专利名称:以静力矩的动力效应为原动力的动力机的制作方法
本发明是在研究静力矩的动力效应时创制出来的利用这种效应为原动力的动力机。
本发明说到的动力矩是指作用于定轴转动物体上的代数和不为零的合力矩，也就是必然使物体发生加速转动的力矩;所说的静力矩是特指系统中存在内力矩作功，使系统受到来自系统外的静力作用，在系统的构件上形成的，自身不发生运动(不发生角位移)而能改变系统和别的物体的运动状态的静外力矩·梁昆淼编《力学》修订版上册241页上指出电动机通电后，因为电磁力是内力，如果定子不被固定，定子和转子会相向转动，保持通电前的动量矩的矢量和为零不变;是由于定子固定在底座上，它的转动趋势受到底座的约束，使系统受到外力矩作用，才使系统的动量矩得以改变。那种来自底座上的外力在定子上形成的外力矩可作为上面定义的静力矩的一个例子。本发明所说的静力矩的动力效应是指上面定义的静力矩具有自身不运动而能改变系统和别的物体的运动状态的性能，它类似于上引电动机通电后底座作用于定子上的静力矩的效应，但两者间有重要的质的区别。这种质的区别在于，在电动机中，内能可以产生静力矩，但静力矩不能产生内能，只有静力矩对内能的单方依存关系，两者的大小由内能的值单方决定，静力矩本身是不作功的，因此，这种效应只能改变系统的动量矩而不能改变系统的总动能，换句话说，电动机中的上述静力矩虽然有改变系统动量矩的效应，但不是原动力，它不能在产生电磁力所消耗的原功基础上增加动力的实用价值;在本发明的动力机中，内能可以产生静力矩，静力矩反转来又可以在系统的可动构件上产生动力矩作功，内能与系统所受静力矩有双方相互依存和相互作用的关系，两者的量值由于相互作用在运动中按定比累增，因而这种效应不仅能改变系统的动量矩，并能向系统供给内能，改变系统的总动能，显示出这种效应是一种原动力，并显示出这种原动力能在生产实践中便宜地加以利用。
本发明的最初构思是从辩证规律出发的。动量矩的变化是外力矩的时间累积效应，上举电动机中的静力矩不发生角位移，与冲量矩的定义式∫Mdt不矛盾，为质点系的动量矩定理所包容;动量矩是矢量。转动动能的变化是外力矩的空间累积效应，上举电动机中的静力矩不发生角位移，与功量的定义式∫Mdφ相矛盾，不为质点系的动能定理所包容;转动动能是标量。所以，电动机中的静力矩能够改变系统的动量矩而不能改变系统的总动能，这是矛盾的特殊性。但是，动量矩和转动动能都是反映机械运动状态的物理量;这种状态量的变化，又都决定于力矩的作用;在通常情况下，作用物体与受作用物体是一起运动的，虽然∫Mdt中的M可以是静力矩，施作用物体没有和受作用物体一起运动，但运动既不能脱离时间，又不能脱离空间，动力学问题的时间效应一定隐合空间效应;两者又有同一性。因此，创造出上述静力矩的动力效应能够全面发挥作用的特定条件时，它能够改变系统的总动能。
本发明的目的是根据以上构思提供一种不消耗现有已知能源而以静力矩的动力效应为原动力的动力机。这种动力机是利用上述静力矩自身不运动而能改变系统和别的物体的运动状态的性能，把它和运动的相对性、角速度的矢量性(可以矢量相加的法则)与力学相对性原理相结合而设计的。由曲柄摇杆机构联接一个周转轮系和三个定轴轮系所组成。其特点是分属于两个定轴轮系的两个扇形齿轮与摇杆固定联接为一体，摇杆兼作行星轮的系杆，由中心轮联接行星轮与三个定轴轮系，并通过各定轴轮系中的棘轮机构，使行星轮能先后与三个定轴轮系形成各自独立又先后衔接的依次交替的传动关系，把摇杆的每次往复运动分为往程前段、中段、回程后段三个阶段。(力学相对性原理是关于作匀速直线运动的惯性系的，上面说和力学相对性原理相结合是指非惯性系中的惯性力，如果在运动的全过程中相互抵消，可以有条件地略去不计而不影响计算结果时，则计算这个非惯性系中的物体的运动所采用的力学定律具有与惯性系中相同的形式。)应使行星轮的转向，在往程中与摇杆的摆向相反，在回程中与摇杆的摆向相同，行星轮相对于摇杆的角位移θ与摇杆相对于机座的角位移φ1之比a由两个扇形齿轮、行星轮、中心轮的节园半径适当给定。行星轮相对于机座的角速度，在往程前段以
