Circular Internal Combustion Engine RIICE Finalreport

DALHOUSIE UNIVERSITY 

DEPARTMENT OF MECHANICAL ENGINEERING 

MECH 4010/ 4020 

WINTER TERM FINAL REPORT 

Prepared by: 

GROUP 10: 

ROTATIONAL IMPACT INTERNAL  

COMBUSTION ENGINE  

Adam Krajewski 

Aziz Martakoush  

Braden Murphy 

Brett Dickey 

Jean‐François Pelletier 

Supervisor 

Dr. Darrel Doman 

April 9, 2010 

Executive Summary 

The Rotational Impact Internal Combustion Engine (RIICE) is a conceptual engine with one main concept:  the pistons rotate about a center shaft. The primary difference of the RIICE concept  is  all  four  strokes  of  a  conventional  internal  combustion  engine  occur simultaneously in one cycle. 

In  this  project,  no  fuel  is  used,  and  compressed  air  is  used  to  simulate  fuel  ignition.    The high‐pressure air forces the pistons to rotate about the shaft in one direction, as the pistons are  restricted  from  rotating  in  the  reverse  direction  by  the  use  of  one‐way  bearings.  An additional  of  one  way‐bearing  arrangement  is  used  to  transfer  power  to  the  drive  shaft when the pistons rotate forwards. 

The  power  transmission  using  one‐way  bearings  and  the  piston  shape  had  the  most influence in the design process and on the final design. It was chosen to use a circular cross section piston to simplify sealing. Therefore, a toroidal shaped casing is required. The casing of  the  mechanism  is  comprised  of  two  halves  that  cover  and  seal  the  upper  half  of  the pistons, and two cranks form the lower half of toroid. To simplify the fabrication process the pistons are made of three cylindrical pieces, which fit into the toroidal shape of the cranks and casing. 

The sealing between the cranks and casing is critical to maintain high compression ratios by reducing air  leaks to a minimum.   Several sealing methods are investigated and elastomer energized plastic seal are  implemented  into the design. The pistons are sealed with acetal lip seals. 

The  control  system  is  intended  to manage  the  timing  of  compressed  air  injected  into  the engine to ensure full rotation of the pistons and continuous engine operation. This system is intended to control the rotation of the engine and ultimately its power output. 

Two prototypes have been built to prove various aspects of the concept. The first prototype was a plastic model to demonstrate the operation of the one‐way bearing arrangements. It was  shown  that  the  bearings work  as  intended. An  open  casing  test was  performed with compressed air on  the plastic prototype. The  test demonstrated  that  the pistons rotate as intended with no casing. The second prototype  is an aluminum prototype built  to  test  the operation of the engine with a closed casing. It is necessary to operate the engine in a closed casing, because the intent of the project is to simulate operation as an internal combustion engine.  

From tests performed on the closed casing, the team could not get the engine to operate as intended.  The primary  reason  that  it  did  not work,  is  thought  to  be because  of  a  balance between  the  sealing  and  friction  in  the  closed  casing  engine.  From  tests  on  various  seal geometries, it was chosen to use a seal with lower friction and sealability for the prototype. From the testing it was found that this balance was not the right choice to get the engine to operate.  Therefore,  it  is  recommended  that  further  research  be  concentrated  on determining  the  correct  seal  geometries  to  establish  an  effective  low  friction  seal.  In addition,  it  is  recommended  that  a method  of  repositioning  the  pistons between  tests  be incorporated  into  the  design.  In  addition,  a  method  of  spinning  the  pistons  before  the compressed air is implemented is recommended to start the engine.  

    ii 

Table of Contents 

Executive Summary ............................................................................................................................... i List of Figures.........................................................................................................................................iv List of Tables ........................................................................................................................................... v 1  Introduction .....................................................................................................................................1 1.1  Mechanical Efficiency..............................................................................................................................1 1.2  RIICE Concept.............................................................................................................................................3 1.3  One‐Way Bearing ......................................................................................................................................4 1.3.1  Fundamentals....................................................................................................................................4 

1.4  Function ........................................................................................................................................................5 2  Design Requirements....................................................................................................................7 2.1  Design Requirement Results................................................................................................................8 2.1.1  Mechanical:.........................................................................................................................................8 2.1.2  Budget, documentation and safety: .........................................................................................8 2.1.3  Performance: .....................................................................................................................................9 2.1.4  Physical Attributes:...................................................................................................................... 10 2.1.5  Intellectual Property ................................................................................................................... 11 

3  Design Process.............................................................................................................................. 11 3.1  Power Transfer ....................................................................................................................................... 11 3.1.1  Option 1: Rotating Casing with indexing freewheels on outside ............................. 12 3.1.2  Option 2: Fixed Casing with indexing freewheels inside............................................. 12 3.1.3  Option 3: Fixed Casing with indexing and backstopping one‐way bearings ...... 12 

3.2  Pistons ........................................................................................................................................................ 13 3.2.1  Piston shape and Assembly...................................................................................................... 14 3.2.2  Piston Seals...................................................................................................................................... 15 3.2.3  Piston Mounting ............................................................................................................................ 16 

4  Final Design................................................................................................................................... 17 4.1  Cranks ......................................................................................................................................................... 17 4.1.1  Crank Friction................................................................................................................................. 18 

4.2  Impact Rings ............................................................................................................................................ 21 4.3  Bearing Housings................................................................................................................................... 21 4.4  Casing.......................................................................................................................................................... 22 4.5  Sealing......................................................................................................................................................... 23 4.6  Initial design ............................................................................................................................................ 23 4.7  Design Revisions .................................................................................................................................... 26 4.7.1  Outer Seals ....................................................................................................................................... 26 4.7.2  Inner Seals ....................................................................................................................................... 27 

4.8  Control System........................................................................................................................................ 28 4.9  Theory......................................................................................................................................................... 28 4.10  Development ......................................................................................................................................... 28 4.11  Final Control.......................................................................................................................................... 31 4.12  Future Recommendations............................................................................................................... 33 

    iii 

4.13  Compressed Air System ................................................................................................................... 34 4.14  Position Sensing................................................................................................................................... 35 

5  Prototypes...................................................................................................................................... 35 5.1  Plastic prototype .................................................................................................................................... 35 5.2  Final Prototype ....................................................................................................................................... 36 5.2.1  Piston Assembly ............................................................................................................................ 36 5.2.2  Crank Assembly............................................................................................................................. 37 5.2.3  Casing................................................................................................................................................. 39 5.2.4  Pillow Block Assembly................................................................................................................ 40 5.2.5  Engine Mount ................................................................................................................................. 41 

6  Testing............................................................................................................................................. 42 6.1  Open Casing ‐ Model ............................................................................................................................. 42 6.1.1  Manual Test ..................................................................................................................................... 42 6.1.2  Compressed Air Test ................................................................................................................... 44 6.1.3  Open Casing ‐ Prototype ............................................................................................................ 46 

6.2  Closed Casing ‐ Prototype .................................................................................................................. 50 6.2.1  All Piston Seals – Old Seals ....................................................................................................... 50 6.2.2  Half Piston Seals – Initial Design............................................................................................ 51 6.2.3  Piston Seals – New Design ........................................................................................................ 52 6.2.4  Sub – Test A: Quality of Seal ..................................................................................................... 52 

6.3  Sub – Test B: Eliminating Back Stopping Seal Leaks .............................................................. 52 6.3.1  Sub – Test C: Transmitting momentum from one crank to another using higher pressure............................................................................................................................................................ 53 6.3.2  Sub – Test D: Compression cycle – No impact ring ........................................................ 53 

6.4  High Pressure Argon ............................................................................................................................ 54 7  Sealing ............................................................................................................................................. 54 Benchmark Testing........................................................................................................................................... 54 Outer Seals............................................................................................................................................................ 55 Inner Seals ............................................................................................................................................................ 56 

8  Control  System ............................................................................................................................ 57 8.1.1  Solenoid Valve – LabView ......................................................................................................... 57 

8.2  Rotary Encoders ‐ LabView............................................................................................................... 57 8.2.1  Solenoid Valve and Rotary Encoder ‐ LabView................................................................ 58 8.2.2  Pulsating Air ‐ LabView.............................................................................................................. 59 

9  Budget ............................................................................................................................................. 60 10  Design Evaluation ..................................................................................................................... 62 11  Future Considerations............................................................................................................. 63 12  Conclusion................................................................................................................................... 63 APPENDIX A  – Detailed Control System ..................................................................................... 64 User Manual for Engine Testing.................................................................................................................. 65 

Appendix B – Engineering Drawings............................................................................................ 67  

    iv 

List of Figures 

Figure 1 – Cross section view of a conventional IC engine ......................................................................1 

Figure 3 – Torque comparison of IC engine vs. RIICE................................................................................3 

Figure 2 – Cross section of RIICE mechanism ...............................................................................................2 

Figure 4 – Diagram of RIICE combustion cycle.............................................................................................4 

Figure 5: Overrun One‐Way Bearings. Source: Torrington Corporation...........................................5 

Figure 6: Locked One‐Way Bearings. Source: Torrington Corporation. ............................................5 

Figure 7: Ignition Cycle – Single Crank.............................................................................................................6 

Figure 8 ‐ Option 1: Rotating casing with backstopping exterior one‐way bearings................ 12 

Figure 9 ‐ Option 3:  Coaxial one‐way bearings in series with fixed casing (exploded view)13 

Figure 10 – Toroidal, straight three piece piston and exploded three piece piston.................. 14 

Figure 11 – Assembled Piston ........................................................................................................................... 15 

Figure 12 – Piston cup seal [McMaster‐Carr] ............................................................................................. 15 

Figure 13 – Exploded view of final design. .................................................................................................. 17 

Figure 14 – Crank: rear view, front view and crank assembly with pistons................................. 18 

Figure 15 ‐ Friction area on piston seals ...................................................................................................... 19 

Figure 16 – Maximum operating pressure curve of RIICE.................................................................... 20 

Figure 17 – Bearing Housings ........................................................................................................................... 22 

Figure 18 – Casing Left Half and Right Half................................................................................................. 22 

Figure 19 – Cross section identifying areas requiring sealing between rotating parts ........... 23 

Figure 20 Quad‐ring® from Engine Mechanics......................................................................................... 24 

Figure 21 High pressure rotary seal............................................................................................................... 25 

Figure 22 Cross section identifying seals between rotating parts .................................................... 25 

Figure 23 Section of the seal in between the two cranks ...................................................................... 26 

Figure 24 ‐ Revised seal in engine cross section ....................................................................................... 27 

Figure 25 ‐ Schematic of solenoid control.................................................................................................... 29 

Figure 26 ‐ Sinusoidal firing control of solenoid....................................................................................... 30 

    v 

Figure 27 ‐ Open loop control diagram of control system.................................................................... 31 

Figure 28 ‐ Detailed schematic of open loop control............................................................................... 31 

Figure 29 ‐ Control system user interface.................................................................................................... 32 

Figure 30 ‐ Affect of noise on encoder counts ............................................................................................ 34 

Figure 31 ‐ Prototype of RIICE mechanism ................................................................................................. 35 

Figure 32: Piston Assembly. ............................................................................................................................... 36 

Figure 33: Crank Assembly................................................................................................................................. 38 

Figure 34: Crank and Crank Assembly. ......................................................................................................... 39 

Figure 35: Pillow Block Assembly. .................................................................................................................. 40 

Figure 36‐ Engine Mount. .................................................................................................................................... 42 

Figure 37  ‐ Crank piston assembly................................................................................................................. 43 

Figure 38 ‐ Dynamic testing of the RIICE model ....................................................................................... 44 

Figure 39: Sleeve Assembly................................................................................................................................ 47 

Figure 40: Damaged Backstopping One‐Way Bearing............................................................................ 49 

Figure 41: High Quality Backstopping One‐Way Bearing. .................................................................... 50 

List of Tables 

Table 1 ‐ Mechanical Design Requirements ...................................................................................................8 

Table 2 ‐ Budget Documentation and Safety requirements ....................................................................8 

Table 3 ‐ Performance Design Requirements................................................................................................9 

Table 4 ‐ DAQ Pin‐out for Solenoid Valve and Encoders ....................................................................... 31 

Table 5:  RIICE Itemized Cost. ........................................................................................................................... 60 

Table 6: Machining and Fabrication Man‐Hours....................................................................................... 61 

Table 7:  Fabrication Work Division. .............................................................................................................. 61 

    vi 

    1 

1 Introduction 

The  purpose  of  this  project  is  to  test  the  concept  of  the  Rotational  Impact  Internal 

Combustion Engine (RIICE). RIICE is a conceptual rotary engine that is more mechanically 

efficient  than a  conventional  internal  combustion engine.   The device will  be powered by 

compressed air to simulate fuel ignition.  The high‐pressure air forces the pistons to rotate 

about the shaft in one direction, as the pistons are restricted from rotating in the opposite 

direction by the use of one‐way bearings.  The pistons are connected to the drive shaft by a 

crank.  This  arrangement  allows  the  pistons  to  be  perpendicular  to  the  drive  shaft  at  all 

times, a more efficient transfer of energy.  

