以靜力矩的動力效應為原動力的動力機的製作方法

2023-06-16 16:02:46

專利名稱:以靜力矩的動力效應為原動力的動力機的製作方法
本發明是在研究靜力矩的動力效應時創製出來的利用這種效應為原動力的動力機。
本發明說到的動力矩是指作用於定軸轉動物體上的代數和不為零的合力矩，也就是必然使物體發生加速轉動的力矩;所說的靜力矩是特指系統中存在內力矩作功，使系統受到來自系統外的靜力作用，在系統的構件上形成的，自身不發生運動(不發生角位移)而能改變系統和別的物體的運動狀態的靜外力矩·梁昆淼編《力學》修訂版上冊241頁上指出電動機通電後，因為電磁力是內力，如果定子不被固定，定子和轉子會相向轉動，保持通電前的動量矩的矢量和為零不變;是由於定子固定在底座上，它的轉動趨勢受到底座的約束，使系統受到外力矩作用，才使系統的動量矩得以改變。那種來自底座上的外力在定子上形成的外力矩可作為上面定義的靜力矩的一個例子。本發明所說的靜力矩的動力效應是指上面定義的靜力矩具有自身不運動而能改變系統和別的物體的運動狀態的性能，它類似於上引電動機通電後底座作用於定子上的靜力矩的效應，但兩者間有重要的質的區別。這種質的區別在於，在電動機中，內能可以產生靜力矩，但靜力矩不能產生內能，只有靜力矩對內能的單方依存關係，兩者的大小由內能的值單方決定，靜力矩本身是不作功的，因此，這種效應只能改變系統的動量矩而不能改變系統的總動能，換句話說，電動機中的上述靜力矩雖然有改變系統動量矩的效應，但不是原動力，它不能在產生電磁力所消耗的原功基礎上增加動力的實用價值;在本發明的動力機中，內能可以產生靜力矩，靜力矩反轉來又可以在系統的可動構件上產生動力矩作功，內能與系統所受靜力矩有雙方相互依存和相互作用的關係，兩者的量值由於相互作用在運動中按定比累增，因而這種效應不僅能改變系統的動量矩，並能向系統供給內能，改變系統的總動能，顯示出這種效應是一種原動力，並顯示出這種原動力能在生產實踐中便宜地加以利用。
本發明的最初構思是從辯證規律出發的。動量矩的變化是外力矩的時間累積效應，上舉電動機中的靜力矩不發生角位移，與衝量矩的定義式∫Mdt不矛盾，為質點系的動量矩定理所包容;動量矩是矢量。轉動動能的變化是外力矩的空間累積效應，上舉電動機中的靜力矩不發生角位移，與功量的定義式∫Mdφ相矛盾，不為質點系的動能定理所包容;轉動動能是標量。所以，電動機中的靜力矩能夠改變系統的動量矩而不能改變系統的總動能，這是矛盾的特殊性。但是，動量矩和轉動動能都是反映機械運動狀態的物理量;這種狀態量的變化，又都決定於力矩的作用;在通常情況下，作用物體與受作用物體是一起運動的，雖然∫Mdt中的M可以是靜力矩，施作用物體沒有和受作用物體一起運動，但運動既不能脫離時間，又不能脫離空間，動力學問題的時間效應一定隱合空間效應;兩者又有同一性。因此，創造出上述靜力矩的動力效應能夠全面發揮作用的特定條件時，它能夠改變系統的總動能。
本發明的目的是根據以上構思提供一種不消耗現有已知能源而以靜力矩的動力效應為原動力的動力機。這種動力機是利用上述靜力矩自身不運動而能改變系統和別的物體的運動狀態的性能，把它和運動的相對性、角速度的矢量性(可以矢量相加的法則)與力學相對性原理相結合而設計的。由曲柄搖杆機構聯接一個周轉輪系和三個定軸輪系所組成。其特點是分屬於兩個定軸輪系的兩個扇形齒輪與搖杆固定聯接為一體，搖杆兼作行星輪的系杆，由中心輪聯接行星輪與三個定軸輪系，並通過各定軸輪系中的棘輪機構，使行星輪能先後與三個定軸輪系形成各自獨立又先後銜接的依次交替的傳動關係，把搖杆的每次往復運動分為往程前段、中段、回程後段三個階段。