2(1)表示，在回程后段以
2(2)表示，按角速度矢量相加法则，可得它们的绝对值的关系为｜
2(1)｜＝｜(a-1)
1｜及｜
2(2)｜＝｜(a+1)
1｜，即θ一定时，则相对于机座，行星轮在回程中的角速度与在往程中的角速度之比为
2(2)/
2(1)＝(a+1)/(a-1)。因此，行星轮有可能在它的绝对角速度较低，因而只需供给较少功量的异向动系中(往程前段)经一定轴轮系，通过扇形齿轮从摇杆吸取动能(这种动能对动力机系统为内能)，然后在它的相对角速度不变而绝对角速度较高，因而有较多动能输出的同向动系中(回程后段)经另一定轴轮系，通过另一扇形齿轮对摇杆作功，驱使摇杆摆动。即在撤去启动力矩后，摇杆的每次往复都是在行星轮相对于机座的动量矩在回程中输出时为它在往程中吸取时的〔(a+1)/(a-1)〕倍，转动动能为〔(a+1)/(a-1)〕2倍的动力差数的驱动下进行的。
行星轮的转动惯量与全系统运动构件的转动惯量在往程前段等效到行星轮上的等效转动惯量之比b应适当给定。
a和b的适当性的条件为(a+1)b/(a-1)＞1。
三个运动阶段中，往程前段和回程后段为动力传递阶段，中段为过渡阶段。在中段，理论上只要求运动约束，不要求零件间有动力的传递。把中段实际上难免发生的动力传递的微小影响略去不计，以M启表示在摇杆第一次往复的往程前段施给曲轴上的启动力矩，以MG(n)表示摇杆第n次往复的回程后段由于行星轮的转动动能和静力矩的动力效应的共同作用，在摇杆(包括一个与摇杆固定联接的扇形齿轮)上产生的动力矩等效到曲轴上的平均等效力矩，在空载和不考虑任何有害阻力损失时，MG(n)＝( (a+1)/(a-1) b)n-1M启因为 (a+1)/(a-1) ＞1，很显然，作用到摇杆和曲轴上的动力矩，每次往复都有增值。这种增值不是靠输入别种能量或增长力臂来获得的，而是来自静力矩的动力效应。(对这种效应的计算，详见实施例中的运转原理(二)，这里不赘述。)根据上式，本发明的动力机克服阻力矩作功的原动力为静力矩的动力效应不断地在每次往复的回程后段提供的( ((a+1)b)/(a-1) -1)( (a-1)/((a+1)b) )M启图1到图5给出了本发明的一个实施例。图1是总体结构及传动关系的正面示意图，图2是总体结构及传动关系的展开示意图;图3是往程前段的动力分析;图4是中段的运动约束情况;图5是回程后段的动力分析。
图1、图2是根据实验模型的总装配图描绘的，考虑了运动时各零件的空间位置，加入润滑系统和调速机构就是实用中的动力机。三个传动系统的自由度都是1。
图1中，∠O′OA＝120°，×轴与
OD的夹角32°，规定了A及D在空间的适当方位。4-2(2)上
OD延线与4-1(2)中心线的夹角96°及11′-1上标注的120°和88°规定了各该零件在往程前段末时的装配位置。14′-2上的不完全园环实际用到198°，另加尾端10°为208°。
下面对实施例的结构和运转原理作一详细说明。