1.1 Mechanical Efficiency 

There  are  inherent  mechanical  inefficiencies  in  Conventional  reciprocating  internal 

combustion  (IC)  engines  associated with  the  linkage between  the pistons  and  crankshaft. 

Figure 1 shows a cross‐section of an IC engine, which converts a  linear force of expansion 

(F) into a rotational work on the drive shaft.  The torque (T) on the drive shaft is the cross 

product of force F and the radius of the drive shaft (r), described by equation 1. 

€

T = rF sin(θ)     Equation 1 

Figure 1 – Cross section view of a conventional IC engine 

Reciprocating IC Engine, Wikipedia 2007, modified. 

    2 

Equation 1 shows us that the presence of the angle theta (θ) between the F and r reduces 

the  output  torque  a  factor  of  sin(θ).  The  main  advantage  of  the  RIICE  is  the  force  of 

expansion  is  always  applied  perpendicularly  (θ  =  90˚)  to  the  driveshaft,  effectively 

eliminating the sine factor (sin(90˚) = 1) of the output torque, as shown in figure 2.  

     Expansion Force (F) 

                  Crank Radius (r) 

                  Shaft 

Equation 1 becomes: 

€

T = rF     Equation 2 

Thus,  for  the  RIICE  the  torque  is  always  a maximum  throughout  the  entire  length  of  the 

stroke. This advantage is graphically represented in figure 3, which compares the torques of 

the  two engines over  the period 180˚, corresponding to  the output work of  the expansion 

stroke of an IC engine. 

Figure 2 – Cross section of RIICE mechanism 

    3 

Figure 3 – Torque comparison of IC engine vs. RIICE 

1.2 RIICE Concept 

Figure  4  for  is  a  visual  representation  of  the  RIICE  combustion  cycle.    The  RIICE  is 

comprised of 4 pistons, with opposite pistons attached. The expansion (expansion stroke), 

induced by  ignition, will  exhaust  the  gases  from a previous  cycle  (exhaust  stroke),  intake 

fresh  air  from  atmosphere  (intake  stroke)  and  compress  air  from  a  previous  cycle 

(compression  stroke).  At  a  critical  pressure  the  compression  stroke will  provoke  counter 

clockwise rotation in the grey pistons pushing the piston into the ignition position, as seen 

in bottom left. This process  is also aided by an  impact between the two piston halves at a 

specially designed location. This  impact will  transfer kinetic energy from one crank to the 

other. 

0 

1 

0  30  60  90  120  150  180 Unit Output Torque [Nm] 

Angle theta [degrees] 

Torque Comparison 

Reciprocating IC Engine RIICE 

    4 

Figure 4 – Diagram of RIICE combustion cycle 

1.3 One‐Way Bearing 

1.3.1 Fundamentals 

One‐way bearings, work on the principal of opposite relative motion.   If no opposite motion 

exists  between  the  shaft  and  housing  the  one‐way  bearing  is  overrunning  and  does  not 

transmit  torque.   When opposite relative motion exist between the shaft and housing,  the 

one‐way  bearing  locks  and  begins  transmitting  torque  shown  in  Figure  5  and  Figure  6 

respectively.  The design of the one‐way bearings used in the RIICE mechanism is such that 

the bearings do not have an inner race. 

    5 

Figure 5: Overrun One­Way Bearings. Source: Torrington Corporation. 

Figure 6: Locked One­Way Bearings. Source: Torrington Corporation. 

The rollers of the one‐way bearings roll directly on the shaft, with a cage keeping the rollers 

in  place  with  respect  to  the  outer  race.  Figure  5  shows  the  outer  race  of  the  one‐way 

bearings  is  made  of  a  series  of  ramps  located  over  each  roller.    When  opposite  relative 

motion is applied either to the shaft or housing, the rollers essentially climb their respective 

ramp  and  eliminating  any  clearance  that  existed  between  the  shaft,  rollers  and  housing.  

Without any clearance, the rollers can no long rotate, forming solid link between the shaft 

and housing.   This  type of one‐way bearing  requires a hardened shaft  to prevent damage 

shaft. 

1.4 Function 

One‐way bearings serve two fundamental functions in the RIICE mechanism.   First, during 

the  ignition  and  expansion  cycle,  backstopping  one‐way  bearings  prevent  the  reverse 

motion of the back piston.   

    6 

                                   Pin 

    Front Piston                          Back Piston 

  Motion                

                    Crank 

Figure 7: Ignition Cycle – Single Crank 

As  the  compressed  air  fills  the  space  between  the  two  pistons  shown  in  Figure  7  the 

forward  piston  will  be  pushed  forward  where  the  back  piston  will  be  restrained  by  the 

backstopping  one‐way  bearing.    It  is  important  to  note  that  the  blue  pistons  and  the  red 

pistons  are  directly  linked  to  separate  cranks.    Each  crank  and  piston  assembly  rotates 

together with no relative motion between the two halves. 

The  second  function  of  the  one‐way  bearings  is  to  transmit  the  torque.  As  described  in 

Section  1.3  the  force  of  expansion  on  the  pistons  applies  torque  to  the  shaft.    Since  the 

mechanism  goes  through  different  cycles,  the  cranks  transmit  torque  to  the  shaft 

intermittently.  The design of the mechanism is such that the individual cranks apply torque 

to the shaft separately, at different times.  Indexing one‐way bearings are used instead of a 

solid link in this case to apply torque to the shaft, yet still allowing the shaft to continue its 

rotation when no torque is applied.  

    7 

2 Design Requirements 

The team has outlined the following requirements to guide the design of the RIICE.   These 

requirements will be used  to evaluate quantitatively and qualitatively  the performance of 

the completed mechanism. 

• Mechanical:  

o The  engine  shall  be  tested with  a  compressed  air  system.  Compressed  air will  be 

used to simulate the combustion stroke.  

o A working model shall be built to demonstrate the engine mechanism.  

o The engine shall operate by no other means than compressed air.  

• Documentation and Budget:  

o The project shall be completed within the budget approved by the department. 

o Operational instructions shall be included in the final report of the project.   

• Safety:  

o All moving parts shall be enclosed within a  fixed casing (with  the exception of  the 

drive shaft extending from the assembly).  

o Necessary safety procedures of using compressed air shall be followed. 

• Performance:  

o The engine shall rotate at a constant rpm of at least 120 rpm.   

o Tests  of  continuous motion will  be  conducted,  comparing  input  energy  to  output 

energy. The results shall give a definitive answer of the performance of the engine 

mechanism, and determine whether the concept should be pursued further.  

o The mechanism shall be designed to perform for one million cycles.  

o The device should be operable during presentation.  

• Physical Attributes:  

o The engine shall be easily transportable.  

o The  engine  shall  be  designed with  quality,  durability  and  easy  assembly  in mind, 

with efforts to ensure an aesthetically pleasing final product.  

o The engine shall have smaller overall dimensions than a conventional reciprocating 

engine  of  the  same  displacement.  The  package  volume  of  the  engine  shall  be  less 

than 3 cubic feet.   

    8 

2.1 Design Requirement Results 

The following tables outline and detail the design requirements set in the previous section. 

In addition, a pass/ fail evaluation of each requirement is included.  

2.1.1 Mechanical: 

Table 1 ­ Mechanical Design Requirements 

Requirement  Evaluation  Status 

The  engine  shall  be  tested 

with a compressed air system. 

Compressed  air  will  be  used 

to  simulate  the  combustion 

stroke 

Remote  compressed  air  cylinders,  regulator  and 

solenoid  valve  was  used  between  40  and  135  psi. 

Shop compressed air and solenoid at 95 psi also used 

for  testing.  The  simulation  of  the  combustion  stroke 

was completed. 

 PASS 

A working model shall be built 

to  demonstrate  the  engine 

mechanism. 

A  working  model  was  first  built  using  LEGO  and 

turned with LEGO Mindstorm motors to illustrate the 

motion of the RIICE engine detailing how the pistons 

reposition  themselves  each  rotation.  Next  a  rapid 

prototyped  model  with  indexing  and  backstopping 

bearings  was  constructed  to  expose  the  power 

transmission to the shaft. 

 PASS 

The  engine  shall  operate  by 

no  other  means  than 

compressed air. 

Shop air, compressed air and compressed Argon used 

to operate engine:  

 ‐  Shop  air  at  95  psi 

 ‐ Compressed air at 40‐130 psi 

 ‐ Compressed Argon at 130‐250 psi 

 FAIL 

2.1.2 Budget, documentation and safety: 

Table 2 ­ Budget Documentation and Safety requirements 

    9 

Design Requirement  Evaluation  Status 

The  project  shall  be 

completed within  the budget 

approved by the department. 

($1500) 

The  project  was  successfully  completed  at  $1376 

under the budget  approved by the department even 

with  the misalignment  and  eccentricity  of  indexing 

bearings and housing, as well as excessive friction in 

backstopping  bearings  resulting  in  additional 

purchase  of  indexing  bearings,  backstopping 

bearings and re‐fabrication of sleeves (components) 

 PASS 

All  necessary  documentation 

as  stated  in  MECH  4010  / 

4020  Design  Project 

Handbook will  be  completed 

in  full  by  required  deadlines 

as set in the handbook. 

Operational  instructions  are  found  in  the  final 

report. 

 PASS 

All  documents  completed  by 

deadline 

All documents completed and on time.   PASS 

All  moving  parts  enclosed 

within  fixed  casing  (except 

for shaft)  

Final design all rotating parts sealed except shaft   PASS 

Safety procedures followed  All testing followed safety procedures   PASS 

2.1.3 Performance: 

Table 3 ­ Performance Design Requirements 

Requirement  Evalutation  Status 

    10 

The engine shall rotate at a 

constant  rpm  of  at  least 

120 rpm. 

In the open casing test engine sustained 620rpm for 30 

seconds. Closed casing tests show that the pistons can 

turn  one  revolution  of  360  degrees  but  the  friction 

between the pistons and casing is too high. 

 FAIL 

Tests of continuous motion 

comparing  input  to  output 

energy 

Were  not  able  to  compare  energy  produced.  It  was 

possible to determine friction effective pressure. 

 FAIL 

The  results  shall  give  a 

definitive  answer  of  the 

performance  of  the  engine 

mechanism, and determine 

whether  the  concept 

should be pursued further. 

Yes the open case testing has proved that the concept 

of  transmitting  power  to  the  shaft  with  one  way 

bearings and limiting the reverse motion of the pistons 

with  another  set  of  one  way  bearings  functions  as 

expected.  It  was  found  that  the  piston  reposition 

themselves  and  continuous  motion  of  the  engine  is 

possible.  The  further  development  and  potential 

markets  of  the  RIICE  concept  as  a  pneumatic  engine 

and  internal  combustion  engine  for  automotive, 

aerospace,  industrial  applications,  utility  vehicles, 

hybrid  vehicles,  garden  tools  and  outdoor  tools  has 

been investigated. 