(力學相對性原理是關於作勻速直線運動的慣性系的，上面說和力學相對性原理相結合是指非慣性系中的慣性力，如果在運動的全過程中相互抵消，可以有條件地略去不計而不影響計算結果時，則計算這個非慣性系中的物體的運動所採用的力學定律具有與慣性系中相同的形式。)應使行星輪的轉向，在往程中與搖杆的擺向相反，在回程中與搖杆的擺向相同，行星輪相對於搖杆的角位移θ與搖杆相對於機座的角位移φ1之比a由兩個扇形齒輪、行星輪、中心輪的節園半徑適當給定。行星輪相對於機座的角速度，在往程前段以
2(1)表示，在回程後段以
2(2)表示，按角速度矢量相加法則，可得它們的絕對值的關係為｜
2(1)｜＝｜(a-1)
1｜及｜
2(2)｜＝｜(a+1)
1｜，即θ一定時，則相對於機座，行星輪在回程中的角速度與在往程中的角速度之比為
2(2)/
2(1)＝(a+1)/(a-1)。因此，行星輪有可能在它的絕對角速度較低，因而只需供給較少功量的異向動系中(往程前段)經一定軸輪系，通過扇形齒輪從搖杆吸取動能(這種動能對動力機系統為內能)，然後在它的相對角速度不變而絕對角速度較高，因而有較多動能輸出的同向動系中(回程後段)經另一定軸輪系，通過另一扇形齒輪對搖杆作功，驅使搖杆擺動。即在撤去啟動力矩後，搖杆的每次往復都是在行星輪相對於機座的動量矩在回程中輸出時為它在往程中吸取時的〔(a+1)/(a-1)〕倍，轉動動能為〔(a+1)/(a-1)〕2倍的動力差數的驅動下進行的。
行星輪的轉動慣量與全系統運動構件的轉動慣量在往程前段等效到行星輪上的等效轉動慣量之比b應適當給定。
a和b的適當性的條件為(a+1)b/(a-1)＞1。
三個運動階段中，往程前段和回程後段為動力傳遞階段，中段為過渡階段。在中段，理論上只要求運動約束，不要求零件間有動力的傳遞。把中段實際上難免發生的動力傳遞的微小影響略去不計，以M啟表示在搖杆第一次往復的往程前段施給曲軸上的啟動力矩，以MG(n)表示搖杆第n次往復的回程後段由於行星輪的轉動動能和靜力矩的動力效應的共同作用，在搖杆(包括一個與搖杆固定聯接的扇形齒輪)上產生的動力矩等效到曲軸上的平均等效力矩，在空載和不考慮任何有害阻力損失時，MG(n)＝( (a+1)/(a-1) b)n-1M啟因為 (a+1)/(a-1) ＞1，很顯然，作用到搖杆和曲軸上的動力矩，每次往復都有增值。這種增值不是靠輸入別種能量或增長力臂來獲得的，而是來自靜力矩的動力效應。(對這種效應的計算，詳見實施例中的運轉原理(二)，這裡不贅述。)根據上式，本發明的動力機克服阻力矩作功的原動力為靜力矩的動力效應不斷地在每次往復的回程後段提供的( ((a+1)b)/(a-1) -1)( (a-1)/((a+1)b) )M啟圖1到圖5給出了本發明的一個實施例。圖1是總體結構及傳動關係的正面示意圖，圖2是總體結構及傳動關係的展開示意圖;圖3是往程前段的動力分析;圖4是中段的運動約束情況;圖5是回程後段的動力分析。
圖1、圖2是根據實驗模型的總裝配圖描繪的，考慮了運動時各零件的空間位置，加入潤滑系統和調速機構就是實用中的動力機。三個傳動系統的自由度都是1。
圖1中，∠O′OA＝120°，×軸與
OD的夾角32°，規定了A及D在空間的適當方位。4-2(2)上
OD延線與4-1(2)中心線的夾角96°及11′-1上標註的120°和88°規定了各該零件在往程前段末時的裝配位置。14′-2上的不完全園環實際用到198°，另加尾端10°為208°。
