本发明涉及一种活塞泵型/发动机型活塞发动机的装置，其中具有两个或 多个相互配合的活塞气缸，各往复式活塞，该活塞的活塞杆在任何时候都或 多或少地伸出相应气缸的外侧，并由一旋转体作用以便控制每个活塞，使其 在各气缸中具有一预定的位移，该位移与各配合活塞的相应位移匹配，在该 活塞式发动机用作泵的实施例的情况下，各控制的往复活塞对一流体流量具 有强制作用，或者在该活塞式发动机用作发动机实施例的情况下，各控制的 往复活塞由一流体流驱动，这与权利要求1前序部分所述的完全一致。

本发明还涉及一种控制各个可控往复活塞的方法，各可控活塞的数量为 2或大于2，形成该活塞式发动机(活塞泵/发动机)的一部分，其中，设置了 可旋转装置，用于对该活塞的运动进行相互控制，该装置通过其伸出的活塞 杆对各活塞产生影响，这与权利要求15前序部分所述的完全一致。

由于例如液压活塞发动机用作泵和发动机(马达)是公知的，因此下面只 就与活塞泵相关的情况对本发明做出实质性的说明，其中装置得便于在一共 同或各分离缸中作往复运动的活塞，被设计用来建立一液体流，然后维持该 液体流。

如提到的那样，根据本发明的装置也可以用在由一液体流驱动的液压活 塞式发动机中。尽管所讨论的发动机如公知的那样也可以用作一发动机(马 达)，但为了简化，下面基本上是只参考一活塞泵或仅仅是一泵进行说明。

公知的活塞泵的缺点是它们产生随活塞冲程波动的流体流动。这些波动 是不需要的，因为它们会产生压力变化，振动和噪声。用于降低压力变化的 公知措施是将泵的输出侧连接到一蓄压器上。

借助于使对相同的流体流进行反复作用，则总会有一个活塞进行做功冲 程并压迫该液体，同时另外的活塞进行返回冲程。这样可以获得更均匀的流 体流。通常是利用一旋转曲柄来驱动个活塞，此时各活塞沿该曲柄旋转轴线 在直径方向相对的两侧通过其活塞杆连接到该曲柄上。因此，各活塞设置的 工作相位差相当于180度曲柄转角。利用一双向活塞可以获得相似的效果， 此时流体由该活塞的一侧或另一侧交替地驱动。

即使带有两个活塞或带有一个双向活塞，在流体流中也会产生相当的波 动(变化)。这是因为在死点处各活塞在做功冲程和返回冲程之间转换时活塞 的速度变化并等于0。对每个活塞冲程来说，每当活塞从做功冲程转换到返 回冲程时，该流体流动趋向于为0。在两活塞按上述方式交替工作的情况下， 在曲柄每旋转一半，即每180度时，两活塞的流体流动将同时为0。

公知的是也可以使用同一曲柄控制三个活塞，各活塞之间的相位差为 120度角。这样的话，总会有一个活塞进行做功冲程。因此，流体流动永远 不可能停止。在考虑流体流动的波动方面，这种所谓的三缸泵被认为比带一 个或两个活塞的泵好得多。

更进一步的改进可以利用甚至更多的相互配合的活塞来实现。然而，更 多的活塞将导致成本和复杂性增加。

将三缸泵与一蓄压器结合被认为是一种可接受的折中方案。

公知的是，借助于一个作用在每个都连接到一活塞上的各活塞杆上的倾 斜导向板，可控制一筒形转子中的各缸孔中的活塞。该导向板与该转子轴线 形成一锥角，所以当转子旋转时，每个活塞被驱动的行程由该导向板的该锥 角确定。这种方案在小型液压泵中使用最多，此时泵效率可借助于改变该导 向板的所述角度而改变。

所述公知的活塞泵装置的缺点是进入的流体流动以与流出的流体流动 的波动方式相同的方式波动。所述的波动相对大。例如，在活塞杆长度大于 曲柄半径5倍，并且带有不可压缩流体/各低压和完善阀的情况下，容积流可 以在平均容积流的81.5％-106.8％之间变化。