 PASS 

Design  for  one  million 

cycles  

No signs of wear on latest iteration   PASS 

Device  should  be  operable 

during presentation  

Engine not operable during the presentation.   FAIL 

2.1.4 Physical Attributes: 

Design Requirement  Evaluation  Pass 

The engine shall be easily transportable  The  engine  can  easily  be  transported by   PASS 

    11 

one person and weighs 20 lbs  

The  engine  shall  be  designed  with 

quality, durability and easy assembly in 

mind,  with  efforts  to  ensure  an 

aesthetically pleasing final product 

Multiple  assemblies  and  disassemblies 

completed  rapidly.  The  engine  is  robust 

and visually appealing. 

 PASS 

The  engine  shall  have  smaller  overall 

dimensions  than a  regular  reciprocating 

engine  of  the  same  displacement.  The 

package  volume  of  the  engine  shall  be 

less than 3 cubic feet. 

Yes, the engine is about 1/5 the size and 

weight of an equivalent  IC engine with a 

cubic volume of 0.159 cubic feet. 

 PASS 

2.1.5 Intellectual Property 

•  The  intellectual  property  of  the  RIICE  Concept  have  been  transferred  to  the  Dalhousie 

University  Industry  Liaison  and  Innovation  (ILI)  office.  A  revenue  agreement  has  been 

arranged with the ILI office.  

3 Design Process 

During the brainstorming design process,  it was  found that  two components,  the one‐way 

bearings and the pistons, influenced the design of all others. One‐way bearings were chosen 

as  the method of  transferring work  from the pistons to  the shaft. The  load rating of  these 

bearings influenced the size of the cranks pistons, and ultimately the overall dimensions of 

the  entire  engine.  The  shape  of  the  pistons  affected  the  cranks,  the  casing  and  sealing 

aspects of the mechanism. The remainder of this section summarizes the design process of 

the pistons and the power transfer of the RIICE mechanism. 

3.1 Power Transfer 

One‐way bearings were chosen to transmit power between the pistons and the output shaft 

to  eliminate  the  need  for  expensive  and  complicated  gear  trains.  Three  options  are 

    12 

presented for the overall configuration of the engine. The final design was found to be the 

most simple, and involved the least amount of part. 

3.1.1 Option 1: Rotating Casing with indexing freewheels on outside 

The first option, as seen in Figure 8, has a ring gear attached to the outside of the housing. 

The housing  is  free  to move with  the motion of  the pistons. The backstopping  freewheels 

are geared to the ring gear and fixed to the ground. One limitation to this design is selecting 

a ring gear that has a sufficient outside diameter to fit around the housing. 

Figure 8 ­ Option 1: Rotating casing with backstopping exterior one­way bearings 

3.1.2 Option 2: Fixed Casing with indexing freewheels inside 

In  response  to  the  limitations  of  the  option  one,  option  two  has  the  ring  gear  inside  the 

housing of the engine that allows for a fixed casing. By having the ring gear on the inside it is 

possible  to  select  a  smaller  gear  that  decreases  the  cost.  In  addition,  the  design  is 

significantly  simplified.  An  inside  ring  gear  is  attached  to  each  crank.  The  backstopping 

freewheels are attached between the inside ring gears and the housing which is fixed to the 

ground. 

3.1.3 Option 3: Fixed Casing with indexing and backstopping one‐way bearings 

With option three it is possible to maintain the backstopping motion by placing the indexing 

and  backstopping  freewheels  coaxially  in  series  around  the  shaft,  seen  in  Figure  9.  The 

    13 

backstopping freewheels have a larger ID allowing them to be connected between the right 

and  left  cranks  and  fixed  to  the  housing.  This  third  and  final  option  is  a  simplification  of 

options  one  and  two by  removing  the  ring  gears  altogether.  Placing  the  bearing  in  series 

allows for a more compact assembly of the RIICE engine block.  In the end it  is possible to 

use less material and build an engine with a smaller displacement.  

Figure 9 ­ Option 3:  Coaxial one­way bearings in series with fixed casing (exploded view) 

3.2 Pistons 

Each piston is designed to transfer the energy supplied by the compressed air system to the 

cranks.    There  are  two  pistons  attached  to  each  crank,  for  a  total  of  four  pistons  in  the 

assembly.  The design of the pistons considered the following: 

• Face shape: round vs. square 

• Manufacturability: toroid vs. square 

The  Wankel  engine  is  a  widely  known,  production  rotary  engine  with  square  shaped 

pistons.  Due  to  the  popularity  of  the  Wankel,  the  first  iteration  of  the  piston  design 

considers  a  square  shape.  The  advantage  of  the  square  shape  is  the  simplicity  of 

manufacturing the casing. The other advantage of considering the Wankel’s square shaped 

    14 

pistons is the issue of sealing has already been addressed. This is done through the use of 

Apex seal, which are essentially flat bar made of hard metal pressed flat against the engine 

casing by a leaf spring. If Apex seals were used in the RIICE, custom seals would be needed, 

which would be an expensive option.  There were also concerns for sealing the sides and the 

sharp  corners of  square pistons.  For  these  reasons,  square pistons were not pursued any 

further. 

3.2.1 Piston shape and Assembly  

Round  pistons  were  chosen  because  a  circle  provides  the  largest  area  with  the  smallest 

perimeter. A  round piston  requires  a  round cylinder and when combined with  the  rotary 

concept of the RIICE, this leads to a toroidal expansion chamber (a hollow donut shape). The 

second design of the piston matched the toroidal shape, as seen in figure 10.  Manufacturing 

toroidal pistons is a challenge. To overcome this challenge, a third design was selected for 

the pistons, also seen in Figure 10.   

Figure 10 – Toroidal, straight three piece piston and exploded three piece piston 

The pistons still have the toroid geometry but are made from three pieces:   the front face, 

the rear face and the center section all made of aluminum 6061‐T6. The front and rear faces 

are identical.  These sections can be seen in Figure 10, piston face on the left, center section 

on the right and an assembled piston can be seen in Figure 11. The two holes on the right 

hand  side  of  the  components  of  Figure  11  are  used  to  assemble  the  piston  using  screws.  

The piston is screwed to the crank via ¼” shoulder screw.  

Toroid  Straight 

    15 

Figure 11 – Assembled Piston 

3.2.2 Piston Seals 

The initial design was to use piston rings to seal around the piston in the toroidal chamber. 

Pistons rings, typically made out of cast iron, come in a variety of standard sizes, are readily 

available and inexpensive. These seemed to be an excellent choice; however the technicians 

raised some issues with regards to wear.   Having cast  iron scraping against the aluminum 

casing will be an issue and an alternate design is to be considered for sealing or casing and 

cranks  shall  be manufactured  out  of  steel.    A  second  suggestion  to  is  to manufacture  the 

pistons out of durable wear resistant polymer such as Acetal or Orlon.  These polymers are 

used  in  bearing  internals  and  have  both  high wear  characteristics  and  considerably  high 

tensile strengths.   This would be  implemented  into  the design of  the pistons by removing 

the grooves  and adding a  recess on  the  edges  to  form a  seal. A  third  suggestion  is  to use 

piston cup seals as seen in Figure 12 to be mounted on each face.  Once pressure is applied, 

the cup seals will expand forming a seal with the casing and acting as a wiper blade.  Further 

research is required in these fields and the design is changing accordingly. 

Figure 12 – Piston cup seal [McMaster‐Carr] 

Evaluating the three possible piston face designs, the team decided to go forwards with the 

second  option:  Fabricating  piston  faces  using  Acetal.  Conventional  piston  rings  used  in 

internal combustion engine are typically made from cast iron.  Since the RIICE design uses a 

aluminum casing, conventional piston rings would have caused excessive wear of the casing 

eventually leading to compressed air leakage or seizure.   

    16 

The  third  option,  piston  cups,  was  not  chosen  because  they  are  an  off‐the‐shelf,  non‐

modifiable  component.    Typically  off‐the‐shelf  components  are  preferred  since  they  are 

simpler  and do  not  require  design,  only  selection.    In  this  case,  it was  unknown how  the 

engine would perform therefore having the option to modify the piston seal was critical.  In 

addition, there was some concern that due to the large cup area, when energized the piston 

cup seal would provide a significant amount of friction. 

Initially,  energized  piston  faces  were  designed  and  manufactured.    The  concept  of  this 

sealing method was that when compressed air was applied to the piston face the seal would 

energize,  the seal  lip would expand  thus preventing  the compressed  from  leaking.    It was 

found  that  the  seals  had  to  be manufactured with  very  tight  tolerances  (±  0.0005  in)  to 

achieve effective sealing.  It was originally  thought  that  the Acetal  could be oversized, and 

would squeeze into the chamber. It was discovered the material is not as elastic as required 

under the desired operation of the piston faces, and therefore a more elastic material may 

be recommended for this method of manufacturing.  

The piston faces were modified in order to achieve maximum sealing while minimizing the 

friction of the piston when contacting the walls of the casing and crank.   The pistons were 

precisely manufactured  to  the  cross  sectional  area of  the  toroidal  chamber.    Furthermore 

the lip width was decreased significantly to minimize friction, but maintain sealing.  

3.2.3 Piston Mounting 

The stress on  the screw was calculated with  the worst‐case scenario where  the  friction  is 

neglected.    This  means  there  is  no  load  sharing  of  the  screw  force  and  clamp  force; 

therefore,  the  screw  takes  the  entire  load.    The  direct  shear  stress  on  the  screw  was 

calculated using: 

€

τ =VA    Equation 3 

€

τ = 2.7 ksi

The yield  stress of an SAE grade 1 screw  is 36 ksi  therefore shear  stress  is not a  limiting 

factor in our design. 

    17 

4 Final Design 

With  the  power  transmission  and  pistons  design  and  finalized  the,  the  remaining 

components have been designed to match.  The remaining components include; the cranks, 

the impact rings the bearing housings and the casings. These are all components that must 

be manufactured and are identified in figure 13. There are also several components that will 

not be manufactured  that are crucial  to  the operation of  the engine. They are:  the control 

system, air system and sealing aspects. 

Figure 13 – Exploded view of final design. 

4.1 Cranks 

The purpose of the cranks is to transmit torque from the piston to the shaft.  The cranks are 

connected  to  the shaft via  two one‐way bearings.   These one‐way bearings,  referred  to as 

indexing freewheels, engage when torque is applied to a crank.  Furthermore, the indexing 

freewheels allow the shaft to continue rotate if the cranks are stationary.  For the location of 

these components on the crank refer to drawing M200 in Appendix B.  

    18 

          Figure 14 – Crank: rear view, front view and crank assembly with pistons 

During expansion,  one  crank  is prevented  from rotating backwards by an additional  one‐

way  bearing,  known  as  the  backstopping  freewheel.    The  backstopping  freewheels  are 

mounted on the crank and press fit into the bearing housing.  The mounting and housing of 

the indexing and backstopping freewheels require a hardened surface.  Since the cranks are 

made  from  aluminum,  a  steel  collar  is  press  fit  onto  the  cranks where  the  backstopping 

freewheels attach. The collar and crank assembly can be seen in Figure 14.   This assembly 

may require a keyway between the crank and collar, which has not yet been included in the 

design.  

4.1.1 Crank Friction 

In designing the RIICE concept, the friction between the pistons and cranks was taken into 

consideration.  In  order  to  approximate  the  friction  of  the  pistons  on  the  cranks,  it  was 

assumed that the friction is similar to a conventional internal combustion engine. This is a 

reasonable  assumption  because  the  RIICE  concept  uses  the  compression  rings  from  a 

conventional  engine  to  seal  the  expandable  chambers.  It  was  found  that  an  approximate 

rule for estimating ring friction is that each compression ring contributes about 1 psi MEP1.  

This was interpreted as requiring 1 psi of pressure on the piston face to overcome friction, 

which was  used  to  calculate  the  net  frictional  torque  on  each  crank,  as  described  in  the 

following paragraphs. 

The pistons are attached to the crank with socked head cap screws as illustrated in Figure 

15. This means that each piston seal moves against the opposite crank and casing surfaces, 

but does not move  against  the  surface of  the  crank  it  is  attached  to.  Each  crank  takes up 

    19 

25% of  the seal area. Therefore,  there  is  friction acting on 75% of  the seal surface, which 

corresponds to a 0.75 psi of friction per piston ring.   