下面對實施例的結構和運轉原理作一詳細說明。
一、結構零件編號採用下列方式(一)固定聯結為一體的共軸零件和性能相近的零件用相同的一級代號，有的性能相近的零件，二級代號也相同;(二)代號相同但不共軸的零件在代號後加標記(1)或(2)加以識別;(三)標記(1)表示只在往程前段起動力傳遞作用的零件，標記(2)表示只在回程後段起動力傳遞作用的零件，代號右上角帶「，」的零件表示只在中段起傳動作用;(四)代號後沒有(1)、(2)或「，」等標記的是在三個傳動系統中都起主要作用的零件。
在下面的說明中，當不能或不需區別時，以一級代號表示那一組零件的全體。如以1表示1-1(1)、1-1(2)、1-2這個全體，以4(1)表示4-1(1)、4-1(2)這個全體，有時以3(1)表示3(1)、3(1)附1、3(1)附2這個全體等等。
1-1(1)、1-1(2)為扇形齒輪，1-2為搖杆(兼作行星輪的系杆)，三者共軸，鍵接為一體。往復擺動，需用齒位120°。搖杆應用2件，上端用橫梁固定聯結成
形，以支承行星輪2及容許飛輪2-2在
形內轉動。
2-1為行星齒輪，2-2為飛輪，二者共軸，鍵接為一體，合稱為行星輪。2和1-2鉸接於O′處，在1-2上順時針轉動。2-2的轉動慣量應按設計中給定的b值計算，質量應儘可能分布在以
00′為半徑的圓以外。
3(1)為不完全齒輪，隨1-1(1)往復擺動，需用齒位144°。3(1)附1、3(1)附2是3(1)上的附屬結構。3(1)附1為滑塊，3(1)附2為彈簧，二者的作用是在運動進入往程前段時使3(1)與4-1(1)聯合。
4-1(1)為棘輪，4-2(1)為齒輪，二者共軸，鍵接為一體，順時針連續轉動。
3(1)與4(1)組成棘輪機構，預定作用是在往程前段把1-1(1)上的動力傳給2-1。
3(2)為不完全齒輪，隨1-1(2)往復擺動，需用齒位48°。3(2)附1到3(2)附5是3(2)上的附屬結構。3(2)附1為滑塊，3(2)附2為彈簧，它們的作用是在運動進入回程後段後，使3(2)與4(2)有可能聯合，以預防4(2)滯後於預定的運動。3(2)附3為曲尺形杆(二件)，與3(2)鉸接於M。3(2)附4為兩端各固定聯接一個3(2)附3的圓柱形杆。3(2)附5為固定在3(2)上彈壓3(2)附4的片簧。
4-1(2)為棘輪，4-2(2)為齒輪，二者共軸，鍵接為一體。反時針連續轉動。
3(2)與4(2)及15(2)組成棘輪機構。3(2)附3到3(2)附5的作用是在回程後段承接從2-1上傳來的動力，使4(2)與3(2)聯合-即使4-1(2)與3(2)附4接觸，使2上的動力能經過2-1、7、5(2)、4(2)、1-1(2)傳達到搖杆1-2上，再經連杆8傳達到曲軸9上輸出。15(2)的作用是在回程後段末迫使被片簧3(2)附5壓住的3(2)附3繞M轉動，使4-1(2)與3(2)附4脫開，讓運動進入下一次往復中的往程前段。
3(1)和3(2)上應有滑塊的滑道和裝彈簧等的空間，並應中心有空位，容許4-1及3(2)附3在空位中轉動。
5(1)、6(1)、5-1(2)、5-2(2)都是過輪。
7是行星輪系的中心輪。它的作用除聯接2與1交互傳遞動力外，同時使三個傳動系統的運動能相互銜接。
8為連杆。
9-1為曲軸，9-2為飛輪，9-3′、9-4′為齒輪，9-5為啟動輪兼輸出皮帶輪。9-2到9-5與曲軸9-1鍵接為一體反時針連續轉動。9-2的作用是貯藏回程後段來自搖杆的能量，調節速度的波動性和在往程前段把預定的剩餘能量較均勻地通過8傳給1-2。