对较大的泵来说，即使在泵的输出侧带有蓄压器时，所示的波动条件也 可能产生有害的振动和不必要的噪声。

将活塞速度按这样的方式，即在曲柄转角为90度和270度时活塞速度 达到最大的方式，表示为曲柄转角的纯正弦函数图，因此每个活塞的容积流 也是这样。严格地说，这一点只对活塞杆是无限长时才正确。在实践中，活 塞的最大速度，因此最大容积流发生在曲臂和活塞杆形成一直角时，并且这 一情况分别发生在曲柄转角小于90度并大于270度时。

因此，如图所示当活塞速度作为该曲柄转角的函数画成曲线图时，将呈 现出一扭曲的正弦曲线。随着非对称的三次谐波分量的出现，其进一步原因 从理论上讲是因为120度的相位位移是较好的，在实践中比所希望的存在更 不利的压力波动补偿和更大的噪声。

另外的因素是，已经证明产生的最大活塞速度对活塞泵中的磨损条件是 决定性的，随着速度增加，磨损将增加，并且工作压力也增加。在高压下工 作的泵通常都必须比相同的泵、相同的流体在低压工作时更低的活塞速度， 因此容积率更低。

本发明所要解决的技术问题是为了提供一种活塞式发动机的装置，此时 各种条件可以按这种方式设置，即可以以更稳定的容积流，即没有任何实质 上的波动进行工作，其基础是在一活塞发动机中工作的两个或多个活塞相互 是不同步的。

此外，本发明的目的是，对具有相似尺寸、相似容积流量和压力的公知 活塞泵/发动机来说，为了降低磨损而降低最大活塞速度，也就是说，对相似 尺寸的公知活塞泵/发动机来说，能增加在相应的最大活塞速度和磨损时的容 积流量。

所述目的由权利要求1前序部分和权利要求1特征部分记载的所述各特 征而设计成的一装置来实现。

根据本发明，一活塞泵(发动机)中的每个活塞在做功冲程部分期间以恒 定的速度运行驱动，这与活塞速度按正弦函数连续变化的相同或相似类型的 公知泵(发动机)相反。在一冲程的每个端部，活塞速度逐渐变化到0或从0 开始变化。当一做功活塞的速度减速到0时，配合运行的活塞加速并从0速 度处开始做功冲程，所以全部输出容积流量是不变的。

如果想象每个活塞分别在每个冲程的结束或开始处进行线性减速和加 速，其效果是很容易理解的。自然地，即使所示速度变化不是线性的，也可 以取得相同的效果。在该位置处，在相位转换期间，两活塞的速度之和是恒 定的，并且等于做功冲程期间一活塞的正常速度。

借助于使部分冲程期间活塞速度保持为恒定的尽可能最大的速度，每个 做功冲程的容积流量明显大于，最大速度发生在该冲程的特定位置时，只出 现相同的活塞速度的公知泵的情况时的容积流，否则活塞速度将降低。

从磨损的观点看，可想象活塞的连续高速将使缸壁更长的部分被磨损， 但在一更受限制的区域的等效磨损仍将导致该泵不得不进行大修。然而，一 个根据本发明的泵可以降低相当多的最大速度运行，并且具有与公知泵相同 的容积流量。

利用一个根据本发明的泵，只借助于两个活塞的匹配就可以获得稳定的 输出容积流量。借助于使每个做功冲程具有该泵驱动轴180度转角多一点， 对超过180度的部分可以获得一重叠，两活塞同时执行部分做功冲程。该重 叠部分的转角例如可以是30度，此时一个活塞朝0速度处稳定地减速，并 结束其做功冲程，而另一个活塞开始执行做功冲程并且工作速度稳定地加 速。当该活塞的冲程长度经过一小于180度的转角的行程时，该返回冲程必 须以高于做功冲程的速度进行。就磨损而言，这个较高的返回速度本身是不 理想的，但当在返回冲程期间作用在活塞上的压力比做功冲程期间的压力低 得多时，增加的速度不会导致磨损增加。此外，活塞的返回速度不会大于相 应的公知活塞泵的最大速度。

