述两个啮合点保持径向约束。图6是图5的C向剖面图。由图6可见，凸轮[5a]和凸轮[5b]成E型，相互对插啮合，保证齿轮传动装置正常运行。
[0021] 当图5中的齿轮轴[6]又顺时针旋转135度后，就回到了图1所示的位置，完成了二个冲程。周而复始，随着汽缸两个一组的循环工作，齿轮轴[6]不断旋转，输出有效功率。
[0022] 本发明中的实施例1中的的内燃机是排气量1.1L的车用内燃机。大功率的内燃机可以设计成双活塞的，见图7。
[0023] 往复活塞式对撞齿轮内燃机的双活塞的齿轮传动系统主要由固定在上箱体[26]和下箱体[24]上的
导轨[18]、可以在导轨[18]之间左右移动的两端各有二个朝相反方向伸出的活塞(活塞[15a1]、活塞[15a2]、活塞[15b1]、活塞[15b2]和活塞[15c1]、活塞[15c2]、活塞[15d1]、活塞[15d2])的滑槽[16a]和滑槽[16b]、可以在滑槽[16a]和滑槽[16b]的滑槽内上下移动的上下各有一个伸出的凸轮[19a]和凸轮[19b]的内齿轮[17a]和内齿轮[17b]、凸轮[19a]和凸轮[19b]上的滾子[20]和销轴[21]、两端装有轴承[25]的齿轮轴[22]、安装在上箱体[26]和下箱体[24]之间的汽缸[23](见图8和图10)等组成。两端装有活塞的滑槽[2a]、滑槽[2b]和滑槽[16a]、滑槽[16b]采用开放式的C型构造，宽度相等的内齿轮可以从开口的一边装入并且上下移动。凸轮[19a]和凸轮[19b]的截面形状同内齿轮[17a]、内齿轮[17b]和齿轮轴[22]正常啮合时的运动轨迹相同。
[0024] 图7也是齿轮传动系统的压力循环润滑系统的示意图，实施例1也采用相同的压力循环润滑系统。
润滑油从机油
泵[13]泵出，经过油管[14]进人固定在上箱体[26]和下箱体[24]上的导轨[18]内的通道，再进入滑槽[16a]和滑槽[16b]上下的
油槽润滑摩擦面，并且通过滑槽[16a]和滑槽[16b]内的通道达到汽缸壁以及内齿轮[17a]和内齿轮[17b]上的油槽润滑摩擦面，并且通过内齿轮[17a]和内齿轮[17b]内的通道流出润滑齿轮轴[22]和滾子[20]以及销轴[21]。凡是摩擦面都采用压力循环润滑。活塞在工作中只有轴向摩擦，径向没有负荷，包括自重。这也是活塞和
活塞环问世以来最佳的工作状况和润滑条件，就是使用没有油性的
天然气和氢气也毫无问题。
[0025] 由图8可见，活塞和滑槽是固定在一起的，滑槽的槽型采用开放式的C型构造，方便齿轮传动系统的安装。
[0026] 图9和图10是带有汽缸[23]的对撞齿轮内燃机的箱体简图。双活塞的齿轮传动系统安装在上箱体[26]和下箱体[24]之间，两端共有八个汽缸，汽缸[23]中的汽缸双列双排布置，上下两个汽缸的水平平分线的位置(见图7和图10)可以上下偏离齿轮轴[22]的水平中心线，使活塞的中心位置在作功冲程时更接近于内齿轮中的齿条和齿轮轴[22]的啮合点，受力更加合理。
[0027] 符图说明
[0028] 图1——活塞[1a]和活塞[1d]共同处于上止点时内燃机的齿轮传动系统示意图。
[0029] 图2——图1的A-A剖面俯视图。
[0030] 图3——图1中的齿轮轴[6]顺时针旋转9度后的示意图。
[0031] 图4——图3中的齿轮轴[6]顺时针旋转9度后的示意图。
[0032] 图5——图4中的齿轮轴[6]顺时针旋转27度后的示意图。
[0033] 图6——图5的C向剖面图。
[0034] 图7——活塞[15a1]、活塞[15a2]和活塞[15d1]、活塞[15d2]共同处于上止点时，两端有双活塞的对撞齿轮内燃机的齿轮传动系统及其压力循环润滑系统的示意图。
[0035] 图8——拆除上箱体[26]后的图7的俯视图。
[0036] 图9——图7的安装汽缸的对撞齿轮内燃机的箱体简图。
[0037] 图10——图9的侧视图。
[0038] 图中——1a、1b、1c和1d.活塞；2a和2b.滑槽；3a和3b.内齿轮；4.滾轮；5a和5b.凸轮；6.齿轮轴；7.轴；8.滑块；9.弹簧；10.轴承；11.滾子；12.销轴；13.机油泵；
14.油管；15a1、15a2、15b1、15b2、15c1、15c2、15d1和15d2.活塞；16a和16b.滑槽；17a和
