Processing

Please wait...

Settings

Settings

Goto Application

1. RO120726 - RECIPROCATOR AND METHOD FOR CONTROLLING PISTONS

Note: Text based on automatic Optical Character Recognition processes. Please use the PDF version for legal matters

[ RO ]

Invenţia se referă la o maşină cu piston sub forma unei pompe sau a unui motor cu piston, de tipul celor în care doi sau mai mulţi cilindri cu piston, care conlucrează şi care, în cazul exemplului de pompă al maşinii cu piston, contribuie la punerea în mişcare a unui curent de fluid, iar în cazul exemplului de motor cu piston, este acţionat de către un curent de fluid.

Invenţia se referă, de asemenea, la o metodă de comandă a pistoanelor cu mişcare rectilinie, alternativă, care, fiind în număr de două sau mai multe, constituie parte a motorului cu piston, în care sunt prevăzute mijloace rotative pentru comanda reciprocă a mişcării pistoanelor.

Deoarece folosirea motoarelor hidraulice cu piston, atât ca pompe, cât şi ca motoare, este binecunoscută, invenţia va fi explicată, în cele ce urmează, numai în legătură cu o pompă cu piston în care pistoanele, montate pentru a se deplasa în mişcare rectilinie alternativă, într-un cilindru comun sau în cilindri separaţi, sunt construite pentru a stabili şi apoi pentru a menţine fluxul de lichid.

După cum s-a menţionat, maşina conform invenţiei poate fi folosită şi ca motor hidraulic cu piston, antrenat de un flux de lichid. Pentru simplificare, cele ce urmează se vor referi, în esenţă, numai la o pompă cu piston sau chiar o pompă, deşi maşina în discuţie poate fi de asemenea folosită ca motor, într-un mod în sine cunoscut.

Un dezavantaj al pompelor cu piston cunoscute constă în faptul că produc un flux de fluid care fluctuează în timp, în raport cu cursa pistonului. Fluctuaţiile nu sunt de dorit deoarece determină variaţii de presiune, vibraţii şi zgomot. O soluţie cunoscută pentru reducerea variaţiilor de presiune constă în cuplarea părţii de debitare a pompei la un acumulator.

Lăsând două pistoane să acţioneze reciproc asupra aceluiaşi flux de fluid, va exista întotdeauna un piston care execută o cursă activă şi pune lichidul în mişcare, pe când celălalt piston execută cursa moartă. Este un mod obişnuit ca pistoanele să fie acţionate cu o manivelă, unde pistoanele, prin bielele lor, sunt legate la respectiva manivelă pe părţile diametral opuse ale unei axe de rotaţie a manivelei. Astfel, pistoanele sunt montate pentru a lucra cu un defazaj echivalent, la o rotire cu un unghi de 180° al manivelei. Un efect similar poate fi obţinut prin folosirea unui piston cu dublu efect, unde fluidul este pus în mişcare, în mod alternativ, de către o parte sau alta a pistonului.

Chiar cu două pistoane, sau cu un piston cu dublu efect, au loc fluctuaţii considerabile în fluxul de fluid. Acest fapt este determinat de viteza pistonului, care variază şi este egală cu zero în punctele moarte, unde pistoanele trec de la cursa activă la cursa moartă. Pentru fiecare cursă a pistonului, fluxul de fluid tinde către zero de fiecare dată când pistonul trece de la cursa activă la cursa moartă şi creşte de la zero când pistonul trece de la cursa moartă la cursa activă.

În cazul a două pistoane, care alternează în modul explicat, fluxul de fluid va fi egal cu zero, simultan pentru ambele pistoane, la fiecare semirotaţie a manivelei, adică la fiecare 180°.

Se cunoaşte folosirea a trei pistoane acţionate de o manivelă comună, cu un defazaj unghiular de 120°. Procedând astfel, există întotdeauna un piston care execută o cursă activă. În acest mod, fluxul de fluid nu se opreşte niciodată complet. Aşa numitele pompe triplex sunt astfel considerabil mai bune decât pompele cu unu sau cu două pistoane, în ceea ce priveşte fluctuaţiile din fluxul de fluid.

