三中心复合变位同步旋转机构

三中心复合变位同步旋转机构

本发明属于机械基础构成机制的研究领域。是相对机械 史现有机械基础机构形式及应用实例的新型机构形式。以这 一新机构形式的创造为基础，本发明例举了在机械传动方面的 应用实例；在液(气)压泵、液(气)马达方面的应用实例；在制 冷压缩机、空压机方面的应用实例，本发明尤其在转子内燃机 应用方面将显出相对现有内燃发动机形式的绝对性技术优势， 为表达方便可称本发明为复合滑块回转机构。

在现有的基础机构形式中“有平面连杆机构”；凸轮机 构”；“瞬心线机构和包络机构”；“棘轮槽，轮机构和不完全 齿轮机构”“斜面机构螺旋机构“五大类别。致于“往复油( 气)缸机构”因与“摇杆滑块机构”具有相同的性质在理论上 不足以成为机构类别的一种，但其跨行业，跨应用领域的广泛 适应性，却奠定了其独有实用价值地位。

“机构”是由“两个以上构件以机架为基础，由运动副以 一定方式联系接成的具有确定相对运动形式的构件系统，其运 动取决于构件间的相对尺寸；运动副的性质以及相互配置方 式”(这段话引自91年化学工业出版社《机械设计手册》中册 第一页表7-1常用术语概念中对机构一词的解释，前面对现有 机构形式划分也请参见这本手册的目录部分。)本发明主要功 能构件只有三个，三个旋转中心在同一系统性旋转系中存在， 并分置成三个独立的子旋转系，其中两个中心在支架上固定为 定心转动构件；另一个是在两定心转动构件约束下定范围转动 的构件，既在同一回转系中三个旋转中心同步转动。

附图10是本发明复合滑块回转机构的原理简图，上图为平 面位置图，下图为侧位图，构件1为腔体转子，旋转中心为O，其 几何形态为扁圆柱体；中部腔形是可以根据用途做适应性变化 的，但不管如何变化应有两个相对的腔壁为滑动滚动轨道面。 构件2是相对腔体转子中心O1偏置的定心转动滑块，在系统做 机械传动功能使用时，定心滑块承担力矩传递作用，在系统做 排压功能使用时，构件2及其中心轴承担变位约束及结构支撑 作用。因此，构件2可以是轴与轮的组合，也可以是矩形滑块组 合。构件3以相对的外端与构件1滑动接触或以滚珠、柱、轮 为中介滚动接触，构件3内设的变位槽与构件2的轮或块滚动接 触或滑动接触。为表述方便构件3可称为复合滑块或二次滑 块，构件2称为定心滑块或一次滑块。构件1为腔体转子或叫腔 体转盘。这三个基本功能构件是通过下图中小斜线表示的支 架将O1O2两中心定位而组成三中心复合变位同步旋转机构 的。既简称的复合滑块回转机构。

首先这是机械史首次出现的结构形式，同一旋转系中存在 三个相对独立地旋转中心，这在常规理念及经验角度是不可能 同步旋转的，如齿轮与轴组合成的构件，只允许有一个中心，出 现第二个就肯定是临时防转的销子，诚然构件不是机构，但问 题也正在于此，齿轮与轴组合成的构件是一独立的杠杆单元， 其作用是承担力矩传递与旋转方向的功能；齿轮轴构件自己不 能成为机构。因为到目前为止我们对它认定的功能取向就是 杠杆原理的功能设置，其实，现代齿轮轴的应用只用了材料性 能和单一几何形态的两种复合因素，圆与轴之圆柱的结合，或 许还有齿形的结合。这种简单组合限制了齿轮轴做为机械功 能单元的功能。这个问题，在现有构件形态和机构组合关系上 是普遍存在的，既简单构件的简单功能，限制了机构及致机器 的结构设计自由度和功能自由度。例如曲柄连杆和活塞缸体 的组合形式，曲柄的双中心中一个定心转动，一个定范围转动， 以此做为圆周运动转变为直线往复运动的基础。连杆不是杠 杆，只以材料的强度传递动力，活塞是滑块，缸体是滑块的轨道 约束，每个刚性构件都在具有了针对性几何形态的基础上相对 其它构件而独立设置。再看其它几类基础机构形武中也都具 有这样的特征--构件在外端外缘连接其它构件。形成机构体 积过大的现实。构件功能的单一性和结构强度与旋转固定中 心范围要求的最小几何尺寸及形态，构成了这种现实的原因。 问题在于构件功能的单一性，这是基础问题。是基础机构之下 的基础问题。也是现代机械目的性功能设计与追求的起点和 出路所在。前人的贡献与前人的局限同在；现代人现代角度对 机械原理的整理性深化认识致关重要。

