CN101566091A - 低燃油微排放往复式内燃机 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种低燃油微排放往复式内燃机，包括燃烧缸、动力输出缸和连通缸，以及由阻塞控制机构控制、可在燃烧缸与动力输出缸之间往复移动以启闭连通缸的阻塞。上述结构的往复式内燃机，其连通缸内由往复移动的阻塞控制燃烧缸与动力输出缸不同的工质分开工作或掺和做功，在动力输出缸处于最小余隙容积时，把燃烧缸内做功后处于临近最高温度期的燃气放入动力输出缸内，等容加热动力输出缸中经等温压缩及高压缩比压缩的几倍甚至几十倍于燃气量的纯空气，而其滞燃期和速燃期燃烧过程及功率与传统内燃机类似，其热效率成倍数提高，排放微、燃油低、推动力矩大、工作柔和。

Description

低燃油微排放往复式内燃机

技术领域

本发明属于内燃机领域，具体地说涉及一种低燃油和微排放的往复式内燃机。

背景技术

一、传统往复式柴油机是一种压燃式内燃机，其可燃混合气的形成和燃烧都是直接在燃烧室内进行的。当活塞接近压缩上止点时，柴油喷入气缸，与高压高温的空气接触，混合，经过一系列的物理、化学变化才开始燃烧。燃烧大体分四个阶段：1、滞燃期(着火延迟期)；2、速燃期；3、缓燃期；4、后燃期。

1、滞燃期：从开始喷油到开始着火的一段时间。滞燃期喷入缸内的燃油量一般占循环供油量的30％-40％，有些高速柴油机也可能将循环供油量全部喷入，滞燃期越长，其间喷入缸内的燃油量越多，形成可燃混合气也就越多。喷入气缸中的柴油并不能马上着火燃烧，气缸中的气体温度，虽然已高于柴油的自燃点，但柴油的温度不能马上升高到自燃点，要经过一段物理和化学的准备过程。也就是说，柴油在高温空气的影响下，吸收热量，温度升高，逐层蒸发而形成油气。随着柴油温度升高，少量的柴油分子具备着火条件而着火，形成了火焰中心，为燃烧作好了准备。一旦着火，则下一阶段(速燃期)的燃烧急剧，导致缸内压力迅速升高。

2、速燃期：从燃烧开始到气缸内出现最高压力时。一般在活塞上止点后10°-15℃A(CA代表曲轴转角)，火焰迅速形成，在这段时期不但将滞燃期喷入缸内的燃油几乎全部燃烧，而且还使速燃期喷入缸内而又完成燃烧准备的部分燃油进行燃烧。有些高速柴油机由于在滞燃期将循环供油量的全部喷入缸内，在速燃期燃油燃烧将近结束，由于燃烧是在活塞接近上止点、气缸工作容积很小的情况下进行的，因此，气缸内的压力迅速升高达到最高压力，温度升高很快。

3、缓燃期：从出现最高压力到出现最高温度，一般在活塞上止点后10°-15℃A至20°-35℃A，燃烧最高温度的出现一般在活塞上止点后20°-35℃A，温度达到最高值1700-2000℃，由于气缸容积增大，所以气缸内压力下降，热效率降低。这一阶段某些柴油机继续喷油，由于燃烧室内的温度和压力都高，柴油的物理和化学准备时间很短，几乎是边喷射边燃烧。但因为气缸中氧气减少，废气增多，燃烧速度逐渐减慢，

4、后燃期：缓燃期以后的燃烧。这一时期，虽然不喷油，但仍有一少部分柴油没有燃烧完，随着活塞下行继续燃烧。后燃期没有明显的界限，有时甚至延长到排气冲程还在燃烧。后燃期放出的热量不能充分利用来作功，很大一部分热量将通过缸壁散至冷却水中，或随废气排出，使发动机过热，排气温度升高，造成发动机动力性下降，经济性下降。因此，要尽可能地缩短后燃期。

传统往复式柴油机的最高燃烧温度约1700℃-2000℃，膨胀终点工质温度约727℃-927℃，

往复式汽油机是一种点燃式内燃机，在可燃混合气被压缩至临近上止点时，电火花点燃可燃混合气，形成着火源，该火源以近似球面形状的火焰锋面在可燃混合气中迅速传播燃烧，直到火焰传至最终燃烧的末端可燃混合气为止，汽油机的正常燃烧过程分为三个阶段：1、滞燃期(着火延迟期)；2、速燃期；3、后燃期。