O altă îmbunătăţire poate fi de asemenea obţinută prin folosirea chiar a mai multor pistoane care conlucrează. Totuşi, mai multe pistoane vor conduce la creşterea complexităţii şi a costurilor.

Combinarea unei pompe triplex cu un acumulator de presiune este considerată a fi un compromis acceptabil.

Este cunoscută modalitatea de a comanda pistoanele în nişte alezaje cilindrice, într-un rotor sub formă de tambur, cu ajutorul unei plăci de ghidare înclinate, care acţionează asupra bielelor ce sunt legate, fiecare, cu câte un piston. Placa de ghidare formează un unghi de înclinare cu axa rotorului, astfel încât fiecare piston este acţionat pe o lungime de cursă determinată de unghiul de înclinare al plăcii de ghidare, atunci când rotorul se roteşte. Această soluţie este folosită de cele mai multe ori pentru pompe hidraulice mici, la care debitul de pompare poate fi modificat prin modificarea unghiului plăcii de ghidare.

Pompele cu piston cunoscute prezintă dezavantajul că fluxul de fluid care intră fluctuează în mod similar fluxului de fluid care iese. Fluctuaţiile indicate pot fi cu totul considerabile. De exemplu, în cazul unei lungimi a bielei de cinci ori mai mari decât raza manivelei, cu un fluid incompresibil, la presiune joasă, şi cu nişte supape perfecte, debitul poate varia între 81,5 şi 106,8% faţă de debitul mediu. Cu pompe mari, condiţiile de fluctuaţie arătate pot determina vibraţii dăunătoare şi zgomot inutil, chiar dacă se foloseşte un acumulator de presiune la partea de debitare a pompei.

Se obişnuieşte ca viteza pistonului şi, în consecinţă, debitul pentru fiecare piston, să fie reprezentate grafic ca o funcţie sinus pură, astfel încât viteza maximă a pistonului să fie atinsă la unghiuri de 90° şi 270° ale manivelei. Strict vorbind, acest lucru este corect numai pentru o bielă de lungime infinită. În practică, viteza maximă a pistonului şi, în consecinţă, debitul maxim, sunt atinse când braţul de manivelă şi biela formează un unghi drept, iar acest lucru se întâmplă la un unghi al manivelei mai mic de 90° şi, respectiv, mai mare de 270°.

Astfel, în reprezentare grafică, va apărea o curbă sinus deformată, când viteza pistonului este trasată în funcţie de unghiul manivelei. Acest lucru contribuie de asemenea la un defazaj, teoretic favorabil, de 120°, care în practică produce o egalizare mai nesatisfăcătoare a fluctuaţiilor de presiune şi mai mult zgomot decât ar fi de aşteptat, deoarece ia naştere o a treia componentă armonică, asimetrică.

Un alt factor constă în aceea că viteza maximă a pistonului s-a dovedit a fi decisivă în ceea ce priveşte condiţile de uzură în pompele cu piston, deoarece uzura creşte cu creşterea vitezei şi presiunii de regim. O pompă care funcţionează la presiune înaltă trebuie, în mod normal, să lucreze cu viteză mai joasă a pistonului şi, în consecinţă, cu debit volumic mai redus decât dacă aceeaşi pompă ar trebui să funcţioneze cu acelaşi fluid la presiune mai joasă.

Un obiectiv al prezentei invenţii este acela de a asigura maşini cu piston unde condiţiile de lucru să poată fi stabilite în aşa fel încât să permită o funcţionare cu flux volumic mai stabil, adică fără fluctuaţii importante, şi unde baza să fie un motor cu piston în care două sau mai multe pistoane să lucreze cu decalaj reciproc.

Un alt obiectiv al prezentei invenţii este şi acela de a se reduce viteza maximă a pistonului faţă de pompe/motoare cu piston cunoscute, care au dimensiuni, presiune şi debite similare, în scopul obţinerii unei reduceri a uzurii sau ca alternativă, acela de a mări debitul la viteza maximă corespunzătoare a pistonului şi având o uzură ca la pompe/motoare cu piston, dimensionate în mod similar.