然而，所述的双活塞方案的缺点可能是，即使输出容积流量是恒定的， 流入容积流量也不是恒定的。流入容积流量的变化是可以与一公知的三缸泵 中的相似变化进行比较的。

一个根据本发明运行并包括三个相互之间相位差为120度的活塞的泵， 与相应的公知三缸泵相比，可以输出恒定的容积流量，此时该容积流量的大 小在任何时候都对应于一个活塞的运行速度。各活塞两个两个地交替按线性 速度变化，并具有一整体恒定的容积流量。在使用三个活塞的情况下，活塞 速度的性能可以与做功冲程和返回冲程相同，但与上述两活塞泵的非对称性 能不同。

此外，一三活塞泵可以具有恒定的流入容积流量。多活塞泵，例如相互 间的相位相差70度的五活塞泵也可以获得相同的效果。

一较好的是活塞泵可以用工作相位差为60度的6个活塞形成，并且做 功冲程和返回冲程的活塞速度不同(非对称)。在一做功冲程的每个端部处， 在变化区域之间，最大并恒定的活塞速度将低于一相似的公知泵的最大速度 的1.6倍，在该公知泵中，活塞速度表现出正弦曲线的特性。

另外，根据本发明工作的活塞泵可以以更高的转速比一相似的公知泵更 高的相应容积流量运行，而不超过该公知泵的最大速度。

下面，借助于一个带有两个活塞泵的一第一简化实施例来对本发明进行 详细说明。此外，对具有多个活塞的泵的速度特性和变化状态进行分析，最 后参照一个更详细示例进行说明，该示例是一个钻孔泥浆泵的优化实施例。 参照各附图说明如下：

图1示意性地表示一个具有两个活塞的泵的简化结构图，该两活塞由旋 转偏心盘/辊轮形的凸轮驱动；

图2是一曲线图，该曲线示出了图1所示凸轮和一个活塞用的凸轮形线 和活塞速度；

图3是对应于图2所示曲线，但其中还示出了图1中另一个活塞用的活 塞速度；

图4表示一三缸泵用的活塞速度曲线；

图5表示一五缸泵用的活塞速度曲线；

图6表示一六缸泵用的活塞速度曲线；

图7是一个带有一外环凸轮的旋转滚筒的侧视图；

图8表示一局部的相应部分图(相对图7剖取)，其中一中间辊轮安装在 该分支辊轮轴承支承件的延伸部分上，该中间辊轮在该环形凸轮的背面上滚 动，即在与该实际凸轮面相对的侧面上滚动；

图9表示相应于图8所示中间辊轮实施例的局部视图，其中该辊轮的偏 压是基于一个所谓的气动弹簧进行的，此时，在该气缸加压，即作气动运动 时，在该活塞杆的端部处，该辊轮倍加压抵靠在该凸轮上；

图10表示一个根据图8所示的带有一“中间辊轮”的实施例，该实施例比 图7所示的尺寸大很多，并比图8示出的详细得多，并示出了处于该活塞杆 端部的可自由旋转辊轮，是如何以一特性方式使该环形凸轮的凸轮表面抵靠 在该旋转滚筒上的，该中间辊轮是旋转地抵靠在该凸轮的相对侧面；及

图11是一个三缸活塞泵的透视图，该泵与图7，8，9和10所示实施例 具有相同的特点，但此时该中间辊轮的原理是与一气动弹簧的使用相结合。

如图1所示，参考标号10表示沿箭头所示的方向反时针旋转的驱动轴。 驱动轴10与一凸轮12相连，当从该驱动轴10的中心到凸轮12的周边测量 时，该凸轮的半径从一最小值增加到最大值，考虑朝右(顺时针)增加的角度， 以便将满转速时该凸轮12的半径间到最小。凸轮12的最大半径以凸轮12 的最小和最大半径构成210度(顺时针)定位，，如图1中虚线所示半径。