 Figure 15 ­ Friction area on piston seals 

With a piston diameter of 1.3 in. centered at a radius of 1.75 in. from the drive shaft, 0.75 psi 

corresponds to a resistance torque of 1.74 in‐lb per piston ring. With 4 seals per piston and 

2 pistons per crank, there is a net frictional torque equal to 14 in‐lb per crank. In order to 

account for friction of the seals between the cranks, and the rolling friction of the bearings, 

this frictional torque was doubled to equal 28 in‐lb per crank.  

Note  that  the  compression  ring  material  may  be  changed  to  a  polymer  seal  material  as 

discussed  in  the  sealing section. This method of  sealing  is not dramatically different  from 

the original method chosen, and the estimated frictional torque should be within the same 

range.  

The overall size of the mechanism is governed by two main components:  the cranks and the 

pistons.  The limiting torque rating of the one‐way bearings dictates the maximum torque of 

the RIICE mechanism. Curves for the maximum operating pressure of the mechanism have 

been derived to identify the optimal piston size and crank radius.  The maximum torque is 

equal  to  the  applied  force  through  the  center  of  the  piston  times  the  crank  radius.    The 

maximum  operating  pressure  term  is  introduced  by  replacing  the  applied  force with  the 

product of the maximum operating pressure and piston cross sectional area. 

This derivation yields the following equation: 

    20 

€

Pmax =4Trπdp

2

Equation 4 

Where: 

Pmax is maximum operating pressure 

Tr is the limiting torqure rating 

r is the crank radius from center of shaft to center of piston 

dp is the piston face diameter 

A  flat  piston  face  was  conservatively  assumed  in  the  derivation  of  the  above  formula.  

Figure16 shows two maximum operating pressure curves from the above equation. 

Figure 16 – Maximum operating pressure curve of RIICE 

0 

50 

100 

150 

200 

250 

300 

350 

0  1  2  3  4  5  6 

Maximum Pressure (Pmax) ­ psi 

Piston Diameter (dp) and Crank Radius (R) ­ in 

Maximum Operating Pressure as a Function of Piston Diameter and Crank 

Radius 

Pmax Vs. R 

Pmax Vs. dp 

Maximum Operating Point 

Maximum Operating Point 

    21 

The blue curve  in Figure 16  represents  the maximum operating pressure as a  function of 

crank radius with a fixed piston diameter of 1.3in. The red curve in figure 16 represents the 

maximum operating pressure as a function of piston diameter with a fixed crank radius of 

1.75in.   The two maximum operating points are the points at which the piston diameter is 

1.3in  and  the  crank  radius  is  at  1.75in.    At  these  operating  points  the  mechanism  can 

operate  at  a  maximum  pressure  of  177.5psi.    At  a  pressure  higher  than  177.5  psi,  the 

indexing one‐way bearing will begin  to slip on  the output shaft.   The chosen crank radius 

and piston diameter are 1.75in and 1.3in respectively. 

4.2 Impact Rings 

The  impacts  rings  are designed  to prevent damage  to  the pistons  and  to promote  energy 

transfer between  them during start up as well as  transferring kinetic energy between  the 

cranks.   The impact rings will be mounted between cranks, one on each front face of each 

crank. The rings shall prevent the pistons from impacting one another by and a wider arc 

length than the pistons inner radius, insuring the impacts rings contact and the pistons do 

not. 

4.3 Bearing Housings 

The bearing housings, also referred to as pillow blocks, are used to house the external radial 

ball bearings of  the mechanism.   These radial ball bearings take the radial  load applied to 

the  indexing  and  backstopping  freewheels  and  to  keep  the  shaft  true with  respect  to  the 

cranks  and  freewheels.    As mentioned  in  the  previous  section  the  bearing  housings  also 

serve as a ground for the backstopping one‐way bearings.  The bearing housings screw onto 

the casing as shown in drawing M200 of Appendix A.  The front and rear view of one of the 

two bearing housing and radial ball (shown in green) bearing assembly is shown in Figure 

17.   

    22 

Figure 17 – Bearing Housings 

4.4  Casing 

The  casing  of  the mechanism  is  comprised  of  two  halves.    Each  half  covers  a  crank  and 

piston assembly as shown in drawing M200 of Appendix A.  The functions of the casing are 

to ground the cranks, and both cover and seal the upper half of the pistons not covered by 

the  cranks.  The  bearing  housings  are  bolted  onto  the  casing,  thus  anchoring  the 

backstopping  loads.  Furthermore,  the  casing  holds  all  the  internal  components  of  the 

mechanism together. The casing will be machined from aluminum 6061‐T6 and will have a 

fillet featured to match the circular face of the pistons.   A series of 12 bolts will  fasten the 

two halves of the casing together with an o‐ring to prevent and air leaks. The casing will be 

mounted to a base on 2 of these bolts. The base has yet to be finalized, but will securely hold 

the RIICE mechanism in place. The casing will also have the tapped holes for the air input, 

exhaust and intake, as shown in Figure 18. 

Figure 18 – Casing Left Half and Right Half 

Air Input 

Exhaust 

Intake 

    23 

4.5 Sealing 

4.6 Initial design 

Figure 19 is half the cross section that shows the location of the most  important areas for 

sealing rotating parts.  These areas are circled at the edges and in the center.  Note, only one 

of the two halves of the casing is shown for clarity. The sealing of these areas are critical in 

order to maintain high compression ratios by reducing air leaks to a minimum.   

Figure 19 – Cross section identifying areas requiring sealing between rotating parts 

The  first  type  of  seal  that was  looked  at was  conventional O‐rings.    O‐rings make  a  good 

seal; however, they are bad if there is any movement in the axial direction.  Movement in the 

axial direction may damage the O‐ring due to twisting and excessive wear.  The way O‐rings 

    24 

work is by placing them in a groove and then deform their shape by squeezing them.  This 

deformed  shape  will  fill  in  the  groove  and  consequently  seal.    Squeezing  the  O‐ring  is 

difficult to do in this design due to the friction produced between rotating parts. 

The second type of seal that was looked at was the Quad‐ring®; this is shown in Figure 20.  

The Quad‐ring® does not spiral or twist due to the presence of corners.  They are generally 

harder than O‐rings and can fit in the same groove of the same size.  Quad‐rings® seal the 

same way as the O‐rings do and therefore will produce high frictions. 

Figure 20 Quad­ring® from Engine Mechanics  

[www.tpub.com] 

The third type of seal that was looked at was elastomer energized plastic seals. Figure 21 is 

a  figure  from  the  book  Seals  and  Sealing  Handbook  by  Robert  Flitney.    This  seal  is 

categorized  as  a  high‐pressure  double  acting  seal  that  prevents  fluid  from  leaking  from 

either way; it consists of two parts: an O‐ring and a PTFE dynamic component.  The seal is 

energized  due  to  an  O‐ring  that  acts  as  a  spring  and  keeps  the  dynamic  component  in 

contact with the surface.  The grooves provide smaller surface contact to reduce friction and 

are designed to eliminate any leakage through, by trapping the fluid. 

    25 

Figure 21 High pressure rotary seal 

[Trelleborg Sealing Solutions and Freudenberg Simrit] 

Figure 22 shows how the elastomer energized plastic seal was implemented into the design.  

The grooves will be filled with grease to reduce friction and trap the air.  Sealing in between 

the  cranks  is  quite difficult  due  to  the  cranks  rotating  intermittently.   While  one  crank  is 

rotating, the other is stationary and a proper seal is to be maintained.  The seal in between 

the  cranks  is  one  part  and  is  required  to  seal  the  other  two;  therefore  two  O‐rings  are 

required  to maintain  seal  contact with  the  surface.  Figure 23  shows what  the  center  seal 

would look like. 

Figure 22 Cross section identifying seals between rotating parts 

    26 

Figure 23 Section of the seal in between the two cranks 

4.7 Design Revisions 

4.7.1 Outer Seals 

The first seal tested was press fit into the casing, with an o‐ring located on the exterior face, 

between  the  seal  and  a  shoulder  on  the  casing.  This  formed  an  effective  static  seal,  but 

required 3.1 ft‐lbs of torque to turn the crank in the casing. It was concluded that the reason 

for this is that the seal was constrained radially and axially by the crank/ casing assembly. 

This caused the seal to rub excessively on the outside diameter and the face of the shoulder 

of  the  crank.  In  order  to  eliminate  one  of  these  constraints,  it  was  recommended  to 

undersize the seal axially, and press fit the seal on the crank, with an o‐ring located on the 

interior  face  between  the  shoulder  on  the  casing  and  the  seal.  This  eliminated  the  axial 

friction from the seal, but may reduce the sealing effectiveness. However, it was estimated 

that, as the pressures being used are relatively low (100 psi range), the sealing would not be 

compromised. 

The second seal tested was designed to press fit onto the outer diameter of the crank, with 

an o‐ring between the shoulder of the crank and the seal. The outer surface of the seal forms 

a dynamic seal with  the casing bore, and  in order  to reduce  the contact area between the 

seal and the casing bore, two groves were added on the outer surface of the seal. The seal 

design can be seen in Figure 24. The outer diameter of the seal was originally cut to 3.500 

in., and the inner diameter to 3.200 in. It was observed that the seal could rotate easily  in 

the casing or crank when inserted independently. However, when the seal was fit between 

the casing and crank, the torque required to turn the crank was excessive. Therefore, it was 

recommended to undersize the outer diameter of the seal by 0.030 in. to 3.470 in. 

    27 

The third seal tested was designed to the specifications of the previous recommendations. 

The torque required to turn the crank in the casing was measured as 2.1 ft‐lbs. This method 

does not fully seal the casing at higher pressures, but when 60 psi is applied to the engine, 

the flow resistance is 41 psi, 1 psi above the measured benchmark value of 40 psi.  

Figure 24 ­ Revised seal in engine cross section 

4.7.2 Inner Seals 

The design modifications made to the outer seals were applied to the inner seals. The seals 

were originally intended to have o‐rings energize the seal to the inner bore of the crank. It 

was found from the outer seal testing and refinement, that this design had an excess amount 

of friction. Therefore, the final design used for the outer seal, was applied to this application. 

In particular,  the seal  is designed to press‐fit  into one crank, and undersized on the other 

crank. This creates a static seal on one crank, and a dynamic seal on the other. In addition, 

grooves are cut into the contacting surface of the dynamic seal to further reduce the friction.  

    28 

4.8 Control System 

4.9 Theory 

The purpose of the control system is to accurately deliver compressed air to push pistons 

and  to  measure  the  location  of  the  pistons  as  they  rotate.  The  control  system  uses  two 

rotary encoders to measure the location of the pistons. These encoders are mounted on the 

casing and connected to the cranks by a one‐to‐one gear ratio. A solenoid valve is connected 

to the top of the engine to control flow from a supply of compressed air. LabView was the 

programming language used to control the interaction between these components.  

The main design requirement of the control system was to fire two pulses of compressed air 

per  rotation  of  each  crank.  Through  the  development  of  the  controller,  various 

improvements  were  taken  into  consideration  to  optimize  the  functionality.  These 

developments will be explained below. 

4.10 Development 

The  solenoid  that was used was  a 12V,  150psi max  solenoid  valve  that  is  normally  open, 

meaning when not energized,  the valve  is open. Thus to close the vale,  the control system 

must continuously supply power to the solenoid. 

The first task of the control system was a simple program to turn on and off of the solenoid 

valve.  This  was  achieved  by  the  use  of  a  relay  switch  to  control  the  12V  supply  to  the 

solenoid.  Since  the  DAQ  card  only  outputs  5V,  a  digital  pin  signal  opened  the  relay, 

supplying 12V to the solenoid, which in turns closes the valve. Like wise, the valve is opened 

by a digital  signal  that  switches  the relay, disconnecting  the 12V supply. Figure 25 shows 

the control of the solenoid as described. 

    29 

Figure 25 ­ Schematic of solenoid control 

The rotary encoders are used to measure the angular position of the pistons as they rotate. 