10′為齒輪。10′附是固定於10′上的側齒。
11′-1為棘輪。11′-1附1為鉸接於11′-1上的棘爪(共三件，在每三次往復中各起一次作用)。11′-1附2為固定在11′-1附1上的片簧。11′-2為齒輪。11′-1與11′-2共軸，鍵接為一體，順時針連續轉動。
12′、13′為過輪。
14′-1為齒輪。14′-2是與14′-1固定聯結為一體的不完全圓環。順時針連續轉動。
10′到14′組成棘輪機構。10′與9-3′嚙合。11′-2與中心輪7嚙合。14′-1與13′嚙合。10′、11′與14′的轉速各不相同。當運動進入中段時，11′-1附1的前端與10′附接觸，尾端進入14′-2的圓環，由9-3′與9-4′帶動整個棘輪機構約束2-1不致在進入回程後段時滯後於預定的運動。
15(2)是兩端固定於機座上的圓柱形橫梁。它在機座上的位置N，應在進入下一個往程前段時，使3(2)附4與4-1(2)能夠完全脫開。
16(1)是可拆卸的啟動把手。
下面列出的是主要構件的基本尺寸，必要時可按整倍數放大。以r表示齒輪的節圓半徑，r的腳標為該齒輪的代號。尺寸單位為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、運轉原理(一)系統中的每一構件都是變加速運動，就瞬時情況進行細緻的定量分析，計算上很繁複。下面是先作為剛體就空載情況對搖杆一次往復中的三個階段作定性分析來闡明運轉原理，在本節的最後部份才計入有害及有效阻力。
O為機座坐標系XOy的原點。O′為與1剛性聯結的轉動坐標系X′O′y′的原點。Xoy的Z軸與X′O′y′的Z′軸平行。因無必要和免圖線紊亂，動坐標系X′O′y′在附圖中未繪出。
搖杆1-2的擺程Φ可適當給定，本實施例由前列基本尺寸給定為φ＝120°。
以φ1表示1相對於機座參考系的角位移。以φ2表示2相對於機座參考系的角位移(往程前段加腳標(1)為φ2(1)，回程後段加腳標(2)為φ2(2))。以θ表示2相對於轉動參考系1的角位移。在往程前段和回程後段，2相對於1和1相對於機座的角位移比a可適當給定，本實施例由前列基本尺寸給定為a= (θ)/(φ1) =2即 θ＝2φ1在中段，θ與φ1無定比。
(1)往程前段(圖3)理論上以1自任一邊的極限位置擺動到1的角速度為最大值時的一點為往程前段，本實施例取1自左邊的極限位置反時針擺動到與y軸重合的位置為往程前段。在這個階段，3(1)附1與4-1(1)接觸，其他棘輪機構都脫離接觸。傳動系統為O-A-B-C-O-O′，即代號後標有(1)的零件和代號後沒有(1)、(2)或「，」等標記的零件起動力傳遞作用，1-1(1)為主動輪。代號後標有(2)或「，」的零件大部份由1-1(1)帶動。
以I2表示2的轉動慣量，以IO′，表示全系統運動構件的轉動慣量在往程前段等效到2-1上的等效轉動慣量(包括2的轉動慣量在內)。I2與IO′之比b可適當給定，本實施例給定為b= (I2)/(I0′) = 1/2可以寫成I2＝ 1/2 IO′在往程前段，1的擺向與2的轉向相反，即兩者的角速度的矢量方向相反。以k表示Z軸正向的單位矢量，則
即兩者的大小相等
2(1)＝
1在往程前段給9上一個啟動力矩M啟。將M啟等效到1上的等效力矩以MO(1)表示，9的角速度以
表示，則
將MO(1)換算到2-1上的等效力矩以MO′(1)表示，則