一个带有第一活塞16的第一气缸14，设置在与一个带有一第二活塞16a 的第二径向定位的气缸14a径向相对的各侧，该第一气缸沿径向方向相对该 驱动轴10定位。

该第一活塞16与一第一活塞杆18相连，该第一活塞杆的自由端设置有 一个设计得沿该凸轮12的周边运动的第一辊轮20。该第二活塞16a相应地 与一第二活塞杆18a相连，在该第二活塞杆的自由端设置有一第二辊轮20， 该凸轮也设计得沿该凸轮12的周边运动。

在图2中，曲线22表示凸轮12的半径作为凸轮12的转角函数。因此， 曲线22表示凸轮12的形线。曲线24表示驱动轴10和凸轮12以一恒定的 转速旋转时，该第一活塞16的速度作为凸轮12的转角的函数。

该凸轮12的转角的水平方向的量度值为0-360度。垂直量度值为凸轮 12的半径，进行校准以便得出最大的半径，其值为正数1.0，通常该最大的 半径出现在210度处，在做功冲程达到该值1.0期间，对活塞速度进行校准。

可以从曲线24中看出，在返回冲程期间，活塞16的最大速度等于做功 冲程期间的1.5倍或高50％。这些校准的值对应的活塞速度显然取决于该驱 动轴10和凸轮12的转速，而且实际尺寸校准的半径等于1.0。

图3中的曲线26表示当凸轮12相对图1的初始位置朝左边旋转时第二 活塞16a的速度变化情况。在早期，更具体地说，在0-30度中间，第一活 塞16处于做功冲程开始段，并且速度线性增加，而第二活塞16a处于做功 冲程尾段，并且速度线性下降。这两个活塞的速度正值之和是恒定的，并等 于1.0。从30-180度期间，第一活塞16以一个等于1.0的恒定速度执行该 做功冲程的主要部分，而该第二活塞16a执行其返回冲程，并将流体吸入该 第二气缸14a。

图4表示一个具有三个活塞以120度相位差工作的泵的速度曲线。一正 常的曲柄运转活塞的速度正弦曲线28在图中示出作为参考。曲线30，32和 34分别应用到第一，第二和第三活塞上。由曲线30，32和34所示，总有一 个活塞以恒定速度工作，或者两个工作活塞交替使它们的速度之和等于一个 活塞的工作速度。

图5表示一个用于一5活塞泵的速度曲线36，该泵的各活塞相位差为 72度。一正常的曲柄运转活塞的速度正弦曲线28在图中示出作为参考。其 余四个活塞的曲线没有示出。如图5所示，该活塞的工作速度在第一个180 度转角中比参考曲线28稳定得多，在此同时，该活塞的工作速度也明显低 于由曲线28表示的曲柄运转的活塞速度。

图6表示一个用于一6活塞泵的速度曲线38，该泵的各活塞相位差为 60度。一正常的曲柄运转活塞的速度正弦曲线28在图中示出作为参考。其 余5个活塞的曲线没有示出。如图6所示，该活塞的工作速度在第一个180 度转角中比参考曲线28稳定得多，在此同时，该活塞的工作速度也明显低 于由曲线28表示的曲柄运转的活塞速度。该速度曲线38是不对称的，所以 该返回冲程经过一个比做功冲程的转角更小的转角，因此此时的活塞速度更 大。

在图7，8和10所示的活塞泵实施例的示例中，一马达40的输出轴设 置有一齿轮42，该马达借助于齿轮42与一旋转滚筒44的外圈46啮合驱动 旋转滚筒44。

该滚筒44的外侧还设置有一封闭的环形凸轮50，其一侧形成为一凸轮 形线表面52。

在该滚筒44的外侧并与该滚筒平行地设置有至少一个活塞缸14b，14c， 此时一活塞(未示出)与一活塞杆18b，18c相连，当该滚筒44旋转时，其自 由端设计得沿该凸轮表面52运行，因此驱动如前面所述的气缸14b，14c中 的所示活塞(未示出)。