Obiectivul menţionat se realizează cu ajutorul unui dispozitiv de tipul construit în conformitate cu preambulul revendicării 1 şi prezentând, de asemenea, caracteristicile cuprinse în partea caracteristică a revendicării 1.

Conform invenţiei, fiecare piston dintr-o pompă/ motor este acţionat la viteză constantă pe o parte a cursei active. Acest lucru contrastează cu pompele/motoarele cunoscute de acelaşi tip sau de tip similar la care viteza pistonului variază continuu ca o funcţie sinus. La fiecare capăt de cursă, viteza pistonului se modifică în mod gradat către zero sau de la zero. Când un piston de lucru este decelerat către viteză zero, pistonul cu care conlucrează este accelerat şi începe o cursă activă de la viteză zero, astfel încât debitul total, la ieşire, este nemodificat.

Efectul menţionat este uşor de înţeles dacă fiecare piston este imaginat ca fiind decelerat şi, respectiv, accelerat la capătul fiecărei curse. Desigur, acelaşi efect poate fi obţinut chiar dacă variaţia de viteză menţionată nu este liniară. Esenţialul constă în aceea că suma vitezelor celor două pistoane, în timpul fazei de trecere, este constantă şi egală cu viteza normală a unui piston în timpul cursei active.

Prin menţinerea unei viteze constante, maximum posibile, a pistonului, pe o parte a cursei, se obţine un debit, la o cursă activă, semnificativ mai înalt decât în cazul unei pompe cunoscute, la care aceeaşi viteză a pistonului este viteză maximă într-un punct particular al cursei şi la care viteza pistonului este mai joasă.

Din punct de vedere al uzurii este clar că o viteză mare, continuă, va face ca o parte mai lungă a peretelui cilindrului să se uzeze, însă o uzură echivalentă, pe o arie mai restrânsă, va rezulta la pompa care va trebui supusă unei reparaţii capitale. O pompă conform invenţiei poate fi exploatată totuşi la o viteză maximă a pistonului, considerabil redusă, însă producând acelaşi debit ca o pompă cunoscută.

Cu o pompă conform invenţiei se poate obţine un debit constant la ieşire, numai prin intermediul a două pistoane care conlucrează. Făcând ca fiecare cursă activă să acopere puţin mai mult decât o rotaţie de 180° a arborelui de acţionare a pompei, se obţine o suprapunere pe acea parte care depăşeşte 180°, ambele pistoane executând în acelaşi timp o parte a unei curse active. Suprapunerea unei părţi dintr-o rotaţie, poate fi, de exemplu, de 30°, unde un piston este decelerat în mod constant către viteza de valoare zero şi îşi termină cursa activă, în timp ce celălalt piston îşi începe cursa activă şi este accelerat în mod constant către viteza de regim. Cursa moartă trebuie executată la o viteză mai mare decât cursa activă, deoarece lungimea cursei pistonului trebuie acoperită în decursul unui unghi de rotaţie mai mic de 180°. Această viteză de retur mai mare nu este de dorit în sine, din punct de vedere al uzurii, însă, întrucât presiunea pe piston este considerabil mai scăzută în timpul cursei moarte decât în timpul cursei active, viteza mărită nu determină o uzură sporită. În afară de aceasta, viteza la întoarcerea pistonului nu este mai mare decât viteza maximă a pistonului pentru o pompă cu piston cunoscută.

Un dezavantaj al soluţiei cu două pistoane descrisă poate fi, totuşi, acela că debitul la intrare nu este constant, deşi debitul la ieşire este constant. Variaţiile debitului de fluid la intrare sunt comparabile cu variaţii similare la o pompă triplex, cunoscută.

O pompă care funcţionează conform invenţiei şi care are trei pistoane, cu un decalaj reciproc de fază la 120°, spre deosebire de o pompă triplex cunoscută, furnizează un debit constant, la care valoarea debitului în orice moment corespunde vitezei de lucru pentru un piston. Pistoanele, două câte două, alternează cu o variaţie de viteză liniară şi produc un debit constant. Prin folosirea a trei pistoane, comportarea vitezei pistonului poate fi aceeaşi pentru cursa activă şi pentru cursa moartă, spre deosebire de comportarea asimetrică explicată mai sus pentru o pompă cu două pistoane.