The encoders used, output 1000 digital pulses per revolution. The output of the encoder is 

read  by  a  counter  port  in  the  DAQ  card  and  read  into  LabView.  In  the  program,  angular 

position in radians is calculated as follows: 

    Equation 5 

Boolean logic, true or false statements, is a large part of LabView programming. Since on/off 

programming is easiest way to operate, the firing control was designed in the same manner. 

Since the piston motion is cyclic, the optimal logic for the firing control is to use a periodic 

triggering method. To do this, the angular position in radians was converted to a sine wave. 

Since  the  sine  wave  always  oscillates  between  1  and  ‐1,  the  Boolean  logic  can  be 

programmed to fire the when the sine of the angular position is either greater than or less 

than  a  desired  value.  This  control  method  gives  the  desired  two  firings  per  encoder 

revolution  and  is  always 180°  apart,  corresponding  to  the  two pistons  that  are  also 180° 

apart.    To  optimize  the  control  of  the  firing,  an  offset  was  introduced  into  the  angular 

position firing control.  

!

"rad

= counts#2$

1000

    30 

Figure 26 ­ Sinusoidal firing control of solenoid 

This offset or phase shift (seen in Figure 26 ‐ Sinusoidal firing control of solenoid allows the 

Boolean control  to use  the positive aspects of  the  local maxima and minima, but  the  shift 

eliminates the need for pistons to be at the same location. The two flat dashed lines at 0.5 

and  ‐0.5  in  Figure  26  represent  the  triggering  values  for  the  solenoid.  When    is 

greater than or less than those line, the valve opens and delivers a pulse of air. These firing 

positions are sine of the offset, thus when the user manipulates the offset to fire sooner or 

later,  the  trigger  values  decrease  (corresponding  to  a  longer  pulse  of  air)  or  increase 

(shorter pulse of air) respectively. 

The  last  optimization  of  control  system  was  the  ability  to  reset  the  counts  with  each 

increment  of  the  index  pulse  from  the  encoder.  Since  LabView  simply  counts  the  rising 

edges  of  the  digital  waveform  graph  of  the  encoder,  and  this  counts  starts  at  zero  and 

increase as long as the encoder is rotating, there is no way of knowing the exact location of 

this piston. The location of the  index is  fixed on the encoder and is aligned with the firing 

!

sin(")

    31 

position  of  the  piston.  This means  that  no mater where  the  piston  starts,  once  the  index 

count  increments  the  count will  reset  and  the operators knows  the  location of  the piston 

and  can  thus  trigger  the  air  reliably,  knowing  that  it  is  always  triggering  in  the  correct 

position. 

4.11 Final Control 

The  final  design  incorporates  all  of  the  above  features  to  create  an  open  loop  control 

system. This is represented in Figure 27 with a more detailed break down in Figure 28. 

Figure 27 ­ Open loop control diagram of control system 

Figure 28 ­ Detailed schematic of open loop control 

The final system uses a manually adjusted regulator to regulate the pressure to a maximum 

of 130psi. The maximum operating pressure for the solenoid valve is 150psi.  

Table 4 ­ DAQ Pin­out for Solenoid Valve and Encoders 

Solenoid Valve  Encoder 1  Encoder 2 

Relay  Ground 

(1) 

Port 33 

(Digital ground) 

5V  Port 35 

Digital 5V 

5V  Port 34 

(Digital 5V) 

Relay  Switch 

(2) 

Port 27 

(Digital line 0) 

Ground  Port 33 

(Digital ground) 

Ground  Port 24 

(Digital 

Ground) 

    32 

Relay  Ground 

(3) 

Port 33 

(Digital ground) 

Quadrature 

A 

Port 47 

(Counter 0) 

Quadrature 

A 

Port 41 

(Counter 1) 

Relay  Switch 

(4) 

Port 25 

(Digital line 1) 

Index  Port 29 

(Digital line 2) 

Index  Port 26 

(Digital line 4) 

Table 4 details the pin‐out of the DAQ card to the various components required to in for the 

control  system.  The  LabView  program  entitled  “Main  Control  Rev  3.vi”,  processes  all  the 

necessary data  to  achieve  the desired  control  operations.    A  copy of  this  program  can be 

seen in Appendix A.  

Trigger Values 

Offset                        

                               Slider 

Figure 29 ­ Control system user interface 

Figure  29  shows  the  graphical  user  interface  for  the  main  control  program.  The  main 

features of  this  interface are the real  time  interactive slider on the right side,  the encoder 

counts in middle in bold number and the graph. The slider is used to set the offset, which as 

mentioned earlier sets the trigger values for the solenoid. There is a green LED light to show 

whether  the  valve  is  open  or  closed.  The  Graph  outputs  the  sinusoidal  function  of  the 

counts; from this the user can clear determine when the piston is in the firing position. 

This control system was an effect method of pulsating air based upon the encoder counts. 

The  full  system  assembly,  consisting  of  the  air  supply,  solenoid  valve,  encoders,  control 

    33 

program and engine was only tested once. The lack of testing of the full control system was 

due  to  the  team’s dedication  to achieve continuous rotation before  implementation of  the 

control. Different controllers, comprising of the same logic, but not as extensive, were used 

to  complete  the  testing. When  the  full  control  system was  implemented  the  same  effects 

occurred where the engine would stall before the back piston would move into the correct 

firing location. Thus, although all the individual components of the system were successfully 

tested, the full control system was never completely validated. 

4.12 Future Recommendations 

The  largest  challenge  during  the  creation  of  the  control  system  was  the  ability  for  the 

controller to recognize the locations of the piston during start up. This was overcome by the 

using  the  index pulse  to  reset  the  counter on  the  first  rotation. The difficulty when doing 

this was  the  DAQ  card  only  had  two  counter  ports,  not  the  required  4. Wiring  the  index 

pulse  into a digital  line of  the DAQ card solved this problem. This method worked well at 

slow rotation speed (less than 60rpm) but was not as reliable at higher speed (greater than 

60rpm) as the program would miss the index pulse occasionally.  A DAQ card with at least 

four counter ports would greatly increase the reliability, as the index pulse can be measure 

at high angular speed if measured in a counter port. 

The maximum pressure of  the solenoid valve also  limited  the control  system. With a max 

rating of 150psi, the valve couldn’t not be tested using pressure sources greater that 150psi. 

This  fact  limited  the  upper  range  of  pressures  during  the  testing  phase  of  the  engine 

development, forcing the team to open and close a manual valve to test at high pressures. 

The final recommendation observed during the controller development was the occasional 

impact  of  noise  in  the  system.  It  was  observed  that  when  the  unshielded  wires  of  the 

encoders were  in  close proximity of  the  solenoid,  there would often be  jumps  in  encoder 

counts during valve actuation. 

    34 

Figure 30 ­ Affect of noise on encoder counts 

The sharp drop in the sin(theta) value in Figure 30 was caused by the noise of the solenoid 

valve. This sharp drop can have a detrimental affect on the control since the timing of the 

engine  is  based  off  the  encoder  counts,  this  error  could  cause  misfiring  and  unwanted 

behavior  of  the  engine.  This  can  be  solved  by  two methods.  One,  by  resetting  the  counts 

with  the  index,  insuring  no  more  than  one  rotation  is  affected  and,  two,  using  shielded 

wiring for the encoders that will prevent noise affecting the counting signal. 

4.13 Compressed Air System 

The compressed air  subsystem  is  comprised of  the air  supply,  the air delivery equipment 

and the control system, designed with the goal of bringing the operation of the engine from 

start  to steady‐state. This system will control  the rotation of  the engine and ultimately  its 

power  output.  The  logic  behind  the  controller  is  based  upon  sensing  the  position  of  the 

pistons and when they are in the correct locations to inject air. The air inlet and exhaust are 

fixed  locations  and  by  monitoring  the  pistons  locations  relative  to  these  positions,  the 

controller  can  vary  the  amount  of  air  injected  to  ensure  full  rotation  of  the  pistons  and 

continuous engine operation. The air supply will be a scuba tank, regulated by a computer 

controlled  solenoid  valve.  The  components  will  interface  with  a  controller  designed  in 

LabView. 

    35 

4.14 Position Sensing Rotary encoders on mounted concentrically to each crank, which gives continuous data of 

piston  location.  This  allows  for  more  precise  controlling  of  the  air  input,  resulting  in 

smoother, more efficient power output from the engine. Due to size restraints, cost and the 

manufacturing complexity, a regular absolute rotary encoder with a single output shaft will 

be used. This shaft of the rotary encoder will be attached to the crank through a one‐to‐one 

gear train. This gives more flexibility in the mounting location and wiring connections of the 

encoder. The gear train will be an added cost, but cost savings from switching from a hollow 

to a shaft encoder is superior. 

5 Prototypes 

5.1 Plastic prototype 

In order to build a model, the cranks and pistons were rapid prototyped.   They were then 

assembled as shown in Figure 31.  The model was mounted using Lego and was attached to 

gears that were controlled by motors to mimic the operation of the RIICE mechanism. 

Figure 31 ­ Prototype of RIICE mechanism 

    36 

5.2 Final Prototype 

In this section, the final built prototype of the RIICE engine will be discussed in detail. The 

major components are explained  in  the sections below  including photographs.   The RIICE 

engine is composed of the following major components: 

• Piston Assembly – Quantity of four • Crank Assembly – Quantity of two • Casing Assembly – Quantity of two • Pillow Block Assembly – Quantity of two • Engine Mount – Quantity of two 

5.2.1 Piston Assembly 

A total of four pistons are used in the RIICE engine.   Two pistons are bolted to each crank 

180  degrees  apart.    The  purpose  of  the  pistons  is  to  transfer  the  energy  supplied  by  the 

compressed air to the cranks.  Each piston is made of two components:  The piston and its 

face seal.  These components are shown in Figure 32. 

Figure 32: Piston Assembly. 

    37 

The piston  is machined  from aluminum and  it  is  this part  that bolts  to  the crank.   On  the 

trailing end of the piston is a face seal.  This seal is screwed into the piston and prevent the 

air from passing between the piston and the surrounding walls.  This assembly is shown in 

Figure 32. 

The  actual  aluminum piston never  comes  in  contact with  any  rotating  face  thus  reducing 

friction.  This is achieved by inserting an o‐ring between the crank and piston.  

5.2.2 Crank Assembly 

Each  crank  is  used  to  convert  the  expansion  force  applied  to  the  piston  to  torque.    Each 

crank forms half of the bottom toroidal piston chamber.  Keyed into the innermost surface 

of the crank is a sleeve that transmits the torque of the crank to a set of indexing one‐way 

bearings that are pressed into the sleeve.  These indexing one‐way bearings in turn transmit 

the applied  torque  to  the driveshaft of  the RIICE engine.   On  the outermost section of  the 

sleeve is a hardened steel collar that provides a rolling surface for the backstopping bearing.  

The crank assembly is illustrated in Figure 33. 

    38 

Figure 33: Crank Assembly. 

Each  crank  applies  torque  to  the  driveshaft  of  the  RIICE  engine  through  the  sleeve  and 

indexing  one‐way  bearing  assembly  at  intermittent  intervals.    As  one  crank  assembly 

rotates, thus rotating the driveshaft, the other crank assembly remains stationary.  Once one 

crank  has  completed  a  stroke,  its  remaining  energy  is  transmitted  to  the  other  crank 

assembly  using  impact  rings  located  on  the  innermost  face  of  the  crank  assembly.    The 

indexing one‐way bearing allows the shaft to rotate freely when torque is no applied.  This 

enables the momentum of the engine to be conserved. 

Located  between  the  crank  assemblies  is  an  inner  seal  that  prevents  compressed  air  to 

escape in this location.  The inner seal is design to be stationary on a crank while allowing 

the other crank to rotate with respect to itself.  Another seal, the outer seal, is located on the 

outermost section of the crank, between he crank and casing.  This seal prevents air leakage 

    39 

between  the  rotting  crank  and  the  fixed  casing.    In  addition  a  thrust  bearing  provides  a 

smooth rolling surface between the two innermost crank faces.   

5.2.3 Casing 

Each  casing  is  mounted  over  a  crank  assembly  closing  the  toroidal  piston  chamber.  The 

casing  provides  mounting  points  for  the  engine  mount,  pillow  block  assembly  and  shaft 

encoders.  Furthermore, the casing is used to clamp the crank assemblies together.  A total 

of twelve bolts located thirty degrees apart are used to provide the required clamping force.  