轉動參考系1是非慣性系，應計入慣性力。但1的一次往復中，由1的角加速度引起的2上各質元對O′軸的慣性力矩，往程前段和回程後段為正值，中段(或稱往程後段和回程前段)為負值，1的角加速度在往程與回程中正負值之差不大;2的質量是均勻地對稱分布的，由於2的轉動產生的各質元的離心力和由於1的轉動產生的科裡奧利力都通過其軸心O′，各自相互抵消;又，重力矩的功也在往程與回程中相互抵消。為簡化起見，這些在運動的全過程中可以先後相互抵消的量就不列入下面的算式。這實際是人為地有條件地把一個非慣性系當作慣性系來處理、所以，在這個說明中所應用的力學定律，對2在1上的轉動採用了和慣性系中相同的形式。這種簡化方法雖不符合運動的細節，但對一次往復的全過程來說，其結果是真實的。
到往程前段末2-1與1-1(1)脫離傳動關係時，相對於轉動參考系1，MO′(1)對2所作的功以
WO′表示，全系統的運動構件集中表現在2上的轉動動能以TO′表示，動量矩以JO′表示，往程前段經歷的時間以t(1)表示，則
JO′＝IO′
｜θ＝ 2/3 π＝MO′(1)t(1)2的轉動動能以T2表示，動量矩以J2表示，則
全系統除2以外其他運動構件集中表現在1上的相對於機座的轉動動能以TO表示，動量矩以JO表示，則
維持2經中段進入回程後段的是T2。
維持1經中段進入回程後段的是TO，同時還由於曲柄具有吸收TO並具有使搖杆轉向擺動的功能。
(2)中段(圖4)理論上以1從往程前段末繼續擺動到另一邊的極限位置再轉向擺動到1-1(2)與2-1的節園線速度換算到7的節園上的線速度相等時為中段。本實施例取1自往程前段末到右邊的極限位置再順時針擺動到與y軸重合為中段。
11′-1附1與10′附和14′-2同時接觸，由10′帶動棘輪11′-1，其他棘輪機構都脫離接觸，傳動系統由O-A-B-C-O-O′轉為G-I-O-O′及G-K-K′-I，即代號後標有「，」的零件和代號後沒有標記的零件起傳動作用。G-K-K′-I不是一個獨立系統，它附屬於G-I-O-O′，它的作用是帶動14′，使每三次往復中，三個11′-1附1隻各起一次作用。在這個階段，9-3′和9-4′為主動輪，代號後標有(1)或(2)的零件大部份由9-3′帶動。
中段為過渡階段，理論上只要求運動約束，不要求零件間有動力的傳遞。因此，圖4中帶撇的力F1′、F2′等在這個說明中不進行計算。
就整個往程看，1的角速度
1的最大點在往程前段末附近，這時，
也具有最大值。理論上要求
具有最大值時，2能立即脫離1-1(1)的約束並在1-2上保持此時的轉速
＝2
1｜φ1＝ 1/3 π自由轉動進入回程後段。(如前所述，這裡是為了簡化計算，把往程前段和回程後段慣性力矩使2的轉速增快的數值用來補償此階段慣性力矩使2的轉速減慢的數值。)所謂運動約束是藉助傳動系統G-I-O-O′使2不滯後於預定的運動，同時要求回程後段開始時，2能保持它在往程前段末所獲得的相對於1的轉速不會減慢，即保持它在往程前段末所獲得的轉動動能T2不會變小。9-3′的節園半徑是基於這一要求和綜合全系統各個棘輪機構的設計要求給定的。
(3)回程後段(圖5)本實施例中，以1自中段末順時針擺動回到左邊的極限位置為回程後段。
4-1(2)與3(2)附4接觸，其他棘輪機構脫離接觸，傳動系統由G-I-O-O′轉為O′-O-E-D-O，即代號後標有(2)和代號後沒有標記的零件起動力傳遞作用。2-1為主動輪。代號後標有(1)或「，」的零件大部份由1-1(2)帶動。
如中段所要求的，在進入回程後段時，2保持它在往程前段末的轉動動能T2不會變小，現假定為不變。在這個階段，T2由2-1通過7、5-1(2)、5-2(2)、4(2)、3(2)對1-1(2)作用。因受曲柄的制約，到回程後段末，