În afară de aceasta, o pompă cu trei pistoane ar avea un debit constant, la intrare. Acelaşi lucru se poate realiza cu mai multe pistoane, de exemplu cinci pistoane, care lucrează cu un defazaj de fază reciproc, de 72°.

O pompă cu pistoane poate fi realizată cu şase pistoane care lucrează cu un decalaj la 60° şi cu viteze diferite ale pistoanelor, la cursa activă şi la cursa moartă, asimetrică. Viteza pistonului, maximă şi constantă între zonele de tranzit, la fiecare capăt al unei curse active, va fi mai mică decât viteza maximă a pistonului, pentru o pompă cunoscută similară, cu un factor de 1,6, la această pompă cunoscută viteza pistonului având o comportare sinusoidală.

Ca alternativă, o pompă cu piston, care lucrează conform invenţiei, poate fi exploatată la turaţie mai mare şi cu debit corespunzător mai mare decât o pompă cunoscută, similară, fără să depăşească viteza maximă a pistonului pompei cunoscute.

În cele ce urmează, invenţia va fi descrisă detaliat prin intermediul unui prim exemplu de realizare a unei pompe cu două pistoane. Mai mult decât atât, comportarea vitezei şi fazelor de tranzit sunt explicate în continuare pentru pompe cu mai multe pistoane şi, în sfârşit se prezintă un exemplu de realizare preferat al unei pompe pentru noroi de foraj. Se face referire şi la fig. 1...11, care reprezintă:

- fig. 1, reprezentare schematică, simplificată, a unei pompe având două pistonae acţionate de o camă sub forma unui disc/rolă excentrică, rotativă;

- fig. 2, diagramă cu o curbă ilustrând profilul camei şi viteza pistonului pentru respectiva camă şi o altă curbă pentru unul dintre pistoanele din fig. 1;

- fig. 3, diagrama corespunzătoare fig. 2, în care este de asemenea arătată viteza pentru celălalt piston din fig. 1;

- fig. 4, diagrama vitezei pistonului pentru o pompă cu trei cilindri;

- fig. 5, diagrama vitezei pistonului pentru o pompă cu cinci cilindri;

- fig. 6, diagrama vitezei pistonului pentru o pompă cu şase cilindri;

- fig. 7, vedere laterală, schematică, a unui tambur rotativ, având o camă inelară exterioară;

- fig. 8, vedere parţială, în care o contra-rolă este montată pe o prelungire a suportului bifurcat de susţinere a rolei;

- fig. 9, vedere parţială a exemplului de realizare a contrarolei conform fig. 8, la care înclinarea rolei se bazează pe folosirea aşa-numitului arc pneumatic, şi unde rola de la capătul bielei pistonului este presată pe camă când cilindrul se află sub presiune, de exemplu pe cale pneumatică;

- fig. 10, arată, la o scară considerabil mai mare decât în fig. 7 şi la un grad de detaliere considerabil mai mare decât în fig. 8, exemplul de realizare din fig. 8 cu contrarolă şi ilustrează modul în care rola cu rotire liberă, de la capătul bielei pistonului se reazemă elastic pe suprafaţa de camă a camei inelare de pe tamburul rotativ, pe partea opusă a acestei came rezemându-se rotativ contra-rolă;

- fig. 11, vedere în perspectivă a unei pompe cu piston şi trei cilindri în care sunt expuse caracteristici comune cu exemplele de realizare conform fig. 7, 8, 9 şi 10, însă unde principiul contrarolei este menţinut în combinaţie cu folosirea unui arc pneumatic.

În cele ce urmează se prezintă invenţia, cu referiri la desenele menţionate.