1、滞燃期：以电火花点火为起点到形成火焰核心并开始火焰传播，在此时期内混合气的活化中心浓度迅速增长，反应速率很快提高，形成高温单阶段着火过程。

2、速燃期：从火焰核心开始出现火焰传播至火焰遍及几乎整个燃烧室燃烧完绝大部分燃料，以最高燃烧压力为终点，最高燃烧压力一般在活塞上止点后10°-15℃A，由于此阶段燃烧的混合气量很大，放热量急剧增加，缸内温度和压力迅速升高。

3、后燃期：从最高燃烧压力(即燃烧完绝大部分燃料)至燃料基本燃烧完为止，由于燃料与空气的混合不完全均匀，及燃烧产物在高温下发生热分解，因此在火焰锋面传到末端混合气后，缸内仍有未完全燃烧的燃料存在，致使燃烧在膨胀过程中继续燃烧。

汽油机的一般最高燃烧温度约2227℃-2527℃，膨胀终点工质温度约1027℃-1327℃。

传统往复式内燃机虽然具有燃烧温度高、膨胀动力大、压缩比较大、造价低等优点，但存在以下不足和缺陷：

1、空燃比(空气与燃油比例)：当空燃比稀薄到一定界限时，就不能燃烧或不能正常燃烧，这限定了最低空燃比，限定了燃油及燃烧产物(废气排放)的进一步降低。

2、压缩比：柴油机压缩比过大时，燃烧室余隙太小，不利于燃油雾化、燃烧，目前增压柴油机的压缩比都比较低，汽油机压缩比过大时会出现爆燃或早燃等不正常燃烧。压缩比大，最高燃烧温度升高，NOx排放升高，热负荷增加、机械负荷增大，。

3、排放：按空燃比燃烧，加热一定量的空气需要正常燃烧所需的油量，其燃烧产物就有多少。虽然改善燃烧状况，降低最高燃烧温度，能降低有害废气的排放，但在固有量的燃烧产物内控制降低有害废气的排放受到局限性，当达到极限时就难以再降低，并且大多数都是以降低燃烧温度、牺牲内燃机的动力性、经济性来降低有害气体的排放。

4、燃烧温度：虽然燃烧温度越高，热效率越好，但燃烧温度过高，NOx排放升高，热负荷严重。随着越来越严格的排放法规，最高燃烧温度将进一步控制在规定范围内。缓燃期或后燃期虽然燃烧温度高，但由于缸内容积增大，膨胀压力降低，使再高的燃烧温度也不能产生较大的膨胀动力。由于燃烧特性受空燃比限定，使再高的热量也只能加热空燃比的比例空气，因此热损失严重。

5、推动力矩：曲轴连杆传动机构，传统往复式内燃机一般最大动力推动在上止点后10°-15℃A，此阶段推动，推动力矩小、机械负荷大。

二、斯特林发动机是一种封闭循环回热式外燃机，燃烧工质与做功工质两种不同的工质分开工作，燃烧工质在燃烧室内燃烧，燃烧产生的热量由加热器传递到做功缸内对缸内工质加热，膨胀做功。由于做功工质不参与燃烧，没有燃烧特性，实现了等温压缩，压缩比较高，压缩负功降低，做功工质量较多，能以较低的加热温度(约700℃左右)就能产生与柴油机相当的效率，因此有效热效率高。但斯特林发动机存在着如下缺点与不足：

做功工质封闭式循环工作、缸外传递加热及回热储热等，使结构复杂；加热器、回热器、膨胀缸等连续性长时间处于高温工作，需要高耐热材料制造，因此斯特林发动机造价非常昂贵，工质密封可靠性差，再进一步提高加热温度将超过受热部件的耐热温度而不能正常工作。这成了斯特林发动机不能进一步提高加热温度、提升性能及不宜推广使用的瓶颈。