漸趨於零，
亦隨之漸趨於零。根據動能定理，到回程後段末，T2全部消耗於對1所作的功。
以t(2)表示回程後段經歷的時間，以MO′(2)表示回程後段2-1對1-1(2)作功的平均力矩。
2開始對1作功時的動量矩為J2＝I2
｜θ＝ 2/3 π＝ 1/2 MO′(1)t(1)2對1作功的力矩為 (dJ2)/(dt(2))因為 1/2 MO′(1)t(1)≡ 1/2 MO′(2)t(2)，作為在回程後段求2對1作功的平均力矩的根據，可以假定t(2)＝t(1)。因此，可以認為到J2變為零時的平均力矩為M0′(2)= (J2)/(t(2)) = (J2)/(t(1))=12M0′( 1 )t( 1 )t(1)]]>= 1/2 M0′(1)在回程後段，1的擺向與2的轉向相同，即兩者的角速度的矢量方向相同，因此
即在大小上
2(2)＝3
1將MO′(2)換算到1上的等效力矩以MO(2)表示，則
將MO(2)等效到9上的等效力矩以MG(2)表示，則
往程前段的
9/
1與回程後段的
1/
9在量值上不是每一瞬時互為倒數。這裡是就整個往程前段和回程後段求整個階段的功的等效力矩的平均值，可以大致地認為它們互為倒數。
在回程後段，MG(2)對9作功所得動能將在下一次往復中轉化為圖3中的MG(1)(＝MG(2))。這個MG(1)在第二次往復中的作用相當於第一次往復中由人特意輸入的外力矩M啟，在量值上則增大為M啟的1.5倍。
在第二次往復中，將MG(1)等效到1上的等效力矩為
和第一次往複比較，第二次往復中相當於第一次往復中的M啟的MG(1)增大為M啟的1.5倍。隨之，第二次往復中的MO(1)、MO′(1)、MO′(2)和MO(2)都增大為第一次往復中的1.5倍。
以上情況表明在最初一次往復中，給機器一個啟動力矩，撤去這個由人特意輸入的外力矩以後，每一次往復，1和9上都有動力矩的增值。增值情況是任一次往復中1和9上受到的動力矩作用都是前一次往復的1.5倍，形成一個首項為1、公比為1.5的等比數列。這種動力矩增值來源於約束機座轉動趨勢的另一物體上的靜力在機座上形成的靜力矩，即來源於靜力矩的動力效應(詳見運轉原理)。以MG(n)表示第n次往復的回程後段，由於2上的轉動動能和靜力矩的動力效應的共同作用，在搖杆上產生的動力矩等效到9上的平均等效力矩，則在空載和不考慮任何阻力損失時，MG(n)＝1.5n-1M啟根據上式的關係，在空載時，如果一次往復中摩擦等有害阻力矩的功小於 1/3 M啟在回程後段所作的功，撤去啟動力矩後，機器還能加速轉動。
上述動力機只在回程後段受到動力作用。為使運動較平穩，可把上述動力機看作一組機構，用多曲式曲軸聯接數組這樣的機構組成較大型的動力機。當用四曲式曲軸聯接四組上述機構，預定等效到曲軸9上的有效和有害阻力矩為M阻時，用M啟＝3M阻的啟動力矩轉動曲軸9一周，撤去啟動力矩後，機器仍足以克服阻力矩繼續不斷地作功。因為M啟中有剩餘力矩2M阻。這個剩餘力矩2M阻相當於前列MG(2)＝1.5M啟一式中的M啟。因此，每次往復中都有MG(2)＝1.5×2M阻＝3M阻即9上能恆保持一個作功能力相當於3M阻的驅動力矩，克服阻力矩作功的原動力為靜力矩的動力效應不斷提供的 1/3 M啟，這裡還沒有計入2-1與1-1(2)脫離傳動關係後集中表現在1上的轉動動能TO)。
用四組機構時，應使每組的I2與全機運動構件的轉動慣量在往程前段等效到各該組的2-1上的等效轉動慣量之比各為b。