Pompa conform invenţiei are un arbore 10 , de acţionare, care este asociat cu o camă 12 , a cărei rază, când este măsurată de la centrul arborelui 10 , de acţionare, către periferia camei 12 , creşte de la o valoare minimă până la o valoare maximă, calculată cu un unghi de rotaţie crescător spre dreapta, în sens orar, pentru ca apoi să descrească până la raza minimă a camei, după o rotaţie completă. Raza maximă a camei 12 este poziţionată astfel, încât unghiul de rotaţie, în sens orar între raza minimă şi raza maximă ale camei 12 , este de 210°, aşa cum se arată cu linii de rază întreruptă, în fig. 1.

Un prim cilindru 14 , cu un prim piston 16 , cilindru care este orientat pe direcţie radială în raport cu arborele 10 , de acţionare, este dispus pe partea diametral opusă a arborelui 10 , de acţionare faţă de un al doilea cilindru 14a , orientat radial cu un al doilea piston 16a.

Primul piston 16 este asociat cu o primă bielă 18 , care, la capătul liber, este prevăzută cu o primă rolă 20 , construită pentru a urmări periferia camei 12 . Cel de-al doilea piston 16a este asociat în mod corespunzător cu o a doua bielă 18a , care, la capătul liber, este prevăzută cu o a doua rolă 20 , care, în acelaşi mod, este construită pentru a urmări circumferinţa camei 12 .

Curba 22 arată raza camei 12 în funcţie de unghiul de rotaţie al acesteia. Astfel, curba 22 arată profilul camei 12 . Curba 24 arată viteza primului piston 16 în funcţie de unghiul de rotaţie al camei 12 , la o viteză unghiulară constantă a arborelui 10 , de antrenare, şi a camei 12 .

Pe orizontală este indicat unghiul de rotaţie pentru cama 12 , de la 0° până la 360°. Pe verticală este indicată raza camei 12 , normalizată astfel încât să indice raza maximă, care apare la 210° cu o valoare pozitivă egală cu 1,0, astfel încât să normalizeze viteza pistonului 16 în timpul unei curse active, la o valoare egală cu 1,0.

După cum rezultă din curba 24 , viteza maximă a pistonului 16 în timpul cursei moarte, este cu 50% mai mare decât în timpul cursei active. Valoarea vitezei pistonului, corespunzătoare acestor valori normalizate, va depinde în mod evident de turaţia arborelui 10 de acţionare şi a camei 12 , iar raza normalizată egală cu 1,0 va corespunde dimensiunilor reale.

Curba 26 , trasată cu linie întreruptă, arată cum se comportă viteza celui de-al doilea piston 16a , când cama 12 se roteşte către stânga în raport cu poziţia iniţială din fig. 1. Într-o fază de început, mai precis între 0 şi 30°, primul piston 16 se află la începutul cursei şi se deplasează cu viteză crescătoare liniar, pe când cel de-al doilea piston 16a se află la sfârşitul cursei active şi se deplasează cu viteză descrescătoare liniar, suma celor două viteze pozitive ale pistonului fiind constantă şi egală cu 1,0. De la 30° până la 180°, primul piston 16 efectuează partea principală a cursei active, la o viteză constantă egală cu 1,0, în timp ce al doilea piston 16a execută cursa moartă şi aspiră fluid în cel de-al doilea cilindru 14a .

Fig. 4 prezintă curbele vitezei pentru o pompă în care lucrează trei pistoane cu un defazaj de 120°. O curbă 28 sinusoidală a vitezei, pentru un piston acţionat în mod obişnuit, prin manivelă, este prezentată ca element de referinţă. Curbele 30 , 32 şi 34 se aplică primului piston, celui de-al doilea piston şi, respectiv, celui de-al treilea piston. După cum rezultă din curbele 30 , 32 şi 34 , întotdeauna există un piston care lucrează cu viteză constantă, sau două pistoane care alternează astfel încât suma vitezelor lor să fie egală cu viteza de lucru a unui piston.