斯特林发动机的燃烧是在低压力下进行，燃烧工质燃烧后只产生热量对做功工质加热，而不能如往复式内燃机那样，工质在高温高压燃烧后既产生高温热量，同时也产生了高膨胀动力。斯特林发动机的做功工质加热热量由膨胀缸外传到膨胀缸内，传热造成的热损失严重，因此斯特林发动机虽然有效热效率高但燃烧热效率较低。

三、燃气轮机：是由压气机把空气压缩到一定压力后，把压缩空气的20％-40％第一次送入到燃烧室与喷入燃烧室的燃油混合后燃烧，燃烧后的燃气与第二次送入燃烧室尾端的60％-80％的压缩空气掺入到燃气流中混合，没完全燃烧的可燃物质进一步燃烧，然后一起进入燃气涡轮膨胀做功，把动力输出。

燃气轮机一循环的热量加热的空气较多，如上所述只有20％-40％空气参与燃烧，其一循环的整体空燃比较稀，废气排放量少，但燃烧始终不能产生较高的膨胀压力，热效率较低，安装回热器等系统又将使结构复杂、造价高。

发明内容

本发明的目的是提供一种油耗低、废气排放少、热效率高的往复式内燃机。

根据上述目的提供了一种低燃油微排放往复式内燃机，包括燃烧缸和动力输出缸；以及连接所述燃烧缸与动力输出缸的连通缸，可通过其启闭状态连通或阻隔所述燃烧缸与动力输出缸；由阻塞控制机构控制的阻塞，可在所述燃烧缸与动力输出缸之间往复移动以启闭所述连通缸。

所述燃烧缸为二冲程结构，所述动力输出缸为四冲程结构。

所述连通缸的下部侧面设有连接动力输出缸与连通缸的连通缸通口，所述阻塞设有可封闭所述连通缸通口的阻片和可与该连通缸通口相通的阻塞通口。所述阻塞具有一可作为燃烧缸和动力输出缸的移动缸盖的底部圆盘，所述阻片位于该圆盘上方并通过若干垂向连接部与圆盘连为一体；所述阻片为与该圆盘外径相同的圆环状，所述阻塞通口形成在所述阻片与圆盘之间；所述阻片的垂向宽度等于或大于所述连通缸通口的垂向宽度，所述阻塞通口的垂向宽度大于连通缸通口的垂向宽度。

所述燃烧缸具有燃烧缸扫气进气口、燃烧缸排气口以及由活塞控制机构控制的燃烧缸活塞；所述燃烧缸扫气进气口处设置有扫气泵；所述燃烧缸排气口处设置有由排气阀片控制机构控制、以启闭该燃烧缸排气口的排气阀片；所述动力输出缸的进气口处设置有进气阀，排气口处设置有排气阀；所述连通缸的缸壁外侧设置有冷却器。优选得，所述进气阀为顶置，所述排气阀为侧置。

所述活塞控制机构包括活塞压缩凸轮、滚轮、活塞推杆和活塞回位弹簧，燃烧缸活塞的压缩行程由活塞压缩凸轮通过滚轮和活塞推杆推动燃烧缸活塞运行，燃烧缸活塞的排气行程由活塞回位弹簧带动运行。

所述排气阀片控制机构包括连接于所述排气阀片的排气阀片推杆、与该排气阀片推杆配合的排气阀片控制凸轮以及排气阀片回位弹簧，排气阀片控制凸轮和排气阀片回位弹簧通过排气阀片推杆带动排气阀片往复运行。

所述阻塞控制机构包括连接于所述阻塞的阻塞推杆和与其配合的槽凸轮，所述阻塞推杆的顶端设有可沿所述槽凸轮上的槽凸轮滑槽循环移动的滑头；所述阻塞推杆穿过所述燃烧缸活塞并与之形成密封地滑动配合。