當載荷發生變化，MG(n)＜3M阻時，機器會減速而漸趨仃止;MG(n)＞3M阻時，則不斷加速。實用中，應加入自動增減I9或I2的調速機構，使MG(n)在3M阻附近變動。
上面的MG(n)＝1.5n-1M啟，是給定a＝2，b＝ 1/2 的情況。當a和b的值不具體給定時，MG(n)＝( (a+1)/(a-1) b)n-1M啟由上式可知，當給定的a和b不適當時，公比可能小於1，就達不到實施的目的。
三、運轉原理(二)運轉原理(二)不是另一個原理，而是用數學形式來說明運轉原理(一)中的動力矩增值來源於靜力矩的動力效應。
經過啟動產生了系統內能以後，行星輪和搖杆上受到的力矩作用與系統所受靜力矩有下述關係。
在往程前段(圖3)，MO(1)為反時針向，MO′(1)為順時針向。力矩是矢量，這種轉向的改變是因為MO(1)對2-1作用時，機座上產生的P1與P1′、P2與P2′、P3與P3′、P4與P4′的反向力(即反作用力)形成四對力偶，產生了一個反時針轉向的合力偶矩，此合力偶矩使機座具有反時針的轉動趨勢，這個轉動趨勢受到機座固定於其上的另一物體的約束，使機座受到靜力矩的作用。這個靜力矩與合力偶矩等值反向。以M座(1)表示往程前段作用於機座上的靜力矩。圖中的設計尺寸為r1-1(1)＝3r2-1，r7＝r2-1。圖3中以P、P′表示的各力的值都等於F1。為簡化算式，以P、P′表示的力都直接以F1列入。F1= (M0′(1))/(r2-1) (關於F1的值的計算見〔注1〕末尾的說明。式中的符號
表示順時針轉向，
表示反時針轉向。)M座(1)＝(r1-1(1)-r7)F1=(3r2-1-r2-1)F1=2r2-1(M0′(1))/(r2-1)=2M0′(1) (轉向相反，相互抵消的量，式中未列出，下同。)MO′(1)的來源是MO(1) +M座(1) ＝-MO′(1) +2MO′(1) ＝MO′(1) 在回程後段(圖5)，由於MO′(2)對1作用時，機座上產生的P7與P7′、P8與P8′、P9與P9′的反向力形成三對力偶，這三對力偶形成一個反時針轉向的合力偶矩，使機座具有反時針的轉動趨勢，因而使系統受到與此力偶矩等值反向的靜力矩作用。以M座(2)表示回程後段作用於機座上的靜力矩。圖中的設計尺寸為r1-1(2)＝r2-1，r7＝r2-1。圖5中以P及P′表示的各力的值都等於F6。F6= (M0′(1))/(2r2-1) 。(關於F6的值的計算見〔注2〕。)為簡化算式，圖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)的來源是MO′(2)
+M座(2)
＝ 1/2 MO′(1)
+MO′(1)
＝1.5MO′(1)
這就是前面所說的，由系統內能引起的靜力矩與引起它的內能之間不僅有靜力矩對內能的單方依存關係，並有兩者間的雙方相互依存和相互作用的關係。由於這種相互作用的關係，由系統內能引起的靜力矩反轉來又能在1上產生動力矩作功，向系統供應內能、改變系統的總動能而成為本發明的動力機的原動力。
實施中有兩點需加注意。(1)齒輪模數的選取應使與棘輪有關的齒輪在三個運動階段轉過的齒數均為整數，按本實施例，可取m＝2。(2)雖然動力矩有較大的增值，但摩擦阻力會影響動力矩的增值基數，且承載力大的運動副多，摩擦所損失的動力值很大，經初步測算，採用一般的滑動軸承，可能發生自鎖。實用中的機器應採用液體摩擦滑動軸承。