一、结构零件编号采用下列方式(一)固定联结为一体的共轴零件和性能相近的零件用相同的一级代号，有的性能相近的零件，二级代号也相同;(二)代号相同但不共轴的零件在代号后加标记(1)或(2)加以识别;(三)标记(1)表示只在往程前段起动力传递作用的零件，标记(2)表示只在回程后段起动力传递作用的零件，代号右上角带“，”的零件表示只在中段起传动作用;(四)代号后没有(1)、(2)或“，”等标记的是在三个传动系统中都起主要作用的零件。
在下面的说明中，当不能或不需区别时，以一级代号表示那一组零件的全体。如以1表示1-1(1)、1-1(2)、1-2这个全体，以4(1)表示4-1(1)、4-1(2)这个全体，有时以3(1)表示3(1)、3(1)附1、3(1)附2这个全体等等。
1-1(1)、1-1(2)为扇形齿轮，1-2为摇杆(兼作行星轮的系杆)，三者共轴，键接为一体。往复摆动，需用齿位120°。摇杆应用2件，上端用横梁固定联结成
形，以支承行星轮2及容许飞轮2-2在
形内转动。
2-1为行星齿轮，2-2为飞轮，二者共轴，键接为一体，合称为行星轮。2和1-2铰接于O′处，在1-2上顺时针转动。2-2的转动惯量应按设计中给定的b值计算，质量应尽可能分布在以
00′为半径的圆以外。
3(1)为不完全齿轮，随1-1(1)往复摆动，需用齿位144°。3(1)附1、3(1)附2是3(1)上的附属结构。3(1)附1为滑块，3(1)附2为弹簧，二者的作用是在运动进入往程前段时使3(1)与4-1(1)联合。
4-1(1)为棘轮，4-2(1)为齿轮，二者共轴，键接为一体，顺时针连续转动。
3(1)与4(1)组成棘轮机构，预定作用是在往程前段把1-1(1)上的动力传给2-1。
3(2)为不完全齿轮，随1-1(2)往复摆动，需用齿位48°。3(2)附1到3(2)附5是3(2)上的附属结构。3(2)附1为滑块，3(2)附2为弹簧，它们的作用是在运动进入回程后段后，使3(2)与4(2)有可能联合，以预防4(2)滞后于预定的运动。3(2)附3为曲尺形杆(二件)，与3(2)铰接于M。3(2)附4为两端各固定联接一个3(2)附3的圆柱形杆。3(2)附5为固定在3(2)上弹压3(2)附4的片簧。
4-1(2)为棘轮，4-2(2)为齿轮，二者共轴，键接为一体。反时针连续转动。
3(2)与4(2)及15(2)组成棘轮机构。3(2)附3到3(2)附5的作用是在回程后段承接从2-1上传来的动力，使4(2)与3(2)联合-即使4-1(2)与3(2)附4接触，使2上的动力能经过2-1、7、5(2)、4(2)、1-1(2)传达到摇杆1-2上，再经连杆8传达到曲轴9上输出。15(2)的作用是在回程后段末迫使被片簧3(2)附5压住的3(2)附3绕M转动，使4-1(2)与3(2)附4脱开，让运动进入下一次往复中的往程前段。
3(1)和3(2)上应有滑块的滑道和装弹簧等的空间，并应中心有空位，容许4-1及3(2)附3在空位中转动。
5(1)、6(1)、5-1(2)、5-2(2)都是过轮。
7是行星轮系的中心轮。它的作用除联接2与1交互传递动力外，同时使三个传动系统的运动能相互衔接。
8为连杆。
9-1为曲轴，9-2为飞轮，9-3′、9-4′为齿轮，9-5为启动轮兼输出皮带轮。9-2到9-5与曲轴9-1键接为一体反时针连续转动。9-2的作用是贮藏回程后段来自摇杆的能量，调节速度的波动性和在往程前段把预定的剩余能量较均匀地通过8传给1-2。
10′为齿轮。10′附是固定于10′上的侧齿。
11′-1为棘轮。11′-1附1为铰接于11′-1上的棘爪(共三件，在每三次往复中各起一次作用)。11′-1附2为固定在11′-1附1上的片簧。11′-2为齿轮。11′-1与11′-2共轴，键接为一体，顺时针连续转动。