本发明的往复式内燃机采用燃烧缸与动力输出缸双缸缸顶对置，双缸缸顶与连通缸串联，其中燃烧缸的滞燃期和速燃期的燃烧过程与传统往复式内燃机类似，缓燃期或后燃期的燃烧与燃气轮机的第二次空气掺入到燃气进一步燃烧类似，动力输出缸自始至终压缩的是纯空气，不混油燃烧。在靠近动力输出缸的连通缸缸壁外侧设置了冷却器，使动力输出缸的压缩过程近同于等温压缩。燃烧缸与动力输出缸由连通缸连通，通过在连通缸内往复移动的阻塞来控制燃烧缸与动力输出缸的连通或阻隔，达到控制双缸工质流动和改变双缸在压缩终点后相互间的余隙容积(压缩后的容积)的目的。工作时，燃烧缸和动力输出缸同时完成各冲程，当燃烧缸内处于燃烧状态、动力输出缸处于压缩终点时，阻塞控制机构释放阻塞，燃烧缸的燃烧膨胀压力推动阻塞往动力输出缸运行。由于动力输出活塞处于上止点附近，动力输出活塞下行位移极微，而阻塞下行速度快过动力输出活塞下行速度，因此阻塞进一步压缩动力输出缸内已经压缩到上止点后的纯空气，纯空气进一步提高压缩比，阻塞往动力输出缸运行的同时拉动槽凸轮旋转把燃烧缸内燃烧膨胀的动力由阻塞传到槽凸轮输出。在燃烧缸处于临近最高燃烧温度时阻塞第一次打开通口，把燃烧缸内的高温高压燃气放入动力输出缸中，在燃气转移达到预计量后，利用阻塞的阻片关闭连通缸通口，转入动力输出缸的燃气加热动力输出缸内经两次压缩后的高压缩比工质(纯空气)，因缺氧而没有完全燃烧的可燃物质进一步燃烧，此阶段动力输出缸内的工质是一工作循环中压缩比达到最高、余隙容积最小、加热量最高、工质量多及等容加热的情况下加热膨胀，动力输出缸加热后的工质膨胀力推动动力输出活塞运行，把动力传到曲轴输出。在动力输出缸的膨胀冲程中，燃烧缸活塞定位于下止点，起连通缸的缸顶盖功能，与连通缸、阻塞组成一个定容燃烧的燃烧室，在动力输出缸压力降低后，阻塞继续下移，使其阻片打开连通缸通口，把上述燃烧室中燃烧的热量不断地输入到动力输出缸内，加热动力输出缸内的工质，把燃烧缸和动力输出缸的工质膨胀动力合并到动力输出缸输出。

本发明的内燃机综合了传统往复式内燃机、斯特林发动机及燃气轮机各机的技术特长，以其中一种发动机的特长弥补另一种发动机的缺陷与不足，达到各性能的提高——

以往复式内燃机的燃烧形式燃烧的高温高压燃气直接放入动力输出缸内的膨胀工质(压缩空气)中对其进行加热，使加热更直接，热损失减少，燃烧时同时产生的高膨胀动力直接得以利用，以这些特长弥补斯特林发动机加热温度低、燃烧工质燃烧时不产生动力、因传递加热而使热损失严重等缺陷。

以往复式内燃机的进、排气循环工作形式及膨胀工质为空气替代斯特林发动机的做功工质使用氢气或氦气等及封闭式工作形式，弥补斯特林发动机的工质密封难、密封可靠性差、工质冷却后温度较高、受热零部件难以冷却、热负荷大等缺陷和不足。

以往复式内燃机简单的燃烧加热、造价低廉替代斯特林发动机的加热结构复杂、造价昂贵。

以斯特林发动机的有效热效率高、燃烧工质与做功工质分隔工作、做功工质不参与燃烧、等温压缩弥补往复式内燃机整体工质按空燃比燃烧造成的空燃比高、燃油、燃烧产物(废气)排放高，柴油机由燃烧特性所决定的压缩终点温度高、压缩负功大，汽油机压缩比小、燃烧温度高而不能转换成输出功、有效热效率低等缺陷。

由传统往复式内燃机与斯特林发动机的热效率及做功效率参数，在每一工作循环中，传统往复式柴油机的最高燃烧温度约1700℃-2000℃，膨胀终点工质温度约727℃-927℃，传统往复式汽油机的最高燃烧温度约2227℃-2527℃，膨胀终点工质温度约1027℃-1327℃。斯特林发动机每一循环加热为恒温加热约700℃左右。事实上，内燃机的热量是越近上止点温度越高，热量利用率也越高，柴油机最高燃烧温度是斯特林发动机最高加热温度的接近2.5-3倍，汽油机最高燃烧温度是斯特林发动机最高加热温度的3-3.5倍，汽油机到膨胀终点的工质温度是斯特林发动机的最高加热温度的1.5-2倍。