本发明复合滑动回转机构，与现有机械形式最大的区别在 于不把简单构件的功能在独立功能单元的层次上封顶，而是在 刚性构件层次不赋予其独立的确定运动，在几何形态与系统功 能的双向修正约束中确定系统的整体外现功能。这种意义在 本发明及本发明的几个重要实例中将有明确的表现。

附图10描述的基本结构状态，如果没有构件3复合滑块的 存在，O1的腔体转子和O2的定心滑块，是两个独立的旋转构 件，二者之间没有关系，而作为构件3本身没有确定的旋转定位 中心，只能依靠O1转子的内腔滑轨和O2轴上滑块垂直的双向 约束确定自己的系统位置。因O1、O2对二次滑块的分别约束 是有限约束，造成了二次滑块在系统中定位的不稳定特性。 O1O2做为原本独立的旋转系，各自具有两个正反转的自由度， 加入构件3后，统一成系统的正反转的两个自由度，表现出构件 3反过来的对O1O2两相对中心的约束性。并因此而建立了变 位中心对两定位中心的统一与联系。图10中以O1O2中心距长 为直径的圆是构件3几何中心的自转公转过程所在的轨迹。

视觉上，O1O2是矛盾的，但实际机理中O1O2的矛盾特性 只被用来确定复合滑块的位置和建立系统的有机联系，没有 O1O2同处于一个旋转系中的矛盾，就没有二次滑块的变位特 性，在此O1O2的相互矛盾是系统功能取向的目的性设置。而且 O1与O2之间的中心距离的二倍就是构件3往复运动的距离。

附图3是为说明本发明基本结构用于排压功能的区位原理 分解图；也是基本结构三中心同步旋转机理的说明附图；先不 看两半圆的和二小直槽的进排位置。六个区位图每个之间差 30度相位。ABCD四个点表示二次滑块的四个顶点。从1 位--6位再回到1位，正好完成180度旋转的半周期，O1腔体转 子的定心转动，受到二次滑块的视觉障碍，但二次滑块的内滑 合面与外滑合面垂直，外滑合端面受到的来自腔体转子的力， 在内滑合面上释放，并随着旋转相位的变化，O2对二次块的约 束开始发挥作用，把二次块推离O1O2的矛盾位置，O1对二次块 的约束是单方向的，在推动二次块沿定心块滑合面滑移过程 中，没有硬性障碍，同理O2也是如此。

O1O2之间的矛盾，既是约束二次块变位范围的原因，也是 产生二次块变位侧推力的原因，这套系统之所以不存在旋转障 碍，结构性的因矛盾而产生的侧推力正好与复合滑动的两垂直 方向分别对应性一致。矛盾因三中心同处一个旋转系中而存 在，同时矛盾产生的结构性侧推平滑机理又使矛盾消除。

这是一个闭合平面内的三中心，双低副同步旋转形式，系 统的正反回转有两个自由度，而二次滑块在与腔体转子和偏心 定心滑块的相对运动关系上又有内在的四个运动自由度，这些 特征在现有机构形式中是不存在的。如活塞在缸体内的往复 运动的两个自由度，是连杆连通的曲柄正反转的两个自由度决 定的，而且曲柄正反转的变化对活塞往复运动的自由度没有影 响。在复合滑块回转机构中，偏心轴及轴上滑块把曲柄功能和 定位支撑转动功能以及对二次块往复运动的约束功能集于一 身，二次块既是活塞也是连杆，腔体转子既是气缸也是旋转系 的主体。原来曲轴支架的定位支撑与活塞缸体的远距离定位 统一，现在用构件1的腔体转子和构件2的偏心轴在支架上的 直接近距离定位所取代。至此，应该看到把“构件”单元内部 “机构”化的构成途径和简单构件外缘连接的途径相比的构 成方法的差别。构件单元功能的过早封顶，是现有机械构成繁 杂与体积大的原因，使构件单元的内部机构化，是本发明用极 简机制替代复杂机制的真正意义与目的。