12′、13′为过轮。
14′-1为齿轮。14′-2是与14′-1固定联结为一体的不完全圆环。顺时针连续转动。
10′到14′组成棘轮机构。10′与9-3′啮合。11′-2与中心轮7啮合。14′-1与13′啮合。10′、11′与14′的转速各不相同。当运动进入中段时，11′-1附1的前端与10′附接触，尾端进入14′-2的圆环，由9-3′与9-4′带动整个棘轮机构约束2-1不致在进入回程后段时滞后于预定的运动。
15(2)是两端固定于机座上的圆柱形横梁。它在机座上的位置N，应在进入下一个往程前段时，使3(2)附4与4-1(2)能够完全脱开。
16(1)是可拆卸的启动把手。
下面列出的是主要构件的基本尺寸，必要时可按整倍数放大。以r表示齿轮的节圆半径，r的脚标为该齿轮的代号。尺寸单位为mm。
r1-1(1)＝54，r9-3′＝60，r1-1(2)＝18，r9-4′＝15，r2-1＝18，r10′＝45，r3(1)＝45，r11′-2＝45，r3(2)＝45，r12′＝15，r4-2(1)＝45，r13′＝15，r4-2(2)＝45，r14′-1＝45，r5(1)＝18，
00′＝36，r5(2)＝18，
O′H＝120，r6(1)＝18，
GH＝31.2，r7＝18
二、运转原理(一)系统中的每一构件都是变加速运动，就瞬时情况进行细致的定量分析，计算上很繁复。下面是先作为刚体就空载情况对摇杆一次往复中的三个阶段作定性分析来阐明运转原理，在本节的最后部份才计入有害及有效阻力。
O为机座坐标系XOy的原点。O′为与1刚性联结的转动坐标系X′O′y′的原点。Xoy的Z轴与X′O′y′的Z′轴平行。因无必要和免图线紊乱，动坐标系X′O′y′在附图中未绘出。
摇杆1-2的摆程Φ可适当给定，本实施例由前列基本尺寸给定为φ＝120°。
以φ1表示1相对于机座参考系的角位移。以φ2表示2相对于机座参考系的角位移(往程前段加脚标(1)为φ2(1)，回程后段加脚标(2)为φ2(2))。以θ表示2相对于转动参考系1的角位移。在往程前段和回程后段，2相对于1和1相对于机座的角位移比a可适当给定，本实施例由前列基本尺寸给定为a= (θ)/(φ1) =2即 θ＝2φ1在中段，θ与φ1无定比。
(1)往程前段(图3)理论上以1自任一边的极限位置摆动到1的角速度为最大值时的一点为往程前段，本实施例取1自左边的极限位置反时针摆动到与y轴重合的位置为往程前段。在这个阶段，3(1)附1与4-1(1)接触，其他棘轮机构都脱离接触。传动系统为O-A-B-C-O-O′，即代号后标有(1)的零件和代号后没有(1)、(2)或“，”等标记的零件起动力传递作用，1-1(1)为主动轮。代号后标有(2)或“，”的零件大部份由1-1(1)带动。
以I2表示2的转动惯量，以IO′，表示全系统运动构件的转动惯量在往程前段等效到2-1上的等效转动惯量(包括2的转动惯量在内)。I2与IO′之比b可适当给定，本实施例给定为b= (I2)/(I0′) = 1/2可以写成I2＝ 1/2 IO′在往程前段，1的摆向与2的转向相反，即两者的角速度的矢量方向相反。以k表示Z轴正向的单位矢量，则
即两者的大小相等
2(1)＝
1在往程前段给9上一个启动力矩M启。将M启等效到1上的等效力矩以MO(1)表示，9的角速度以
表示，则
将MO(1)换算到2-1上的等效力矩以MO′(1)表示，则