17b.内齿轮；18.导轨；19a和19b.凸轮；20.滾子；21.销轴；22.齿轮轴；23.汽缸；24.下箱体；25.轴承；26.上箱体。
具体实施方式
[0039] 实施例1：排气量1.1L的车用对撞齿轮内燃机，见图1至图6。
[0040] 现代四冲程的车用内燃机的技术已经非常成熟，本发明秉承了现代内燃机的全部先进技术和科研成果。由于采用了水平对置的汽缸设计，本实施例内齿轮的两端采用相同的半圆形内齿轮，中间用两个齿条联接，使水平对置在两端的活塞在上止点附近有个缓冲，能像曲轴连杆传动机构中的活塞那样工作。
[0041] 水平对置内燃机的活塞运动的平衡性好，能相互抵消震动。曲轴传动的水平对置内燃机能保持650rpm的低速平稳工作，相比其他形式内燃机油耗更低。本发明的内燃机没有曲轴，优点更明显。没有曲轴就不需要平衡
配重，有助于提升转速。内燃机的活塞由箱体上的导轨承重，磨损大大减少，压力循环润滑也很方便。
传动轴采用
滚动轴承，汽缸对置热量分散，热效率又比较高，需要散发的热量少，可以采用油冷技术，使制造成本大幅降低。
[0042] 排气量1.1L的车用对撞齿轮内燃机中齿轮的齿形是渐开线形直齿，采用25度齿形角的短齿形。齿轮的模数5毫米，齿轮轴[6]的齿数20齿，内齿轮[3a]和内齿轮[3b]的齿数30齿(其中每个齿条上有3齿)。汽缸缸径72毫米，冲程67.1毫米，
排量1093毫米。效率可以提高1.7倍，相当于排量1858毫米。最大功率100kw/3000rpm，最大扭矩180N·m/2000rpm。
[0043] 排气量1.1L的车用对撞齿轮内燃机不采用双活塞的齿轮传动系统是因为采用双活塞后的汽缸的缸径过小，不但加工困难，而且增加了内燃机的内部摩擦，汽缸壁面
热损失比较大，热效率比较低。采用四个缸径比较大的汽缸
质量比较轻，而且由于点火间隔时间比较长，适合采用
涡轮增压器。
[0044] 实施例2：1700
马力重型坦克用的两端有双活塞的对撞齿轮柴油机，见图7至图10。
[0045] 1700马力重型坦克用的两端有双活塞的对撞齿轮柴油机中齿轮的齿形是渐开线形直齿，采用25度齿形角的短齿形。齿轮的模数14毫米，齿轮轴[22]的齿数20齿，内齿轮[17a]和内齿轮[17b]的齿数30齿(其中每个齿条上有2齿)。汽缸缸径160毫米，冲程172毫米，排量27666毫米，功率1700马力。如果汽缸缸径采用150毫米，冲程172毫米，那么排量24316毫米，功率1500马力。
[0046] 由图7可见，1700马力重型坦克用的对撞齿轮柴油机采用双活塞的齿轮传动系统。在滑槽[16a]和滑槽[16b]的两端各有二个朝相反方向伸出的活塞，总共有八个活塞。每次冲程都有一对作功，带动其他三对汽缸分别排气、进气、和压缩。图7中双活塞的齿轮传递系统是位于齿轮轴[22]两侧的活塞[15a1]和活塞[15d1]同时开始作功冲程，活塞[15b2]和活塞[15c2]同时开始
排气冲程，活塞[15a2]和活塞[15d2]同时开始
进气冲程，活塞[15b1]和活塞[15c1]同时开始压缩冲程。齿轮轴[22]运转一周，各个活塞也同时完成了四个冲程。在内齿轮[17a]和内齿轮[17b]的共同作用下始终产生一对大小相等方向相反的力偶矩。传递动力时没有轴向力，运转平稳，结构紧凑。凸轮[19a]和凸轮[19b]的长度是172毫米，滾子[20]的直径是84毫米，在良好的润滑条件下，完全可以长期可靠地工作。
[0047] 改变内齿轮的形状，可以提高内燃机的热效率。半圆形内齿轮的半径越是小，热效率就越是高。根据
汽油机和柴油机不同的工作状况和压缩比，设计符合各自特性的内齿轮形状，可使内燃机的工作效率得到更大的提升。
[0048] 对撞齿轮内燃机完全可以采用油冷却技术，让润滑油带走热量并起到润滑作用。省掉水冷却系统，使内燃机设计简单，制造成本下降。尤其适合干旱地区和用作坦克的柴油机。
[0049] 实施例3：船用低速柴油机
[0050]
船舶的
机舱都比较大，船用的低速对撞齿轮柴油机就可以设计得宽一些，采用比较大的冲程和比较小的缸径，增加内齿轮上齿条的长度，就可以使内燃机的活塞低速运行，并且有效的提升功率和齿轮轴的转速。