Figure  34  shows  the  two  halves  of  the  engine’s  casing  enclosing  the  crank  assembly 

discussed in the previous section. 

Figure 34: Crank and Crank Assembly. 

From Figure  34,  one  can  observe  that  the  casing  incorporates  three  ports:    The  injection 

port,  the  exhaust  port  and  the  intake  port.    The  injection  port  is  used  to  allow  the 

    40 

compressed  air  to  enter  the  engine.    Simulating  the  four  strokes  of  conventional  internal 

combustion  engines,  the  exhaust  port  is  used  to  remove  air  from  the  engine  after  it  has 

produced  useful  torque.    The  intake  port  is  used  to  draw  fresh  air  into  the  engine  in 

preparation for the compression and power stroke of the engine. 

5.2.4 Pillow Block Assembly 

The Pillow Block is attached to the casing using four bolts.  As shown in Figure 34 the pillow 

block  is  mounted  over  the  protruding  section  of  the  crank  sleeve.    Pressed  into  the 

outermost  surface of  the pillow block  is a  radial ball bearing used  to  take any  radial  load 

applied to the engine.  These bearings are also used to keep the shaft true with respect to all 

the other engine components.   Also pressed into the pillow block is the backstopping one‐

way bearing.  The pillow Block Assembly can be seen in Figure 35. 

Figure 35: Pillow Block Assembly. 

    41 

The backstopping bearings are to use to prevent the crank that does not transmit power to 

the driveshaft from rotating backwards.  This is achievable since the backstopping one‐way 

bearings are pressed into the pillow block that in turn is grounded using the casing.  As the 

compressed air enters the toroidal piston chamber, the expansion force is equally applied to 

the fore piston and the back piston.   The fore piston will move and produce useful torque 

via the crank and indexing one‐way bearings.  The expansion force prevents the back piston 

from rotating forward with the fore piston.  This piston is also restricted from moving in the 

opposite direction by  the backstopping bearing.   Therefore,  the back piston and  its  crank 

assembly will remain stationary until an energy transfer occurs between the moving crank 

and the stationary crank. 

5.2.5 Engine Mount 

The engine mounts are used to secure the engine while it is in operation.  An engine mount 

is shown  in Figure 36. The engine mounts also provide a study base  for  the engine.   Each 

mount bolts into the two half of the engine casing at opposite side of the casing itself.  A slot 

at the outermost section of the casing allows for the installation of each engine mount.   

    42 

Figure 36­ Engine Mount. 

6 Testing 

6.1 Open Casing ‐ Model 

6.1.1 Manual Test 

Objective: 

Test the arrangement of the drive train assembly to verify: 

• The backs piston stays stationary when force is applied. • The forward piston rotates forward and transmits torque to the driveshaft.  • Cranks can be rotated intermittently. 

Method: 

• The drive train was assembled using the model of the crank and piston assembly.  Team member manual applies force to the back piston to engage the backstopping 

    43 

piston. Team member manually applies force to the forward piston to engage indexing bearings and transmit torque from piston to the shaft via the crank. 

• High‐pressure air was used to apply force to the pistons in a similar method as described above. The air was applied at different orientations to determine how assembly of the pistons, cranks and bearing would react. 

Figure 37  ­ Crank piston assembly 

Results: 

1. The manual operation of the bearings successfully proved that when a force is applied to 

the back piston, the backstopping piston engages immediately with no backlash. This shows 

then piston crank assemblies will not rotate in the wrong direction during operation of the 

engine. 

When  a  manually  applied  force  was  applied  to  the  forward  piston,  the  indexing  bears 

successfully grabbed the shaft and torque was transmitted from the pistons to the shaft. It 

was also proven that when one crank assembly rotated forward, the other crank assembly 

did not move. This proved that when the  indexing bearings were not engaged the shaft  is 

free to rotate in the same forward direction. 

2. When a pulse of compressed air at 50psi was shot at the piston from a vertical position, as 

shown in Figure 37, the back piston stayed in the same position, while the forward piston 

    44 

rotated forwards. This proved the backstopping bearing can hold the piston in place against 

the force of air and the torque can be transmitted from the forward piston to the shaft.  

6.1.2   Compressed Air Test 

Objective:    

Use  compressed  air  to  continuously  turn  the  model  to  evaluate  the  energy  transfer  and 

dynamic characteristics between the two piston crank assemblies. 

Method: 

Compressed  air  at  75psi  was  shot  at  the  model  with  the  full  drive  train  in  place.  The 

solenoid valve was held horizontally with the pistons positioned 90° apart as in Figure 38A. 

The air was turned off and on and the angle was adjusted to see the different effects. 

Figure 38 ­ Dynamic testing of the RIICE model 

    45 

Results: 

1.  When  the  compressed  air  was  turn  on,  the  pistons  in  Figure  38A  started  to  turn 

clockwise,  Figure 38B. When  the  forward moving  crank  impacted  the  stationary  crank  in 

Figure 38C, the kinetic energy of the forward piston set was transferred to the back piston 

set. This energy transfer pushed the back piston set into the path of compressed air.  

2. We  see  that  piston  set with  no  bolts  visible,  in  Figure  38D,  is  in  the  same  back  piston 

location. This replacement of the back pistons occurred every rotation, and is a key factor in 

giving continuous rotation. 

3. There is continuous shaft rotation as the two cranks rotate intermittently. 

4. A rotational speed of 620rpm was achieved. 

5. The compressed air pressure of 75psi allowed for a potential torque of 175in·lb. Combing 

this with the 60psi it took to induce rotation from test 1, there was and estimated 35in·lb of 

torque applied to the drive shaft. When rotating at 620rpm, this torque led to an estimated 

power of 0.35hp. 

Backstopping Bearings 

Objective:  

Evaluate the performance of the new set of backstopping bearings. 

Method:   

The full assembly of the engine was used minus the casing. The pillow blocks were mounted 

to  a  temporary  stand  that  was  clamped  to  the  tabletop.  Air  was  shot  at  the  pistons  at 

various pressures,  starting  low and  increasing  to a maximum of 80psi. This was a  similar 

test set up as test 2, save the prototype was used in place of the model. 

Results: 

1. The new backstopping bearings have far less friction than the old set. 

    46 

2. Rotation was induced in the setup at a pressure 50psi.  

3.  When  the  air  was  applied  on  piston  would  start  to  rotate  and  the  other  would  stay 

stationary. When the impact between the two pistons occurred, the two pistons would hit 

and stick and start to rotate together about the shaft. The cause of this was believed to be 

the  lack  of  friction  in  the  backstopping  bearings.  The  lower  friction  allowed  the  crank 

assembly to continue to rotate when energy was transfer between the two cranks. 

6.1.3 Open Casing ‐ Prototype 

Objective:   

Test the crank and bearing assembly to verify: 

• Achieving proper piston and crank motion as described in the previous section with the prototype. 

Method: 

• The prototype crank, pillow block, and bearing assembly were assembled. • Bracket made to support assembled components and to allow for secure grounding 

of the assembly.  • High‐pressure air was applied horizontally to a vertical piston face using the 

solenoid valve.  

Results: 

During this test, compressed air ranging from a pressure of 60 psi to 120 psi was applied to 

the crank and bearing assembly.  This force supplied by the compressed air in this test was 

not  sufficient  to  cause  the  assembly  to  rotate  indicating  a  large  amount  of  friction.    The 

excessive  friction within the assembly was found to be generated by the steel sleeves and 

backstopping bearings. 

1. As previously mentioned, the steel sleeves house the indexing bearings.  In addition, each 

sleeve  is  stepped  down  to  allow  for  a  hardened  steel  inner  ring  to  be  pressed  onto  the 

sleeve.    The  inner  ring  provides  the  rolling  surface  for  the  backstopping  bearing.    This 

assembly is illustrated in Figure 39.  

    47 

Figure 39: Sleeve Assembly. 

Similar  to  the  inner  ring,  the  indexing  bearings  are  pressed  into  the  sleeves.    After  the 

fabrication  of  the  sleeves,  the  pressing  of  the  inner  rings  and  indexing  bearings  was 

performed.   This  task required a pressing  force greater  than expected  for  the  inner rings, 

indicating  that  conservative  tolerances  during  the  manufacturing  of  the  sleeves  were 

employed.  

Using a lathe chuck and a dial it was determined that each collar was out of round by 0.008 

in and 0.011  in respectively.   These  imperfections were cause by pressing  the  inner rings 

onto sleeves that were slightly larger in diameter than required.  Being stretched and out of 

round,  the  inner rings did not rotate  freely  in  the backstopping bearings  thus  introducing 

friction into the system. 

    48 

Although  not  confirmed,  it  is  believed  that  that  the  sleeves’  inner  diameter  and  outer 

diameter  were  slightly  eccentric,  generating  an  angular  error.    Similar  to  the  inner  ring 

imperfection, additional friction would be generated into the system. 

From  this  test,  it  was  concluded  that  new  sleeves  were  required  in  order  to  move  the 

project  forward.    Two  options  were  then  explored.    First,  the  defective  sleeves  could  be 

turned down in order to potentially salvage the indexing bearings and inner rings.  Second, 

new  indexing  bearings  and  inner  rings  could  be  purchased  and mounted  onto  the  newly 

fabricated steel sleeves. 

The second option was chosen since it was determined that the first option required a large 

time commitment and the risk of damaging the indexing bearings and inner rings was very 

high.  Furthermore, it was not possible to determine if the salvaged components would be of 

any use.  To resolve this issue, new steel sleeves were fabricated using small tolerances, new 

indexing bearings and  inner rings were purchased.   The purchased  indexing bearings and 

inner rings were then installed onto the newly manufactured sleeves. 

2. As previously mentioned the backstopping bearings roll onto the inner rings located on 

each sleeves.  These bearings are pressed into the pillow block that acts as a ground since it 

is bolted to the casing.   Prior to pressing the backstopping bearings into the pillow blocks, 

small imperfections on these bearings were noticed. 

It appeared as if the plastic cage of the backstopping bearings might have been poorly fitted 

into  the  bearing  itself.    The  backstopping  bearings  had  been  deemed  acceptable  from  a 

previous test.  However, these bearings may have been further damaged by their continued 

use or by the out of round inner rings.  

A  stationary  lathe  was  used  instead  of  a  conventional  press  to  press  the  backstopping 

bearings into the pillow blocks.  In turn, this may have contributed to the damaging the cage 

of these bearings.   

During this test, it was noticed that there was a large amount of friction in the backstopping 

bearings.  Furthermore, it was determined that the cage rubbed onto the rollers since while 

rotating  the  sleeve  inside  the  backstopping  bearings  by  hand,  a  rubbing  sound  could  be 

heard. 

    49 

The radial bearings and backstopping bearings were pressed out their pillow blocks using a 

conventional  press.    Each  component  was  inspected  for  damages  and  it  was  found  that 

indeed the cages of  the backstopping bearings were damaged.     The damaged cage can be 

seen in Figure 40. 

Figure 40: Damaged Backstopping One­Way Bearing. 

One of  the radial bearings was  found  to have some play between  its  inner race and outer 

race.  This may have been caused by the misalignments of the sleeves into the pillow block 

or  simply  by  a  defective  bearing.    In  order  to  resolve  this  issue  new,  more  robust, 

backstopping bearings were installed into the pillow blocks along with new radial bearings. 

Figure 41 shows an illustration of one of the new backstopping bearings. 

    50 

Figure 41: High Quality Backstopping One­Way Bearing. 

One can observe  that  the edge of  the cage  is  fully  restrained within  the outer  shell of  the 

bearing.    The  construction  of  these  bearings  is  such  that  both  sides  of  the  shell  are 

manufactured  in  this  fashion.    This  is  not  the  case  for  the  previously  used  back  stopping 

bearings, since the outer shell only enclosed a single side of the roller cage. 

6.2 Closed Casing ‐ Prototype 

6.2.1 All Piston Seals – Old Seals 

Objective: 

Test the arrangement of the initial design of the piston seal to verify: 

• The size of the pistons is correct and fit inside the casing. • The cranks will rotate easily by hand inside the casing. • How much pressure will make it turn. 