〔注1〕這個結果可用直接計算方法得出。因為2-1支承在1-2上O′處，當1-1(1)上的輪緣力通過3(1)、4(1)、5(1)、6(1)、7向2-1傳遞時，在1上O′處產生對1的補增力矩(即圖中對2-1的支點O′處的壓力P5與
00′所形成的力矩P5，
00′)。這個補增力矩是取無窮數項級數的形式無窮次但又是一瞬間地成為1-1(1)上的輪緣力向2-1傳遞形成的，計算式如下
按設計尺寸，r1-1(1)＝3r2-1，
00′＝2r2-1於是， (M0(1)r2－1)/(r1-1(1)) = (M0(1)r2-1)/(3r2-1) = 1/3 M0(1)
圖3中的F1是1-1(1)對3(1)作用的切向分力。但從MO(1)不能直接計算出F1、F2等的大小，而需按上式的MO′(1)＝MO(1)的關係先算出F5的大小，再倒轉次序計算F4、F3、F2、F1。按等效力或按達朗伯原理就全系統作動態靜力分析，圖2中各力的絕對值為F1=F2=F3=F4=F5= (M0′(1))/(r2-1)圖3中以P及P′表示的諸力的絕對值也都等於F1。
〔注2〕這個結果也可用直接計算方法得出。因為2-1支承在1上O′處，2-1對7作用的切向分力F6的反作用力產生一個2-1軸對O′處的壓力P6。這時作用到1上的力矩為MO(2)＝r1-1(2)F9+
00′·P6按設計尺寸，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]]>
圖5中以P及P′表示的諸力的絕對值都等於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)
權利要求
一種以靜力矩的動力效應為原動力的動力機，由曲柄搖杆機構聯接一個周轉輪系和三個定軸輪系所組成，其特徵是分屬於兩個定軸輪系的扇形齒輪1-1(1)、1-1(2)與搖杆1-2固定聯結為一體，搖杆1-2兼作行星輪2的系杆，由中心輪7聯接行星輪2與O-A-B-C-O、G-I-O、O-E-D-O三個定軸輪系，並通過各定軸輪系中的棘輪機構組成各自獨立又先後銜接的O-A-B-C-O-O′、G-I-O-O′、C′-O-E-D-O三個傳動系統，使搖杆1-2的每次往復中，行星輪2能先後與三個定軸輪系中的齒輪1-1(1)、8-3′、1-1(2)形成依次交替的傳動關係，把搖杆的每次往復運動分成往程前段、中段、回程後段三個階段，在往程中，行星輪的轉向與搖杆的擺向相反，在回程中，行星輪的轉向與搖杆的擺向相同，行星輪在往程前段和回程後段相對於搖杆的角位移θ與搖杆相對於機座的角位移φ1之比a由扇形齒輪1-1(1)、1-1(2)、行星輪2、中心輪7的節圓半徑給定，行星輪2相對於機座的角速度在往程前段以φ2(1)表示，在回程後段以φ2(2)表示，
，行星輪2的轉動慣量I2與全系統運動構件的轉動慣量在往程前段等效到行星輪2上的等效轉動慣量I0』之比b按b＞ (a-1)/(a+1) 給定，並且 (a+1)/(a-1) b＞1，以上結構可以單獨成為一臺動力機，但只在搖杆的回程後段受到原動力的驅動，為使受力較均勻和運動較平穩，可用多曲式曲軸聯接數組如上所述的結構組成一臺動力機。
專利摘要
本發明是以靜力矩的動力效應為原動力的動力機，由行星輪的絕對角速度在搖杆往回程中有一差值的混合輪系構成。按實施例，用力矩M
文檔編號F03G7/00GK85106089SQ85106089
公開日1986年7月2日 申請日期1985年8月4日
發明者劉正央 申請人:劉正央導出引文BiBTeX, EndNote, RefMan