由以上参数，以斯特林发动机每一循环的加热量计，传统内燃机每一循环的热量转换成动力将成倍数提升，而油耗、排放则成倍数降低。

本发明的内燃机如上所述，燃烧缸就是以传统内燃机的燃烧形式，动力输出缸类似于斯特林发动机的做功缸做功形式，按斯特林发动机的加热量计算，加上燃烧时产生的膨胀动力，因此比上述传统内燃机的热量按斯特林发动机的加热量计算的热效率更高。

综上所述，本发明的优点在于：

1、由连通缸中的阻塞分隔燃烧缸与动力输出缸不同的工质，使燃烧缸工质燃烧的滞燃期和速燃期的燃烧膨胀动力由阻塞传推槽凸轮旋转把燃烧缸的膨胀动力输出，保持传统内燃机的滞燃期和速燃期燃烧过程及膨胀动力不变。把临近最高燃烧温度期的燃气释放于动力输出缸中，加热动力输出缸中是燃烧缸中燃气量几倍或几十倍以上的经高压缩比压缩的纯空气，在热量相同的情况下，比传统内燃机加热的空气量多几倍或几十倍，燃烧产物(废气排放)、燃油也成相对比例下降，动力性及经济性成相对比例升高。

2、由阻塞在连通缸内运行改变燃烧缸与动力输出缸在压缩终点后相互间的余隙容积，阻塞下行至对动力输出缸工质加热时动力输出缸的余隙容积比动力输出活塞在压缩终点时动力输出缸的余隙容积更小，压缩比、加热量、膨胀动力更大，而此时动力输出活塞所处曲轴转角(上止点后)角度大，最大动力推动力矩增大，冲击负荷减小。

3、动力输出缸至始至终压缩的是纯空气，与燃烧无关，在尽最大量的增加进气量的同时，在靠近动力输出缸的连通缸处设有针对压缩行程专用的冷却器，在压缩冲程中做到等温压缩及阻塞下行压缩继续散热，在对动力输出缸加热时，阻塞体盖住冷却器而不散热，达到降低压缩工质温度、降低压缩负功、降低热负荷、提高压缩比而不影响加热热量等目的。

4、把燃烧缸临近最高燃烧温度时的燃气放入动力输出缸中，与动力输出缸中的压缩空气混合，把过高的燃烧温度用来加热更多的空气，避免过高的燃烧温度出现，降低NOx排放，缺氧燃烧的可燃物质可进一步燃烧，提高热效率，降低热负荷，减少冷却散热的热损失。