本发明将引起各机械应用领域的结构性功能性双重技术 进步。本发明的基础机构形式及功能特性，已将实用性目标指 向刚性构件组合机制涉及的机械传动领域，液压传动领域和全 方位取代往复油(气)缸机构的广泛实用性领域。

本发明的细节机理及对各行业机械功能需求的普遍适应 性，将在本发明的实施例中逐一涉及。

本发明应用实例之一，“复合滑块齿轮轴”，相对现有齿轮轴 构件的单中心特点，也可称为“双中心齿轮轴机构”。

附图1，是双中心齿轮轴的说明图，左图为平面图，右图为 侧位图，下图为构件形态图，构件1，腔体转子在此成为中间带 方孔的齿轮形态，构件2为双端固定的长轴滑块状态，复合滑块 可以如图中所示把内滑合面斜置也可保持与其几何中线同方 向的平置。4.5指示的护板支架可以承担与构件1的轴承一道 限定构件1的功能，也可把构件1的单端轴承改成双端轴承定 位。

双中心齿轮轴机构主要的目的，是解决大负载大扭矩条件 下对小尺度范围偏心传动的机械功能需求。在已有的机械实 例中，偏移传动中心，有多种方法，但都只能以构件组成运动副 的形武完成。齿轮轴构件本身需要转动支点，在外啮合传动改 变传动中心的实例中，不存在小尺度范围胜任大力矩传递的可 能，在内啮合改变传动中心的实例中，虽可解决小尺度偏移与 大力矩的结构尺寸问题，在具体需求具体对待的现有实例中， 齿轮轴构件的功能局限造成的系统体积过大，是普遍存在的现 象，传动中的主要目的是调节机械利益，但在设计过程中有时 不得不把伴生的转动方向变化再用一套齿轮变回来。本发明 的双中心齿轮轴机构因对外只表现一个相当于原齿轮轴的功 能单元，但却具有了可调节的偏心传动特点。(在下面的实例 中提及偏心度的可调机制)

双中心齿轮轴是功能单元在构件层次上的机构化构成。 基础功能的改善如果能从零件甚至材料这些更为基础的层次 入手，机械系统的构成将越简捷而性能将越好。

本发明的应用实例之二，复合滑块联轴器。

见说明附图2，图中构件1，变成了以被联轴为支架定位点 的整体形态，构件2也把原定位轴的功能直接与轴接手的一端 合二为一，并增设了防止二次块3掉下来的约束功能的圆盘。 构件3的彤态没有特别变化。

在现有的机械中，联轴器是重要的动力与机械的连通手 段，同时也是机械传动的常用形式之一，现有的联轴器对动力 与机械连通过程中经常发生的径向错位，轴向离弃性错位，及 轴线角度错位的自动调节能力都很差。鉴于业内人大士对此 都非常熟悉不一一提及。本发明的复合滑块联轴器，只要增加 二次块滑合的有效厚度，就可以把轴向离弃式错位放在几十毫 米甚至更大的允许范围内，现有的调整联轴器连接的两轴之间 的同心度的过程是相当麻烦的，理论上是不可能将两轴同心度 调整到绝对同心程度的，不同心则产生震动。用本发明的复合 滑块联轴器解决这个问题，这个问题将不复存在。因为本发明 本来就是可以双中心转动的机构。两轴心相差的程度只要不 超过复合滑块联轴器设定的两中心距离范围，就不影响连轴的 功能需求。因此安装时，只要大概看一下两轴的同心度就可 以，调整精度从允许的几十丝可扩大到中心距允许的几十毫米 范围。对于直接偏心传动的动力，更是省去了许多辅助性机 构，直接就可实现。而且允许轴线存在一定的夹角。