转动参考系1是非惯性系，应计入惯性力。但1的一次往复中，由1的角加速度引起的2上各质元对O′轴的惯性力矩，往程前段和回程后段为正值，中段(或称往程后段和回程前段)为负值，1的角加速度在往程与回程中正负值之差不大;2的质量是均匀地对称分布的，由于2的转动产生的各质元的离心力和由于1的转动产生的科里奥利力都通过其轴心O′，各自相互抵消;又，重力矩的功也在往程与回程中相互抵消。为简化起见，这些在运动的全过程中可以先后相互抵消的量就不列入下面的算式。这实际是人为地有条件地把一个非惯性系当作惯性系来处理、所以，在这个说明中所应用的力学定律，对2在1上的转动采用了和惯性系中相同的形式。这种简化方法虽不符合运动的细节，但对一次往复的全过程来说，其结果是真实的。
到往程前段末2-1与1-1(1)脱离传动关系时，相对于转动参考系1，MO′(1)对2所作的功以
WO′表示，全系统的运动构件集中表现在2上的转动动能以TO′表示，动量矩以JO′表示，往程前段经历的时间以t(1)表示，则
JO′＝IO′
｜θ＝ 2/3 π＝MO′(1)t(1)2的转动动能以T2表示，动量矩以J2表示，则
全系统除2以外其他运动构件集中表现在1上的相对于机座的转动动能以TO表示，动量矩以JO表示，则
维持2经中段进入回程后段的是T2。
维持1经中段进入回程后段的是TO，同时还由于曲柄具有吸收TO并具有使摇杆转向摆动的功能。
(2)中段(图4)理论上以1从往程前段末继续摆动到另一边的极限位置再转向摆动到1-1(2)与2-1的节园线速度换算到7的节园上的线速度相等时为中段。本实施例取1自往程前段末到右边的极限位置再顺时针摆动到与y轴重合为中段。
11′-1附1与10′附和14′-2同时接触，由10′带动棘轮11′-1，其他棘轮机构都脱离接触，传动系统由O-A-B-C-O-O′转为G-I-O-O′及G-K-K′-I，即代号后标有“，”的零件和代号后没有标记的零件起传动作用。G-K-K′-I不是一个独立系统，它附属于G-I-O-O′，它的作用是带动14′，使每三次往复中，三个11′-1附1只各起一次作用。在这个阶段，9-3′和9-4′为主动轮，代号后标有(1)或(2)的零件大部份由9-3′带动。
中段为过渡阶段，理论上只要求运动约束，不要求零件间有动力的传递。因此，图4中带撇的力F1′、F2′等在这个说明中不进行计算。
就整个往程看，1的角速度
1的最大点在往程前段末附近，这时，
也具有最大值。理论上要求
具有最大值时，2能立即脱离1-1(1)的约束并在1-2上保持此时的转速
＝2
1｜φ1＝ 1/3 π自由转动进入回程后段。(如前所述，这里是为了简化计算，把往程前段和回程后段惯性力矩使2的转速增快的数值用来补偿此阶段惯性力矩使2的转速减慢的数值。)所谓运动约束是借助传动系统G-I-O-O′使2不滞后于预定的运动，同时要求回程后段开始时，2能保持它在往程前段末所获得的相对于1的转速不会减慢，即保持它在往程前段末所获得的转动动能T2不会变小。9-3′的节园半径是基于这一要求和综合全系统各个棘轮机构的设计要求给定的。
(3)回程后段(图5)本实施例中，以1自中段末顺时针摆动回到左边的极限位置为回程后段。
4-1(2)与3(2)附4接触，其他棘轮机构脱离接触，传动系统由G-I-O-O′转为O′-O-E-D-O，即代号后标有(2)和代号后没有标记的零件起动力传递作用。2-1为主动轮。代号后标有(1)或“，”的零件大部份由1-1(2)带动。
如中段所要求的，在进入回程后段时，2保持它在往程前段末的转动动能T2不会变小，现假定为不变。在这个阶段，T2由2-1通过7、5-1(2)、5-2(2)、4(2)、3(2)对1-1(2)作用。因受曲柄的制约，到回程后段末，