5、燃烧缸内速燃期的燃烧压力推动阻塞的下行速度比传统内燃机活塞处于上止点附近的下行速度快，燃烧缸的压力升高率、温度升高率平稳，使燃烧柔和、噪音小。

6、动力输出缸近同等温压缩、等容加热，使压缩终点温度低，压缩比高，加热量高，冷热温差大，有效热效率高。

附图说明

图1是本发明一种较佳实施方式的结构示意图；

图2是图1所示实施方式的进气冲程示意图；

图3是图1所示实施方式的压缩冲程示意图；

图4是图1所示实施方式的阻塞下行始点示意图；

图5是图1所示实施方式的阻塞第一次打开通口的示意图；

图6是图1所示实施方式的阻片关闭通口示意图；

图7是图1所示实施方式的阻塞第二次打开通口及动力输出缸膨胀冲程示意图；

图8是图1所示实施方式的动力输出缸扫气冲程示意图；

图9是图1所示实施方式的燃烧缸和动力输出缸扫气冲程示意图；

图10是图1所示实施方式的活塞压缩凸轮结构和工作原理示意图；

图11是图1所示实施方式的槽凸轮结构和工作原理示意图；

图12是图1所示实施方式的阻塞冷却系统示意图；

图13是图1所示实施方式的阻塞结构示意图；

图14是图5的A局部放大图；

图15是图6的B局部放大图；

图16是图7的C局部放大图。

具体实施方式

下面以柴油机为例，对本发明的一种较佳实施方式进行具体说明：

参见图1，该实施方式主要包括燃烧缸1、动力输出缸2和连通缸3。其中，燃烧缸1包括燃烧室34、燃烧缸活塞5、活塞推杆6、滚轮7、活塞压缩凸轮8、活塞回位弹簧9、排气阀片控制凸轮14、排气阀片推杆15、排气阀片16、排气阀片回位弹簧33、燃烧缸排气口17、燃烧缸扫气进气口18和喷油嘴32。燃烧缸活塞5的侧面与燃烧缸1内壁密封接触。燃烧缸扫气进气口18布置在燃烧缸1上部，燃烧缸扫气进气口18的打开和关闭，由燃烧缸1内运行的燃烧缸活塞5来控制；燃烧缸排气口17与燃烧缸扫气进气口18相对地布置在燃烧缸1的另一侧，其高度略低于燃烧缸扫气进气口18，燃烧缸排气口17的打开和关闭，由燃烧缸1内运行的燃烧缸活塞5来控制。扫气泵(属常规技术，未示出)将吸入的空气由燃烧缸扫气进气口18压缩送入燃烧缸1内，用于清除燃烧缸1内的废气和填充新鲜空气。动力输出缸2包括动力输出活塞19、连杆20、曲轴21、进气阀22、排气阀23。动力输出活塞19的侧面与动力输出缸2内壁密封接触。连通缸3包括阻塞4、阻塞推杆13、滑头12、槽凸轮11、连通缸通口36、冷却器38，阻塞推杆13穿过燃烧缸活塞5并与之形成密封地滑动配合。阻塞4的侧面与连通缸3内壁密封接触。阻塞4的结构如图12、13所示，该阻塞4包括一位于底部的封闭圆盘41、通过垂向连接部31连接在封闭圆盘41上方的圆环状阻片37以及形成在阻片37与封闭圆盘41之间的阻塞通口39，阻片37的外径与封闭圆盘41外径相同，阻片37的垂向宽度大于或等于连通缸通口36的垂向宽度，阻塞通口39的垂向宽度应大于连通缸通口36垂向宽度。凸轮轴10通过传动机构与曲轴21传动连接。本实施例中，传动机构由链轮24、26以及传动链25组成。此外，该传动机构还可以为传动齿轮组或者带传动机构等。

以下就上述几部分在工作运行中的运行变化进行分别描述：

起动时，起动系统带动曲轴21旋转运行，曲轴21通过链轮24、传动链25和链轮26带动凸轮轴10旋转。凸轮轴10带动活塞压缩凸轮8旋转，活塞压缩凸轮8顶推滚轮7并传推活塞推杆6，以推动燃烧缸活塞5向下运行。而燃烧缸活塞5向上运行的驱动力则由活塞回位弹簧9来提供。

同时，凸轮轴10带动排气阀片控制凸轮14旋转，排气阀片控制凸轮14和排气阀片回位弹簧33推动或释放排气阀片推杆15，使排气阀片16往复运行，以控制燃烧缸排气口17的打开或关闭。与此同时，凸轮轴10带动槽凸轮11旋转，槽凸轮11推动或拉动滑头12和阻塞推杆13，带动阻塞4及其附件往复运行。同时，曲轴21通过连杆20带动动力输出活塞19运行。

燃烧缸1的工作形式和燃烧过程等与传统往复式二冲程柴油机相类似，区别主要在于燃烧缸1的燃烧膨胀动力推动阻塞4运行，由阻塞4拉动槽凸轮11旋转把燃烧缸1的燃烧动力输出，活塞5压缩时靠凸轮8推动，活塞5回位时靠弹簧9的弹性，排气口17增设了控制阀片16，以及活塞5在上下止点处可由凸轮8的弧形控制而能停滞在止点。动力输出缸2的工作形式除不燃烧、压缩冲程工质压缩产生的热量由冷却器冷却做到近同等温压缩外，与传统往复式四冲程柴油机基本相同。连通缸3的作用是串联燃烧缸1和动力输出缸2，阻塞4的作用是阻隔或连通燃烧缸1与动力输出缸2内工质的流动、改变上述两缸压缩后相互间的工作容积以及作为燃烧缸1的缸底盖和动力输出缸2的缸顶盖。