În fig. 5, curba 36 reprezintă viteza pentru un piston dintr-o pompă în care cinci pistoane lucrează cu un decalaj de 72°. O curbă 28 , de viteză, sinusoidală, pentru un piston acţionat în mod obişnuit prin manivelă, este prezentată ca element de referinţă. Curbele pentru restul de patru pistoane nu sunt arătate. După cum se vede din fig. 5, viteza de lucru a pistonului este constantă pe o parte semnificativ mai mare din primele 180° decât pentru curba 28 , de referinţă, şi în acelaşi timp, viteza de lucru a pistonului este de asemenea semnificativ mai mică decât pentru un piston acţionat prin manivelă, reprezentată prin curba 28 , de referinţă.

O curbă 38 a vitezei pentru un piston dintr-o pompă în care lucrează şase pistoane cu un defazaj de 60° este arătată în fig. 6.

O curbă 28 , de viteză, sinusoidală, pentru un piston acţionat în mod obişnuit prin manivelă, este prezentată ca element de referinţă. Curbele pentru restul de cinci pistoane nu sunt arătate. După cum se vede din fig. 6, viteza de lucru a pistonului este constantă pe o parte semnificativ mai mare din primele 180° decât pentru curba 28 , de referinţă, pe când, în acelaşi timp, viteza de lucru a pistonului este de asemenea semnificativ mai mică decât pentru un piston acţionat prin manivelă, reprezentată prin curba 28 , de referinţă. Curba 38 a vitezei este asimetrică, astfel încât cursa moartă acoperă un unghi de rotaţie mai mic decât acoperă cursa activă, având astfel loc la o viteză mult mai mare a pistonului.

Într-un exemplu de realizare a unei pompe cu piston, arătată schematic în fig. 7, 8 şi 10, o maşină 40 , al cărui arbore de ieşire este prevăzut cu un pinion 42 , este montat pentru a acţiona un tambur 44 , rotativ, prin intermediul respectivului pinion 42 , care angrenează cu o coroană 46 , dinţată, de pe tamburul 44 .

Partea exterioară a tamburului 44 mai este prevăzută cu o camă 50 , inelară, care o înconjoară, o parte laterală a acesteia fiind formată ca suprafaţă 52 , de camă profilată.

În afara tamburului 44 şi paralel cu el, este prevăzut cel puţin un cilindru 14b ... 14c , unde un piston, nearătat, este asociat cu o bielă 18b , 18c , al cărei capăt liber este prevăzut cu o rolă 20b , 20c pentru a urmări suprafaţa 52 a camei 50 , când tamburul 44 se roteşte şi, prin aceasta, acţionează pistonul nearătat, din cilindrul 14b , 14c , aşa cum s-a explicat mai înainte.

Într-un exemplu de realizare preferat, şase cilindri 14b , 14c ,..., distribuiţi echidistant în jurul tamburului 44 , vor fi legaţi la un sistem comun de galerie. Fiecare cilindru 14b , 14c ,...este prevăzut, într-un mod în sine cunoscut, cu supapele şi cuplajele necesare pentru ca cilindrul să poată funcţiona ca cilindru de pompă.

La o astfel de pompă cu şase cilindri, tamburul este acţionat cu ajutorul a două motoare, câte unul pe fiecare parte a tamburului 44.

În fig. 10 este ilustrat modul în care capătul exterior, liber, al bielei 18 , capăt care este constituit efectiv de către acel punct de pe rola 20b , de sprijin, care este cel mai îndepărtat faţă de cilindrul 14b , este adus pentru a menţine un sprijin elastic pe suprafaţa 52 a camei 50 , inelare. Reazemul elastic al rolei 20b , de sprijin pe suprafaţa 52 a camei 50 , inelare, asigură că aria periferică a rolei urmăreşte tot timpul traseul de 360°, necircular, al suprafeţei 52 a camei 50 inelare, în jurul axei de rotaţie a tamburului 44 .

În scopul obţinerii acestei posibilităţi de mişcare elastică pentru rola 20b şi desigur, şi pentru restul de role 20a , 20c ,..., pe direcţia axială a cilindrilor bielelor corespunzătoare, un cap 18b" , bifurcat, pentru susţinerea rotativă a rolei 20b , este format prin intermediul unui bolţ 54 transversal, la porţiunea de capăt a bielei de piston, înţeles constructiv, capătul real al bielei de piston, în înţeles funcţional, fiind format de către rola 20b , sau, mai exact, de către punctul acesteia care în orice moment, este cel mai îndepărtat pe direcţie axială de periferia bielei 18b , la care o ramificaţie a capului 18b" , bifurcat, prin intermediul unui suport 55 , susţine un mijloc de reazem, apăsat de un arc, sub forma unei mici role/roată 56 rotative, a cărei axă este paralelă cu axa de rotaţie a rolei 20b de reazem.