渐趋于零，
亦随之渐趋于零。根据动能定理，到回程后段末，T2全部消耗于对1所作的功。
以t(2)表示回程后段经历的时间，以MO′(2)表示回程后段2-1对1-1(2)作功的平均力矩。
2开始对1作功时的动量矩为J2＝I2
｜θ＝ 2/3 π＝ 1/2 MO′(1)t(1)2对1作功的力矩为 (dJ2)/(dt(2))因为 1/2 MO′(1)t(1)≡ 1/2 MO′(2)t(2)，作为在回程后段求2对1作功的平均力矩的根据，可以假定t(2)＝t(1)。因此，可以认为到J2变为零时的平均力矩为M0′(2)= (J2)/(t(2)) = (J2)/(t(1))=12M0′( 1 )t( 1 )t(1)]]>= 1/2 M0′(1)在回程后段，1的摆向与2的转向相同，即两者的角速度的矢量方向相同，因此
即在大小上
2(2)＝3
1将MO′(2)换算到1上的等效力矩以MO(2)表示，则
将MO(2)等效到9上的等效力矩以MG(2)表示，则
往程前段的
9/
1与回程后段的
1/
9在量值上不是每一瞬时互为倒数。这里是就整个往程前段和回程后段求整个阶段的功的等效力矩的平均值，可以大致地认为它们互为倒数。
在回程后段，MG(2)对9作功所得动能将在下一次往复中转化为图3中的MG(1)(＝MG(2))。这个MG(1)在第二次往复中的作用相当于第一次往复中由人特意输入的外力矩M启，在量值上则增大为M启的1.5倍。
在第二次往复中，将MG(1)等效到1上的等效力矩为
和第一次往复比较，第二次往复中相当于第一次往复中的M启的MG(1)增大为M启的1.5倍。随之，第二次往复中的MO(1)、MO′(1)、MO′(2)和MO(2)都增大为第一次往复中的1.5倍。
以上情况表明在最初一次往复中，给机器一个启动力矩，撤去这个由人特意输入的外力矩以后，每一次往复，1和9上都有动力矩的增值。增值情况是任一次往复中1和9上受到的动力矩作用都是前一次往复的1.5倍，形成一个首项为1、公比为1.5的等比数列。这种动力矩增值来源于约束机座转动趋势的另一物体上的静力在机座上形成的静力矩，即来源于静力矩的动力效应(详见运转原理)。以MG(n)表示第n次往复的回程后段，由于2上的转动动能和静力矩的动力效应的共同作用，在摇杆上产生的动力矩等效到9上的平均等效力矩，则在空载和不考虑任何阻力损失时，MG(n)＝1.5n-1M启根据上式的关系，在空载时，如果一次往复中摩擦等有害阻力矩的功小于 1/3 M启在回程后段所作的功，撤去启动力矩后，机器还能加速转动。
上述动力机只在回程后段受到动力作用。为使运动较平稳，可把上述动力机看作一组机构，用多曲式曲轴联接数组这样的机构组成较大型的动力机。当用四曲式曲轴联接四组上述机构，预定等效到曲轴9上的有效和有害阻力矩为M阻时，用M启＝3M阻的启动力矩转动曲轴9一周，撤去启动力矩后，机器仍足以克服阻力矩继续不断地作功。因为M启中有剩余力矩2M阻。这个剩余力矩2M阻相当于前列MG(2)＝1.5M启一式中的M启。因此，每次往复中都有MG(2)＝1.5×2M阻＝3M阻即9上能恒保持一个作功能力相当于3M阻的驱动力矩，克服阻力矩作功的原动力为静力矩的动力效应不断提供的 1/3 M启，这里还没有计入2-1与1-1(2)脱离传动关系后集中表现在1上的转动动能TO)。
用四组机构时，应使每组的I2与全机运动构件的转动惯量在往程前段等效到各该组的2-1上的等效转动惯量之比各为b。