将滑合面和内外滑块端面改成圆孤形(截面孤形)则可在 偏心动力联接的前提下，两轴中线夹角可在“大”角度范围内 正常运转，不是万向节，但具备万向节的功能。

以上这两个应用实例都是刚性构件组合机制的机械传动 性功能实例。本发明在这种应用方向上表现出组合杠杆的机 理和功能特性。

本发明做为机械传动机构，构件1的轴O1和构件2的轴O2， 是系统对外的力矩连通端子，在O1端输入动力矩与O2端反馈 的媒质力矩对抗是符合力矩平衡原理的，反之也一样，其原因 在于正反力矩通过构件3建立力矩对抗关系，O1端力矩以O1为 支点，O2端力矩以O2为支点，形成两个杠杆机理的动力臂一端 的力矩形式，在附图3中可以看到，随系统所在的相位不同，二 次滑块连接O1O2的力点位置不同，但无论力点在哪，O1端力矩 和O2端力矩都只面对一个共同的阻力臂长度，既O1O2两中心 距长度。O1端力矩以力矩强度通过O1O2这个阻力臂对抗于 O2端力矩强度，反之也一样。

在现有的力矩分析中大都是以共支点的力及力臂特征来 分析力矩平衡原理的，而在本发明的这套组合杠杆机制中，力 矩都是跨旋转系而产生对抗作用机理的，构件3的中介连系作 用把二个相距一定距离的旋转中心联系在一起，并形成两系共 同持有的公共阻力臂，本发明的机构，可以在系统之外调节机 械利益，而在其内部没有变矩的实质。

O1O2两端的力矩都面对内部一个很小的阻力臂，在正反 力矩的对抗中，形成反馈在O1O2两支点之间的因动力臂与阻 力臂(O1O2)长度比形成的对轴的“剪切力”，这个力对系统 内外的机械利益没有理论上的影响，(实际形成的摩擦力反力 矩也不大)，但对系统运转的克服外来旋转障碍的能力却致关 重要，在附图3中某一区位，二次滑块内外滑合方向的某一位置 设置一个拦路的销钉，则会在系统的旋转中很容易被切断，如 果销钉足够粗，则被剪断的就可能是O1O2两轴中的一个，这反 映了系统一个极重要的性质，既克服旋转障碍的能力，这不但 解释了前面说明中提到的系统利用“矛盾力”而旋转的机理； 同时也揭示了复合滑块机构在全面取代往复油(气)缸结构方 面的强大优势。

本发明应用实例之三，油(气)泵及油马达。

复合滑块回转机构，O1O2互为结构性支撑。并以矛盾性 质的结构支撑力推动二次滑块的复合变位，在附图3的6个相差 30度相位的区位中，二次滑块各有不同的相对性位置，从1-6 再回到1,AB端面从A点在上的左侧，翻转到A点在下的右侧。 也就是系统旋转180度AB端从最大空间容积位置过渡到相对 转子腔体的最小空间容积位置，这是一个单行程，CD端面180 度过程从D点在上的右侧翻转到D点在下的左侧是与之同时发 生的，这也是一个单行程，决定这个行程距离的是O1O2中心 距，行程等于2倍的O1O2。

从附图3中可以看到系统转360度，AB端和CD端面各完成 一吸一排的往复行程，这相当于两套活塞曲柄机构才能完成的 容积排量。而且在二次块与定心的滑块相对空间中还有两个 相对隔离的空间在如此工作，也就是说，复合滑块回转机构三 个基本功能构件，做排压泵使用时，可以相当于同一曲柄上的 二套大缸和两套小缸才能完成的工作总量，结构的简化程度 和容积效率是在300％左右的。

本发明在做泵类使用时，另一大特点是无需单向阀，缸与 活塞同步运转，高压区和低压区各占180度范围，自然隔离，图 中涂灰的部分，是按旋转方向确定的一个孤形高压区和一个横 置在中心区域的高压槽，与这两个高压槽分别相对的是两低压 槽区。出口、进口随旋转相位的吸排位置自然接通或分离。 这种简捷性也是非常明确的。而且改变旋转方向，进排关系可 自然翻置。