    51 

Method: 

• Piston seals were assembled on to all piston faces. • One piston of each crank was arranged at the top dead center of the engine at the 

compressed air inlet. • Followed the test procedure outlined in Appendix A. 

Results: 

1. Cranks rotated by hand in the casing requiring some effort initially. 2. The cranks did not rotate with the air; there was too much friction due to the piston 

seals.  The piston seals were too thick, which added more friction than needed.  Air pressure was at 130 psi. 

3. Most of the air was escaping from the intake and exhaust ports.  This was because the piston seals were undersized, which meant air just went around the pistons instead of pushing the pistons.  

6.2.2 Half Piston Seals – Initial Design 

Objective:   

Test the arrangement of half the number of piston seals to verify: 

• The cranks will turn inside the casing with compressed air. • How much pressure will make it turn. 

Method: 

• Only the leading piston seals were assembled on to the pistons. • One piston of each crank was arranged at the top dead center of the engine at the 

compressed air inlet.  • Followed the test procedure outlined in Appendix A. 

Results: 

1. The shaft rotated approximately 90 degrees with 100 psi; there was still too much friction 

due to the piston seals. 

2. Most of  the air was escaping  from  the  intake and exhaust ports.   This was because  the 

piston  seals  were  undersized,  which  meant  air  just  went  around  the  pistons  instead  of 

pushing the pistons.   

    52 

6.2.3 Piston Seals – New Design 

Objective: 

Test the design of the new piston seal to verify: 

• The quality of seal.  • The cranks will turn inside the casing with lower pressures. • Number of seals versus pressure that will make it turn. • Arrangements of seals versus pressure that will make it turn. 

6.2.4 Sub – Test A: Quality of Seal 

Method: 

• Attach one new piston seal on the back of the leading piston and one old piston seal on the front of the back stopping piston only. 

• Those pistons of each crank were arranged at the top dead center of the engine at the compressed air inlet. 

Results: 

1. The shaft rotated approximately 110 degrees with 80 to 85 psi; there is less friction due 

to decreased number of piston seals as well as better sealing. 

2. There was  less air  leaks  through  the ports.   Most of  the air  leaked  through  the exhaust 

port  once  the  leading  piston  reached  that  position.    Some  air  leaked  through  the  back 

stopping piston because of the undersized seal. 

6.3 Sub – Test B: Eliminating Back Stopping Seal Leaks 

Method: 

• Attach one new piston seal on the back of the leading piston and one old piston seal on the front of the back stopping piston as well as one old piston seal on the back of the back stopping piston only. 

• Those pistons of each crank were arranged at the top dead center of the engine at the compressed air inlet. 

Results: 

1. The shaft rotated approximately 180 degrees with 80 to 85 psi;  this meant that  the old 

seal was had some air leaking through. 

    53 

2. There was  less air  leaks  through  the ports.   Most of  the air  leaked  through  the exhaust 

port once the leading piston reached that position. 

3. The  leading piston did not have enough momentum for  the crank to  impact  the second 

crank.   

6.3.1 Sub  –  Test  C:  Transmitting  momentum  from  one  crank  to  another  using  higher 

pressure 

Method: 

Seal arrangement was same as in Sub – Test B. 

Results: 

1. The shaft rotated approximately 190 degrees with 95 psi; this confirmed that increasing 

the pressure will successfully allow for a complete revolution of the shaft. 

2. There was  less air  leaks  through  the ports.   Most of  the air  leaked  through  the exhaust 

port once the leading piston reached that position. 

3. The leading piston had enough momentum to shear off the four #2 brass screws that held 

the impact ring in place.  This was calculated to be a force of 6.2 kN and a torque of 122 Nm.  

Consequently, the second crank did not turn.   

6.3.2 Sub – Test D: Compression cycle – No impact ring 

Method: 

Seal arrangement was same as in Sub – Test B, only attaching one old piston seal onto the 

front of the compression piston. 

Results: 

1. The same results as in Sub – Test C were achieved.  This was due to the air leaking around 

the old piston seals; therefore no compression. 

2. There was not enough momentum to overcome the friction produced by a fourth piston 

seal.    

    54 

6.4 High Pressure Argon 

Objective:   

• Determine if higher pressure (greater than 130psi) will produce continuous rotation.  

Method 

• Argon was used at various input pressure (150psi, 200psi, 260psi).  

• Argon was chosen because it was readily available. The compressibility of argon is very similar air, which made these tests comparable. 

• Different arrangements of piston faces were used to determine 

Results: 

1.  The  high‐pressure  tests  using  argon  and  a  high‐pressure  regulator  did  not  produce 

continuous  rotation  of  the  pistons.  Over  an  increasing  range  of  pressure,  the  angular 

displacement  of  the  pistons  was  between  90°  and  120°  for  multiple  tests.  The  different 

piston  arrangement  of  piston  faces  did  not  have  an  affect  on  the  on  the  angular 

displacement. These results show that the engine’s inability to continuously rotate was not 

caused  by  the  lack  of  high  enough  pressure.  One  could  speculate  that  a  much  greater 

pressure may produce continuous rotation, but the team is confident that the problems lie 

elsewhere.  The  ability  to  rotate  and  engine  a  full  revolution  in  earlier  tests  at  lower 

pressures shows that the problem is most likely caused by the friction and improper sealing 

of the engine. 

7 Sealing 

Benchmark Testing 

Objective:   

• The objective of this testing is to establish a basis of comparison for the seal testing in  following  sections.  In  addition,  this  test  provides  qualitative  results  as  to  the amount of work the engine is able to produce without sealing.  

Method: 

    55 

• The  engine was  assembled without  seals  installed.  This  includes  the  outer,  inner, and piston seals. This leaves large gaps between the pistons and the casing (0.0500 in.), and minimal gaps between the cranks and the casing (0.0015 in).  

• Compressed air was induced in the engine at 60 psi, and observations were made as to: how many degrees the engine turned; the amount of air escaping from the intake and exhaust ports, and flow pressure. 

• Following  these  observations,  the  intake  and  exhaust  ports  were  plugged,  and observations were made as to: the amount of air escaping from the outer and inner seals;  and  flow  pressure.  This  flow  pressure  is  the  benchmark  to  determine  the resistance from sealing methods tested in the following sub‐sections.  

Results: 

• From these tests it was found that the benchmark resistance pressure with no seals installed  is  40  psi with  a  static  input  pressure  of  60  psi.  From  this  the  additional resistance of any seals installed can be measured.  

Outer Seals 

Objective:   

• The  objecive  of  the  outer  seal  testing  is  to  refine  the  seal  geometry  to  minimize friction, and maximize sealing.  

Method: 

• This testing was done as an iterative process by testing sequential seal designs, until an  effective  seal,  with  low  friction  was  manufactured.  Following  each  iteration, recommendations were made to improve the design.  

• For  each  iteration,  the  frictional  torque  required  to  rotate  the  crank  in  the  casing was measured. From this measurement, it was determined whether the friction was too high. If the friction was not too high, the sealing effectiveness was measured by plugging  the  intake  and  exhaust  holes,  and  injecting  compressed  air.  The  air was injected at a stagnant pressure of 60 psi, and the flow pressure was recorded. The difference between the flow pressure recorded and the benchmark flow pressure, is the effective sealing resistance of the seal.  

Results: 

1. The first seal tested was press fit  into the casing, with an o‐ring  located on the exterior 

face, between the seal and a shoulder on the casing. This made an effective seal, but could 

not  be  turned  in  the  crank  by  hand.  The  anticipated  reason  for  this  is  that  the  seal  was 

constrained radially and axially by the crank/ casing assembly. This caused the seal to rub 

excessively on  the outside diameter and  the  face of  the shoulder of  the crank.  In order  to 

eliminate one of  these constraints,  it was  recommended  to undersize  the seal axially,  and 

    56 

press  fit  the  seal  on  the  crank,  with  an  o‐ring  located  on  the  interior  face  between  the 

shoulder on the casing and the seal. This eliminated the axial friction from the seal, but may 

reduce the sealing effectiveness.  

2. The second seal  tested was designed  from recommendations made  in  the previous  test 

results.  In  addition,  in  order  to  reduce  the  contact  area  between  the  seal  and  the  casing 

bore, two groves were added on the outer surface of the seal. The outer diameter of the seal 

was originally cut to 3.500 in., and the inner diameter to 3.200 in. It was observed that the 

seal could rotate easily in the casing or crank when inserted independently, and the seal add 

an additional  flow resistance of 5 psi. However, when  the seal was  fit between  the casing 

and crank, the torque required to turn the crank was measured as 10.1 ft‐lbs. Therefore, it 

was recommended to undersize the outer diameter of the seal by 0.030 in. to 3.470 in. 

3.  The  third  seal  tested  was  designed  from  recommendations  made  in  the  previous  test 

results. The torque required to turn the crank in the casing was measured as 3.1 ft‐lbs. This 

method does not fully seal the casing, but when 60 psi is applied to the engine, the seal adds 

an additional 1 psi of resistance. This is a low sealability, but the seal has very low friction 

torque of 2.3  ft‐lbs. From these results,  it  is  recommended that  these seals be used  in  the 

prototype testing, as we want to reduce the amount of friction in the engine.  

Inner Seals 

Objective:   

• The  objective  of  the  inner  seal  testing  is  to  refine  the  seal  geometry  to minimize friction, and maximize sealing.  

Method: 

• The inner seal geometry was sized based on results from the outer seal dimensions. However, since the dynamic seal only contacts the crank on the outer diameter, the seal  is  less  constrained  than  the  outer  seal.  Therefore,  it  was  chosen  to  size  the outside  diameter  of  the  seal  exactly  to  the  crank  outer  diameter,  and  allow  a clearance between the inner diameter of the seal and crank.  

• From  the design  the  frictional  torque  required  to  rotate  the  cranks  independently was  qualified.  In  addition,  the  sealing  was  measured  by  plugging  the  intake  and exhaust  holes,  and  injecting  compressed  air.  The  air  was  injected  at  a  stagnant pressure of 60 psi, and the flow pressure was recorded. The difference between the flow  pressure  recorded  and  the  benchmark  flow  pressure,  is  the  effective  sealing resistance of the seal.  

    57 

Results: 

1.  It  was  found  that  the  seal  did  not  have  a  considerable  amount  of  friction  torque, 

generated  a  resistance  flow  of  1psi.  It  is  recommended  that  this  resistance  should  be 

improved upon. However, due to time constraints, it is recommended that this seal be used 

to test the prototype.  

8 Control  System 

8.1.1 Solenoid Valve – LabView 

Objective:  

Prove the solenoid valve be fired from LabView. Test the on/off capabilities of the valve for 

different pressures. 

Method:  

Connected the relay switch to the DAQ card of a PC. Attached the high voltage lines from the 

relay  to  the  12V  power  supply.  Run  the  LabView  VI  entitled  “riicecontroller.vi”.  The  air 

tanks were opened and the regulator was adjusted to  the correct pressure. The ball valve 

was then opened in the airline. 

Results: 

1. It was found that there has to be a back pressure on the solenoid valve in order for the 

pilot valve to close the airflow. 

2. The minimum pressure  require  to  turn on and off  the valve with  the  required ¼” NPT 

fitting was 40psi.  

3. The valve open and closed on demand for all pressures ranging from 40 to 130psi.  

8.2 Rotary Encoders ‐ LabView 

Objective: 

Read  the  rotary  encoders  in  LabView  and  be  able  to  manipulate  the  data  to  trigger  the 

solenoid valve. 

    58 

Method: 

The  encoders  were  attached  to  the  DAQ  device  of  a  PC  and  brought  into  LabView.  A 

LabView program entitled “RIICE Control Encoders.vi” was used to read the encoder counts, 

manipulate the data and output the number of counts of each encoder, the angular position 

of each encoder relative to the starting location and a sinusoidal plot of the angular position. 

Results: 

1.  The  program  successfully  read, manipulated  and  output  useful  data  about  the  angular 

position of the data. 