当载荷发生变化，MG(n)＜3M阻时，机器会减速而渐趋仃止;MG(n)＞3M阻时，则不断加速。实用中，应加入自动增减I9或I2的调速机构，使MG(n)在3M阻附近变动。
上面的MG(n)＝1.5n-1M启，是给定a＝2，b＝ 1/2 的情况。当a和b的值不具体给定时，MG(n)＝( (a+1)/(a-1) b)n-1M启由上式可知，当给定的a和b不适当时，公比可能小于1，就达不到实施的目的。
三、运转原理(二)运转原理(二)不是另一个原理，而是用数学形式来说明运转原理(一)中的动力矩增值来源于静力矩的动力效应。
经过启动产生了系统内能以后，行星轮和摇杆上受到的力矩作用与系统所受静力矩有下述关系。
在往程前段(图3)，MO(1)为反时针向，MO′(1)为顺时针向。力矩是矢量，这种转向的改变是因为MO(1)对2-1作用时，机座上产生的P1与P1′、P2与P2′、P3与P3′、P4与P4′的反向力(即反作用力)形成四对力偶，产生了一个反时针转向的合力偶矩，此合力偶矩使机座具有反时针的转动趋势，这个转动趋势受到机座固定于其上的另一物体的约束，使机座受到静力矩的作用。这个静力矩与合力偶矩等值反向。以M座(1)表示往程前段作用于机座上的静力矩。图中的设计尺寸为r1-1(1)＝3r2-1，r7＝r2-1。图3中以P、P′表示的各力的值都等于F1。为简化算式，以P、P′表示的力都直接以F1列入。F1= (M0′(1))/(r2-1) (关于F1的值的计算见〔注1〕末尾的说明。式中的符号
表示顺时针转向，
表示反时针转向。)M座(1)＝(r1-1(1)-r7)F1=(3r2-1-r2-1)F1=2r2-1(M0′(1))/(r2-1)=2M0′(1) (转向相反，相互抵消的量，式中未列出，下同。)MO′(1)的来源是MO(1) +M座(1) ＝-MO′(1) +2MO′(1) ＝MO′(1) 在回程后段(图5)，由于MO′(2)对1作用时，机座上产生的P7与P7′、P8与P8′、P9与P9′的反向力形成三对力偶，这三对力偶形成一个反时针转向的合力偶矩，使机座具有反时针的转动趋势，因而使系统受到与此力偶矩等值反向的静力矩作用。以M座(2)表示回程后段作用于机座上的静力矩。图中的设计尺寸为r1-1(2)＝r2-1，r7＝r2-1。图5中以P及P′表示的各力的值都等于F6。F6= (M0′(1))/(2r2-1) 。(关于F6的值的计算见〔注2〕。)为简化算式，图5中以P、P′表示的各力都直接以F6列入。
M座(2)＝(r1-1(2)+r7)F6=(r2-1+r2-1)F6=2r2-1(M0′(1))/(2r2-1) =M0′(1)
MO(2)的来源是MO′(2)
+M座(2)
＝ 1/2 MO′(1)
+MO′(1)
＝1.5MO′(1)
这就是前面所说的，由系统内能引起的静力矩与引起它的内能之间不仅有静力矩对内能的单方依存关系，并有两者间的双方相互依存和相互作用的关系。由于这种相互作用的关系，由系统内能引起的静力矩反转来又能在1上产生动力矩作功，向系统供应内能、改变系统的总动能而成为本发明的动力机的原动力。
实施中有两点需加注意。(1)齿轮模数的选取应使与棘轮有关的齿轮在三个运动阶段转过的齿数均为整数，按本实施例，可取m＝2。(2)虽然动力矩有较大的增值，但摩擦阻力会影响动力矩的增值基数，且承载力大的运动副多，摩擦所损失的动力值很大，经初步测算，采用一般的滑动轴承，可能发生自锁。实用中的机器应采用液体摩擦滑动轴承。
〔注1〕这个结果可用直接计算方法得出。因为2-1支承在1-2上O′处，当1-1(1)上的轮缘力通过3(1)、4(1)、5(1)、6(1)、7向2-1传递时，在1上O′处产生对1的补增力矩(即图中对2-1的支点O′处的压力P5与