本发明反过来就是马达，除了上面提到的简捷性以外，做 马达时，其力学角度的液(气)压功能转化效率是其它形式的马 达无法比的，首先，可以把二次块中间的滑合槽斜置，液(气)压 强在面积上产生的正压力必然产生下滑力，在上止点位置就可 以获得相当于最大力矩位置60％的偏转力矩。(具体形态详见 后面发动机实例附图8和附图7的描绘)，这也是曲柄联杆机构 上止点力学机理所不能比的，四个缸两大两小，各以相隔90度 相位的形式，从两个垂直的方向上产生液压扭矩。而且改变进 油方向就可改变旋转方向。

泵与马达在现有的应用实例中，都有一个变量调节的技术 问题，多数实例都是定量设置的，而有不少特殊需求的实例要 求泵和马达具有变量能力，这一点对复合滑块结构而言，解决 起来非常容易，让O2中心变为可调结构就可获得零排量到O1 O2距离允许的不使二次块与腔体顶死的极限位置距离内的无 级变化自由度。

本发明应用实例之四，制冷压缩机和空压机。

空压机与压缩机是同样机理同样结构的一回事，在此以制 冷压缩机为代表予以说明。

附图4、5、6三张图是泵及压缩机的试验机说明图，实用 机型无需设置齿轮传动机构。象附图10中的状态加上附图4中 的进排槽形式就可以，中间做为构件3的二次滑块，可以是分体 式，也可以是整体式，可视具体情况面定。

在附图4中，上半部由11指示的高压排槽，有一段是涂灰 的，高压槽全范围使用就可用做泵，只用涂灰的部分就可做压 缩机使用，槽的长短取决于出口压力的额定参量。目的是在空 间密闭条件下被压缩气体密度与高压区中气体压力相同时，再 开始排压。

在制冷行业，现有一种公认的最先进的涡旋压缩机结构， 其最明显的优势就是容积效率极高，但在复合滑块回转机构做 压缩机的使用优势面前，在同等转子直径同等厚度，同周期的 比较之下，本发明结构的优势，至少可比涡旋压缩机多获得 20％的容积排量，而且涡旋机构加工精度，材料适应性都要求 很高，本发明几何形态简单，结构简捷，制造成本可以比其低几 倍，使用寿命可以比其长几倍，耐受恶劣工况和降低噪音方面 都有明显的综合优势。

附图4是压缩机与泵的结构平面图，附图6是零件形态图和 装配关系图，附图6是区位力学分析区位简图，这张图主要是为 技术人员力学分析而提供，其实质上与附图3一样。附图4、附 图5中的标记是统一的，可对照确定，在此不一一解释。

本发明应用实例之五。内燃内喷式发动机。

本发明和曲柄活塞发动机比较，优势可是太多了。

附图8是复合滑块转子内燃、内喷式发动机平面结构图、 附图7是相隔60度相位的区位分解图，附图9是发动机的侧位简 图，主要构件的标识与前面的一致，其它标识说到时再提及。 前面已基本提到了本发明做马达做发动机的其它主要优势，在 此可按发动机性能需求线索逐一说明。

1．组合自由度。复合滑块机构一套单独使用，就是一个双 缸发动机，中间的空间变化可用做自吸能力极强的润滑泵，并 以其不小的排量为根据可兼负内冷使命。

2．四冲程特性。转180度，端面完成一个单行程，720度完 成吸、压、功、排四个行程，两个端面相位差为180度，每转 360度范围都有一个做功行程存在。

3．用逻辑阀简化进排气门机构。

在附图8中，16、17标识所指位置16为进气阀，17为排气 阀，所谓逻辑阀既每碰触一次，阀体转90度，碰4次，接通打开一 次，在图中左边一组中25指示的一个圆是半黑半白的，黑区是 做功区或吸气区，白区是排气区或压缩行程区，黑白交界处设 两触点机关，每个阀上的“机关”路过时碰触一次便完成需要 的进排逻辑功能对应响应。