在一优化实施例中，6个活塞缸14b，14c，....绕该滚筒44等距离设置， 在本发明的实际实施例中，它们都连接到一共同的集合总管上。每个活塞缸 14b，14c，....以公知的方式设置有阀和气缸作用的泵缸所需要的各连接装置。

在这种6缸活塞泵中，滚筒44由两个马达驱动运行，每侧一个。

图10示出了活塞杆18的自由外端是如何与该环形凸轮50的凸轮表面 52弹性接触的。该自由外端实际上是由一个离该缸14b最远的旋转接触辊 20b上的点构成的。该接触辊20b与该凸轮表面52的弹性接触，保证该辊的 圆周面沿该凸轮表面36的非圆路径一直绕辊44的旋转轴线作360度运行。

为了获得该辊20b(当然也可以是其它的接触辊20a，20c，.....)在各活塞 缸/活塞杆的轴向方向作弹性运动，辊子20b的旋转支撑的分支头18b’在结构 上讲由一横向螺栓54形成在该实际活塞杆的端部(从功能上讲，该实际活塞 杆端由辊子20b形成，或者更具体地说，该位置在任何时候都是该活塞杆18b 轴线方向周边的最外端)，该分支头18’的一个分支通过一保持件55支撑一 个小的可旋转辊/轮56形的弹簧负载接触装置，其轴线与该接触辊轮20b的 旋转轴线平行。

该小的辊/轮56的圆周面弹性地支撑并抵靠在该凸轮50的圆周表面的背 面52a上，该圆周面不像实际凸轮表面52那样，可沿一圆环表面运动。

这个小的辊轮用的弹簧58，例如可以由几个相连的盘形弹簧构成，该盘 形弹簧设置在一支撑部分60的卧式杯形部分中，该支撑部分60除其它东西 外，支撑一个用于支撑该辊/轮56的分支端片62。

64表示一个用于调节小辊/轮56在该活塞杆18b的轴线方向相对于凸轮 50(凸轮的圆形后侧52a)的运动的调节螺丝，而63表示一个与该凸轮辊装置 50一20b相关的滑动导向件。

如上所述，所示优化实施例包括绕该滚筒均匀隔开(即隔开相同的角度) 的六个活塞缸，在该优化实施例中，这些活塞缸较好的是与一共同的集合总 管相连。

在一些实施例中，分支头18b’，18c’与该活塞杆18a-18c....其它端的气 缸14a-14c....的尺寸相同。

保证各辊轮20一直与相对的凸轮表面52接触的装置可以具有各种形 式。通常，它们必须能保证吸气侧的压力总是足够高，从而可以平衡摩擦力， 重力及惯性力，这些力使该辊轮抬起离开该凸轮，从而终止它们之间的导向 配合。图8和10提出使用一个中间辊轮，该辊轮的位置设置得可以沿该凸 轮50的背面运行。此外，可以使用例如图9所示的气动偏压，其中一个楔 插装在该活塞杆18b的一中间部分上从而沿18b运动的环形活塞16A，在气 缸14B由供给的压缩空气加压时，迫使辊轮20b抵靠在该凸轮50上。取代 这种气动弹簧偏压实施例，该偏压可以通过机械方式提供。

在图11所示的实施例中，可以使用气动弹簧，并且通常处于各气压缸 14a-14c的活塞杆18a-18c的端部处的分支保持件18b’，18c’可以如此形成， 以致于可以分别使小辊/轮56中的接触辊和中间辊轮20b，20c支撑在每个保 持件中。此外，图11的实施例具有与图7相同的驱动和传递机构40，42， 46，齿轮42，46，带有360度的封闭环形凸轮件50的滚筒44，和三个等距 离(具有120度的角度间隔)隔开设置的活塞缸14a-14c支撑在一框架构件的 两个隔开部并平行的侧壁82，84中，此时一安装板80将该两侧壁82，84 连接起来。参考标号44a表示该滚筒44的一个轴颈。