00′所形成的力矩P5，
00′)。这个补增力矩是取无穷数项级数的形式无穷次但又是一瞬间地成为1-1(1)上的轮缘力向2-1传递形成的，计算式如下
按设计尺寸，r1-1(1)＝3r2-1，
00′＝2r2-1于是， (M0(1)r2－1)/(r1-1(1)) = (M0(1)r2-1)/(3r2-1) = 1/3 M0(1)
图3中的F1是1-1(1)对3(1)作用的切向分力。但从MO(1)不能直接计算出F1、F2等的大小，而需按上式的MO′(1)＝MO(1)的关系先算出F5的大小，再倒转次序计算F4、F3、F2、F1。按等效力或按达朗伯原理就全系统作动态静力分析，图2中各力的绝对值为F1=F2=F3=F4=F5= (M0′(1))/(r2-1)图3中以P及P′表示的诸力的绝对值也都等于F1。
〔注2〕这个结果也可用直接计算方法得出。因为2-1支承在1上O′处，2-1对7作用的切向分力F6的反作用力产生一个2-1轴对O′处的压力P6。这时作用到1上的力矩为MO(2)＝r1-1(2)F9+
00′·P6按设计尺寸，r1-1(2)＝r2-1，
00′＝2r2-1。力的大小是F9= F8= F7= F6=M0′(2)r2 - 1=12M0′(1)r2 -1=M0′(1)2r2 - 1]]>
图5中以P及P′表示的诸力的绝对值都等于F6。
∴M0(2)=r1-1(2)F9+
00′P6=r2-1(M0′(1))/(2r2-1) +2r2-1(M0′(1))/(2r2-1)= 1/2 M0′(1)+M0′(1)=1.5M0′(1)
权利要求
一种以静力矩的动力效应为原动力的动力机，由曲柄摇杆机构联接一个周转轮系和三个定轴轮系所组成，其特征是分属于两个定轴轮系的扇形齿轮1-1(1)、1-1(2)与摇杆1-2固定联结为一体，摇杆1-2兼作行星轮2的系杆，由中心轮7联接行星轮2与O-A-B-C-O、G-I-O、O-E-D-O三个定轴轮系，并通过各定轴轮系中的棘轮机构组成各自独立又先后衔接的O-A-B-C-O-O′、G-I-O-O′、C′-O-E-D-O三个传动系统，使摇杆1-2的每次往复中，行星轮2能先后与三个定轴轮系中的齿轮1-1(1)、8-3′、1-1(2)形成依次交替的传动关系，把摇杆的每次往复运动分成往程前段、中段、回程后段三个阶段，在往程中，行星轮的转向与摇杆的摆向相反，在回程中，行星轮的转向与摇杆的摆向相同，行星轮在往程前段和回程后段相对于摇杆的角位移θ与摇杆相对于机座的角位移φ1之比a由扇形齿轮1-1(1)、1-1(2)、行星轮2、中心轮7的节圆半径给定，行星轮2相对于机座的角速度在往程前段以φ2(1)表示，在回程后段以φ2(2)表示，
，行星轮2的转动惯量I2与全系统运动构件的转动惯量在往程前段等效到行星轮2上的等效转动惯量I0’之比b按b＞ (a-1)/(a+1) 给定，并且 (a+1)/(a-1) b＞1，以上结构可以单独成为一台动力机，但只在摇杆的回程后段受到原动力的驱动，为使受力较均匀和运动较平稳，可用多曲式曲轴联接数组如上所述的结构组成一台动力机。
专利摘要
本发明是以静力矩的动力效应为原动力的动力机，由行星轮的绝对角速度在摇杆往回程中有一差值的混合轮系构成。按实施例，用力矩M
文档编号F03G7/00GK85106089SQ85106089
公开日1986年7月2日 申请日期1985年8月4日
发明者刘正央 申请人:刘正央导出引文BiBTeX, EndNote, RefMan