2. The encoders count start at zero and counts up while the encoders are rotated, no matter 

what the direction or rotation. 

3.  The  index  location  is  a  fixed  location  on  the  encoder  and  increments  at  the  same  spot 

regardless of starting position. 

8.2.1 Solenoid Valve and Rotary Encoder ‐ LabView 

Objective:    

Fire the solenoid valve independently twice per revolution of each rotary encoder. 

Method:   

Both the solenoid valve and each rotary encoder was attach to the DAQ device of a PC and 

read  into  a  LabView  program  entitled  “RIICE  Control  Valve  and  Encoders.vi”  The  rotary 

encoders were  setup  on  a  Lego  platform  and were  turned  independently  by  two  electric 

motors. 

Results: 

1. Each encoder fired the solenoid valve twice per revolution. 

2. This system can pulse the air much faster than the design goal of 120rpm (corresponding 

to 240 pulse per minute). 

3. The system could continuously pulse even at high pressures 130psi. 

    59 

4.  It was determined that  the optimal design of  the controller should be allow of dynamic 

control of the amount of air input into the system. 

5. It was decided that in order to avoid and cumulative error in the encoder counts, the total 

number of counts should be reset every time the index pulse increase. 

8.2.2 Pulsating Air ‐ LabView 

Objective:   

Determine  whether  or  not  pulsating  the  input  of  air  into  the  engine  would  aide  in  the 

rotation of the pistons. 

Method:  

With the rotary encoders and the solenoid connected to the DAQ device and imported into 

LabView. The encoders were mounted to Lego test setup and turned using electric motors, 

similar  to  Test  3.  The  solenoid  valve  was  attached  to  the  engine  and  connected  to  a 

compressed air source at 95psi. The electric motors were turned on and the program was 

initiated. The ball valve on  the air hose was opened and  the air began  to pulsate. All  four 

pistons had one face seal attached to the trailing edge. 

Results: 

1.  The  initial movement  caused by  the  first  pulse  of  the pistons was  approximately 100°. 

The piston slowed and began to slowly rotate  forward until  the  impact rings between the 

two cranks came into contact.  

2.  The  pistons  moved  together  for  an  unknown  angular  displacement.  This  was  not 

measured because the rotary encoders were being use to pulsate the flow, not to measure 

the angular position. 

3.  Eventually  the  crank  piston  assemblies  ceased  to  move  as  not  enough  force  was 

generated by the air to overcome the friction of the piston faces.  

    60 

4.  It  was  noticed  that  shaft  continued  to  rotate  very  slowly  even  after  the  cranks  had 

stopped. It was noticed that cranks were expanding axially along the shaft with each pulse 

of air. It was determined that this axial expansion was causing the shaft to “walk” in the one‐

way bearings. 

5. It was found that when the cranks stopped, if the intake port was blocked than the cranks 

would  start  again.  This  rotation  continued  until  the  cranks  reached  the  location  of  the 

exhaust port. Plugging the exhaust port did not have much of an effect on the rotation of the 

cranks.  

It was deemed that plugging the ports to aide in the rotation of the cranks while pulsing the 

air was not beneficial since in order to have a positive effect the exhaust port would have to 

be plugged and then the intake port. This was not a practical design change to incorporate 

and an unreliable method of turning the engine. 

6.  Different  air  pressures were  tested  in  an  effort  to  gauge  the  effect  or  pressure  on  the 

pulsating  flow.  The  best  results  occurred with  50psi,  which  resulted  in  a  complete  shaft 

rotation, but that was before the team discovered when the pistons had stopped moving. It 

was determine that pistons traveled about 180 degrees.  

9 Budget 

The development, manufacture and fabrication of the RIICE conceptual design is presented 

in  this  section  under  two  sections.    First  the  expenses  of  the  project  are  presented.  

Following  are  the man‐hours  spent  by Dalhousie University machine  shop  technicians  as 

well as  the man hours spend by the group.   The entities responsible  for  the  fabrication of 

each component of the project are also presented. 

The allotted budget  for the RIICE project was $1500.   This amount was to be expensed as 

follows: $200 during the fall term and $1300 during the winter term.  The itemized cost of 

the project over both terms is tabulated in Table 5. 

Table 5:  RIICE Itemized Cost. 

Item  Cost 

Drive Train  $456.52 

    61 

Model  $155.68 

Materials  $241.82 

Air System / Sealing  $453.58 

Hardware  $27.74 

Miscellaneous  $42.28 

Total  $1375 

Adding the cost of Table 5 yields a total project cost of $1375, which is under the assigned 

budget of  $125.   Machining expenses were not  added  to Table 5  since  the group was not 

responsible for this cost.  The machining and fabricating time however is presented in Table 

6. 

Table 6: Machining and Fabrication Man­Hours. 

Fabricator  Man­Hours  CNC­Hours 

Advanced  Manufacturing 

Group 

4  24 

Dalhousie University  140  0 

RIICE Design Group  350  0 

Pricing Dalhousie University’s  and  the Advanced Manufacturing Group machining  time  at 

$60/hour, a machining cost of $8640 is estimated.  Note that this cost is excluding the CNC 

machining time since CNC rates are specific to the work being performed.  A summary of the 

division  of  the  fabricating work  supplements  the  information  presented  in Table  6.    This 

information is tabulated in Table 7. 

Table 7:  Fabrication Work Division. 

Component/Feature  Fabricator  Comment 

Casing  Dalhousie University  Excluding Fillet 

Casing Fillet  Advanced  Manufacturing 

Group 

Fillet Only 

Control System  RIICE Design Team   

    62 

Crank  Dalhousie University  Excluding Fillet 

Crank Fillet  Advanced  Manufacturing 

Group 

Engine Mount  Dalhousie University   

Inner Seal  RIICE Design Team   

Outer Seal  RIICE Design Team   

Pillow Block  Dalhousie University   

Piston  RIICE  Design 

Team/Dalhousie University 

Piston Seal  RIICE Design Team   

Sleeve  RIICE Design Team  First Iteration 

Sleeve  Dalhousie University  Second Iteration 

10 Design Evaluation 

The  inability  of  the  RIICE  to  continuously  rotate  can  be  attributed  to  two  main  factors: 

friction  and  sealing.  These  two  factors  were  discovered  through  multiple  tests  with 

different sealing and piston configurations. There were subcomponents  in  the design  that 

functioned  quite  well.  The  drive  train  consisting  of  the  unique  one‐way  bearing 

arrangement  performed well,  with  open  case  testing  achieving  speeds  of  620rpm.  These 

results  gave  the  team  confidence  in  the  RIICE  concept  and  the  design.  The  main  source 

friction  came  from  the  piston  faces.  The  tests  conducted with  few  piston  faces  generally 

achieved great angular displacement, with the best results coming from tests with only two 

seals.  There  exists  a  very  delicate  relationship  between  sealing  and  friction.  In  order  to 

properly seal the pistons with face seals require precision machining and iterations in the 

design  to  find  the  optimal  shape,  material  and  configuration  on  the  pistons.  The 

manufactured  and  tested  two  different  piston  seal  designs  with  improvements  made 

between iterations. In order to have successful operation of the engine, more investigation 

into relationship of friction versus sealing is required. 

    63 

11 Future Considerations In  further  development  and  testing  of  the  rice  engine  it  is  recommended  to  investigate  a 

method  for  starting  the  rotation of  the  crank assemblies before  sustaining  the  rotation of 

the engine with compressed air. With some modifications to the current design it would be 

possible  to  implement  a  pull  cord or  an  electric  starter motor  the  start  the  engine  to  the 

desired engine rpm. The addition of a flywheel to the shaft can help smooth the intermittent 

motion  of  the  cranks.  A  modification  to  the  current  cranks  is  needed  to  reposition  the 

pistons to the desired location between tests without disassembling the engine. This would 

allow  for  significantly  quicker  engine  startup  time.  A  larger  solenoid  valve  is  needed  to 

permit a greater range of input pressures. 

The  difficult  balance  of  sealing  and  friction will  necessitate  testing  different  seal  designs 

with  different  materials.  The  current  use  of  Acetal  seals  can  be  replaced  with  better 

materials such as Teflon or Ultra High Molecular Weight Polyethylene (UHMWPE). Teflon is 

non  reacting  and  extremely  low  friction  and  UHMWPE  is  abrasion  resistant,  impact 

resistant,  non‐sticking  and  self‐lubricating.  These  mechanical  properties  make  these 

materials ideal for sealing. 

12 Conclusion 

The RIICE is an innovative concept that holds a promising future. The team believed in the 

RIICE  concept  and  the  design,  and  developed  a  strong  passion  for  the  project.  The  team 

achieved 12 of the 16 design requirements. Successful testing of the open casing proved the 

design  that  the  one‐way bearing  drive  train.  Sealing  and  friction  are  a major  issue  of  the 

design  and  prevented  continuous  operation  of  the  engine.  The  team  proposed  future 

recommendations to render the operation of the engine successful. These recommendations 

include methods of starting the engine, such as a pull cord or a starter motor and a flywheel, 

and investigation of different materials for sealing. 

    64 

APPENDIX A  – Detailed Control System 

    65 

User Manual for Engine Testing 

1. Open the engine casing and align pistons to the correct starting location. 2. Bolt the two halves of the engine casing together.  Bolts should be snuggly tightened 

using a wrench. 3. Fasten the engine casing to a bench top and insure it will not move or vibrate off the 

table. 4. Wire the solenoid valve to the 12V power supply. Insure power supply is turned off. 

The flagged wire lead is connected to the 12V terminal, the other is connect to ground.  

5. Connect the rotary encoder leads and the relay switch board leads to the DAQ Card pin‐out block. Follow the pin‐outs in the table below: 

Solenoid Valve  Encoder 1  Encoder 2 

Relay  Ground 

(1) 

Port 33 

(Digital ground) 

5V  Port 35 

Digital 5V 

5V  Port 34 

(Digital 5V) 

Relay  Switch 

(2) 

Port 27 

(Digital line 0) 

Ground  Port 33 

(Digital ground) 

Ground  Port 24 

(Digital 

Ground) 

Relay  Ground 

(3) 

Port 33 

(Digital ground) 

Quadrature 

A 

Port 47 

(Counter 0) 

Quadrature 

A 

Port 41 

(Counter 1) 

Relay  Switch 

(4) 

Port 25 

(Digital line 1) 

Index  Port 29 

(Digital line 2) 

Index  Port 26 

(Digital line 4) 

6. Start LabView program “Master Control_Rev 3.vi” 7. Run Program. The following graphical user interface (GUI) should appear: 

    66 

8. Turn on the 12V power supply 9. Insure the green LED on the GUI is dark, this means the valve is energized and 

closed. This can be done by adjusting the slider on the right side of the GUI. SAFETY NOTE: The current solenoid valve is a NORMALLY OPENED valve, meaning 

that unless energized the valve will be open and air will flow. 

10. Turn on the compressed air supply. 11. Adjust the pressure regulator to the desired input pressure. 12. Test the solenoid valve before the attaching to the engine. 

a. Attached the air hose to the solenoid valve at port 1, marked on the valve. b. Insure port 3 of the valve is plugged. c. Port 2 is the valve outlet. Hold the valve close to a table to restrict the air 

flow d. Insuring the green LED on the GUI is dark, open the ball vale in the air line, 

all the while keeping the valve held against the table. The solenoid has a pilot valve that uses backpressure to close. 

e. Open the ball valve. f. The solenoid valve, being energized, should close g. If the valve does not close, close the ball valve and check the wiring of the 

solenoid to the DAQ pin‐out. h. When the valve is closed, test the on/off capabilities, which is done by 

adjusting the slider value on the GUI. The slider can be either increased or decreased, turning on and off the green LED, which corresponds the opening and closing of the valve. 

i. Close the ball valve. j. Deplete the air in the hose and solenoid valve. 

13. Attach the female quick connect fitting to port 2 of the solenoid valve. 14. Attach this quick connection to the male quick connection on the engine. 15. Stop the LabView program 16. Adjust the slider bar to the desired triggering values. 17. Open the ball valve. 18. Press the white arrow in the top left of the screen to run the component. 

    67 

Appendix B – Engineering Drawings