4．上止点的膨胀压力转化成扭矩的下滑力机理。这一点 在马达实例中提到，在此进一步解释。和活塞曲柄相比上止点 点火后，不仅仅依靠系统惯性过渡，在复合滑块中部设置的斜 置15度-25度斜滑合面，在复合滑块的上止点位置产生的下滑 力是自然产生的结构性特点；如果以20度斜置计，膨胀力将有( Sin20度=0.342)34.2％的下滑力产生。如果以滑合面到O1的 垂距计算力臂，其力臂长度约相当于O1O2极限力臂长的2倍， 也就是说，在上止点位置复合滑块因斜面机理产生的下滑力矩 相当于膨胀功在O1O2极限力臂区位(见附图8中右组的状态)， 所能转化的极限扭矩的68.4％左右。而且在图7中1位到4位的 180度范围内，前90度是下坡，下滑力方向与二次块方向相同； 到后90度时，下滑力和构件2定心滑块的相对运动方向相反。 但这与常识中的上下坡概念不同，不管是上坡还是下坡，只要 有正压力，斜置的20度内滑合槽就产生与旋转方向相同的顺向 旋转力矩，即使图中ab端面处在压缩行程时，也是如此，详细机 理非常有趣，请参照附图7慢慢地把两对应端面的“功”与“ 压”，“功”与“排”等变化对应起来看，则两端面上、下坡 的关系正好良性互补。

5．压缩比设计自由度和压缩比微调机构的设置意义。

压缩比可自由设定，没有曲柄连杆运动范围与缸体裙部的 矛盾限制，对于现有汽柴油机而言，压缩比是设定的，是不能在 机器使用过程中调整的，而复合滑块转子发动机只要在O2轴 位的固定支架上设置一个微调机构，就可改变压缩比，而且可 用压力传感器与之联合动作，让机械根据气缸容积在上止点附 近对爆燃压力的感觉调整O2相对O1的中心距让压缩比适应燃 料的变化。

6．多点点火的可能性

在图9中火花塞的画出位置，是上止点的点火区，为防止燃 烧不充分，在做功区内还可设置一个到二个延时点火区位，这 祥是否可以消除废气中的一氧化碳。

7．进排气两区的隔离

图8中10指示的虚线180度范围的孤槽，为进气槽区是处在转子体齿轮 背面的，而排气区是在转子端面上由齿轮隔离在进气槽另一侧 的，进气槽在图9中10的指示位置以与齿轮面弹性接触的形式 存在。

8．喷气助推机理

废气在高温高压状态下，已完成把系统旋转180度的使命， 对于曲柄活塞发动机而言，只能在消音器中把废气压力缓解释 放，而在缸体与活塞同步旋转的复合滑块转子内燃机中，内燃 功使命完成后的废气，还可以用高温高压的能量再做一次功。 图8中12指示的是一组弹簧卡，固定在定子排气口前置部位，18 指示的弹簧卡组合固定在排气阀的旋转方向前置部位，废气以 几十个大气压冲出，其体积相当吸入混合气的十六倍左右，在 两组弹簧卡之间产生撑力。这个撑力是实实在在的，白检的， 但这个撑力与活塞端面一样有“上坡区”和“下坡区”，也有反馈在排 气端面上的反力矩区，但在图7中可以看到，排气口打开废气冲 出的位置正是系统的正角度支撑位置，此时只有废气产生的顺 向力，没有与之抗阻的反力矩，当转过60度到图中的2位时，反 力矩开始加大，但到4位排气结束时，废气压力还在，还要至少 推动转子转90度的废气做功范围。尽管废气压力是逐体积增 大而递降的，但使发动机增加40％的热机效率应该是没太大问 题的，实际情况可能要比估计的乐观。

本发明做内燃机，不但比活塞曲柄机构更具力学合理性， 更可以大大减少机体重量与体积，减少辅助机构的设置，而且 可以把内燃机和喷气轮机的机理结合在一起，其实在意义业内 人士自有判断。