Suprafaţa periferică a acestei mici role/roată 56 susţine şi reazemă în mod elastic partea 52a din spate a suprafeţei periferice a camei 50, suprafaţă care, spre deosebire de suprafaţa 52 de camă reală, poate să urmeze o suprafaţă de inel circular.

Un arc 58 pentru această mică rolă/roată 56 poate fi construit, de exemplu, din câteva arcuri-disc, cuplate, care sunt ţinute pe loc în interiorul unei piese 60 portante, sub formă de cupă orizontală, care, printre altele, susţine o piesă 62 de capăt bifurcată pentru susţinerea rolei/roţii 56 .

Numărul de referinţă 64 indică un şurub de reglaj pentru reglarea rolei/roţii 56 mici în raport cu cama 50 , partea 52a , posterioară, circulară, a camei, pe direcţia axială a bielei 18b , iar numărul de referinţă 63 indică un ghidaj glisant, asociat cu montajul 50-20b al rolei de camă.

După cum s-a menţionat, exemplul de realizare include şase cilindri distanţaţi uniform cu aceeaşi distanţă unghiulară, în jurul tamburului, iar aceşti cilindri, în acest exemplu preferat de realizare, vor fi cuplaţi, în mod avantajos, cu un sistem de galerie comună. Capul 18b" 18c" ...bifurcat, în unele exemple de realizare, poate fi de aceeaşi mărime cum este cea a cilindrului 14a , 14c... la celălalt capăt al bielei 18a , 18c. ...

Mijlocul care asigură că rolele 20 îşi menţin în orice moment contactul cu suprafaţa 52 a camei opuse ia diverse forme; în general, ele trebuie să poată asigura că presiunea pe partea de aspiraţie este întotdeauna suficient de înaltă pentru a echilibra forţele de frecare, gravitaţionale şi de inerţie care ajută ca să se ridice rola de pe camă şi, prin aceasta, să delimiteze conlucrarea de ghidare dintre ele. Fig.8 şi 10 prezintă folosirea unei contra-role poziţionate pentru a lucra pe partea din spate a camei 50 . Ca alternativă, calarea poate fi, de exemplu, pneumatică, aşa cum se indică în fig. 9, în care un piston 16A inelar, calat pe o parte intermediară de pe biela 18b a pistonului, urmărind astfel mişcările lui, forţează rola 20b pe cama 50 , când cilindrul 14b se află sub presiune, la furnizare de aer comprimat. În locul acestui exemplu de realizare a calării cu arc pneumatic, calarea ar putea fi asigurată pe cale mecanică.

La exemplul de realizare conform fig. 11, pot fi folosite arcuri pneumatice, iar suporturile 18b" , 18c" bifurcate normal de la capătul bielelor 18a,...18c... ale cilindrilor 14a ,... 14c ...pneumatici corespunzători pot fi formate astfel încât să permită ca atât reazemul cât şi contra-rolele 20b , respectiv 20c , în perechi, să fie susţinute în fiecare suport. Mai mult decât atât, exemplul de realizare din fig. 11 prezintă acelaşi mecanism 40 , 42 , 46 , de transmisie, ca în fig. 7, adică angrenajul 42 , 46 , tamburul 44 cu o piesă 50 , de camă, care înconjoară tamburul pe 360°, şi trei cilindri 14a ,... 14c... decalaţi unghiular la 120°, poziţionaţi echidistant, care sunt susţinuţi în doi pereţi 82 , 84 , laterali, paraleli, distanţaţi, ai unei structuri de cadru, unde o placă 80 , de montaj, leagă cei doi pereţi 82 , 84 , laterali. Numărul de referinţă 44a indică un lagăr de ax al tamburului 44 .