9．减少面积摩擦的措施

图8中，图面看到的这个转子平面是只能与护板机体直接 接触的，但实际上在留有的适当间隙之间转子与护板只能是虚 接触，一是因为有中心泵出涂抺在间隙上的润滑油，二是排气 压力和做功压力都是把压力压在转子齿轮结构上的，因此这个 间隙面是虚接触的。为避免齿轮背面与机体的接触，在侧位图 9中可以看到设置的压力轴承21，在实际应用中，这个压力轴承 应该是可以微调的。

至于有关发动机的其它细节问题，在此不过多涉及，总之 复合滑块转子内燃、内喷发动机做为目前世界上最为先进的 发动机已不能质疑。

本发明在其它领域也有巨大的应用潜力，如榨油机、压力 武粉碎机或叫挤碎机，并可把挤碎与细磨的多级过程集中这三 个构件中，并由其它选排料和筛子返料机构共同形成高效能机 械系统，在压型机方面如制砖、制药等范围，尤其在高浓度泥 浆料的泵功能方面将有相对现有泥浆泵的绝对优势。凡此种 种不能一一列举。

做为一种新的基础机构，其应用前景非常广阔，一方面可 以提高机械功能目的性追求与设计的自由度范围，一方面将把 现有机械应用实例的技术水平提高到一个划时代的新水平。

关于说明附图及图面说明

图1：复合滑块齿轮轴机构也称双中心齿轮轴(本说 明实施例之一)

图2：复合滑块连轴器(本发明实施例之二)

图3：是“三中心复合变位同步旋转机构”旋转区位 分解图

图4：泵与压缩机试验机型的平面结构图(本发明实 施例之三、之四)

图5：是附图4的零件形态图及装配关系图

图6：是附图4的运转状态区位分解图

图7：是复合滑块转子式内燃、内喷发动机的原理区 位图

图8：是复合滑块转子式内燃、内喷发动机平面结构 简图

图9：是附图8的侧位简图

附图1中，左、中、下三部分，左图为平面位置图， 右图为侧剖位置图，下图为零件形态图，标识1--齿轮 腔体；2--双端定位的定心滑块轴；3--复合变位滑 块也称二次滑块；4、5--护板支架；A、B代表齿轮 齿端。

附图2中；上下二部分，上图为复合滑块联轴器的侧 剖视安装位置图，下图为零件形态图，标识1--腔体转 子与轴联结的接手一端，标识2--定心滑块与接手量端 的整体构件，3--为复合变位的二次滑块。

附图3中；6个区位图，每个区位相差30°相位，A、 B、C、D代表复合滑块的四个顶点，O₁代表腔体转子中 心，O₂代表定心滑块及轴的旋转中心，箭头代表旋转方向， 涂灰的槽形，代表按旋转方向确定的高压排槽与之相对的 是低压进槽。

附图4中的标识与附图5中的标识所指相同，1-- 周边设齿轮的腔体转子，2--定心滑块与轴的组合，3 --分体的二次滑块，4--外缘定位的滚柱轴承，5- -动力输入齿轴，6--轴套，7--动力输入齿轮，8 --内排槽口，9--内进槽口，10--外进(排)槽， 11--外排(进)槽。

附图5中，所有零件形态安装配关系排列，1-11标识 所指与图4中所指一致。

附图6中，6个区位分解图，每个区位相差30°，箭 头所指为旋转方向。

附图7,6个区位分解图，每个区位之间相位差为60°, a、b、c、d代表二次滑块的四个顶点，箭头所指为旋转方 向。此图是图8的原理区位分解图。

附图8中，标识1--为腔体转子与连体齿轮，2- -定心滑块轴，3--复合滑块“活塞”，8-内排槽， 9--内进槽，10--外进气槽，11--排气通道，12- -弹组合(固定于定子)，13、14-齿轮轴，15--转子 齿轮，16--进气逻辑阀位置，17--排气逻辑阀位置， 19--弹性密封片，20--排气出口，25--高低压区示 意图半黑、半白。

附图9中，标识1--腔体转子连体齿轮，2--定心 滑块与轴，3--复合滑块活塞，10--进气槽，11-- 排气槽，15--腔体转子齿轮，16--进气逻辑阀位，21 --压力轴承，22--火花塞，23--转子轴套，24-- 转子上的进气通道。