以下就上述结构柴油机的一个工作循环进行具体说明：

一、图2所示为进气冲程。动力输出缸2的进气过程与传统往复式四冲程柴油机相同：动力输出活塞19从上止点往下止点运行时，进气阀22被打开以进气。燃烧缸1的进气过程与传统往复式二冲程柴油机相同：燃烧缸活塞5向上运行超越燃烧缸排气口17时排气，燃烧缸活塞5继续前行，越过燃烧缸扫气进气口18时进行扫气和进气，排气阀片16在扫气后盖住燃烧缸排气口17。

燃烧缸1在进气过程中，图10中活塞压缩凸轮8的E点至F点区段旋转越过滚轮7，燃烧缸活塞5滞留在其上止点；燃烧缸活塞5在其上止点的滞留时间是动力输出缸2进气冲程的一冲程时间，由于占了其他冲程时间，实际燃烧缸1的进气时间多于动力输出缸2的进气冲程时间。这解决了目前传统往复式二冲程柴油机换气时间短，充气不足的缺陷。由于进气时间长，为了避免充入燃烧缸1的工质从燃烧缸排气口17流出，因此增设了排气阀片16及其控制机构。在燃烧缸1的进气过程中，排气阀片控制凸轮14通过排气阀片推杆15传推排气阀片16运行，以封闭燃烧缸排气口17。在进气冲程中，图11所示槽凸轮滑槽27的W点至Z点区段旋转越过滑头12，对应于动力输出缸一冲程时间，使阻塞4滞留在燃烧缸1底部(阻塞上止点)。

二、图3所示为压缩冲程。燃烧缸1和动力输出缸2同时压缩，动力输出缸2的压缩与传统往复式四冲程柴油机压缩过程基本相同，只是在整个压缩过程中不混油燃烧，自始至终压缩的是纯空气，由于在连通缸3的下部与动力输出缸2的顶部设置了冷却器38，使压缩冲程中，压缩升高的热量被冷却器38冷却，达到等温压缩、降低压缩工质温度、降低压缩负功、降低热负荷、提高压缩比，在进气时尽最大可能增加进气量，实现如斯特林发动机以较低加热温度就能产生高热效率的效果。燃烧缸1压缩时，燃烧缸活塞5由活塞压缩凸轮8通过滚轮7和活塞推杆6传推而下行，其压缩过程与传统往复式二冲程柴油机的压缩冲程基本相同。燃烧缸1压缩的工质的空燃比、喷油方式、压缩比、燃烧过程等与传统往复式柴油机相同。

压缩冲程中，阻塞4的所处状态与进气冲程相同；此过程中，图11所示槽凸轮滑槽27的Z点至D点区段旋转越过滑头12，图10中活塞压缩凸轮8的F点至L点区段旋转越过滚轮7，分别对应于动力输出缸2及燃烧缸1的压缩冲程。

三、图4所示为燃烧缸1的膨胀动力推动阻塞4下行始点。燃烧缸1内的燃烧缸活塞5和动力输出缸2内的动力输出活塞19分别压缩至压缩终点，动力输出活塞19的下行始点为阻塞4下行始点，动力输出活塞19与阻塞4同时下行，燃烧缸活塞5在活塞压缩凸轮8的控制下停滞在下止点起连通缸3的缸顶盖功能，槽凸轮11释放阻塞4，在燃烧缸1的燃烧膨胀动力下推动阻塞4往动力输出缸2方向运行。动力输出缸2内的动力输出活塞19由于临近上止点，动力输出活塞19下行缓慢；而阻塞4往动力输出缸2方向下行速度较快，阻塞4进一步压缩动力输出缸2内的工质(空气)，由于冷却器38设置在连通缸3的下部，此阶段阻塞4压缩动力输出缸2的工质热量继续被冷却器38冷却，工质压力降低，以提高阻塞4的动力输出，动力输出缸2的工质压缩比进一步提高，燃烧缸1的燃烧膨胀动力推动阻塞4下行的同时，阻塞4拉动槽凸轮11旋转把燃烧缸1的膨胀动力输出。

四、图5所示为阻塞第一次打开通口，燃烧缸1燃烧膨胀压力推动阻塞4下行至连通缸3的通口36与阻塞通口39重合时，使两通口连通，此时，动力输出缸2的纯空气虽然达到高压缩比，但由于压缩产生的热量被冷却器冷却，因此动力输出缸2内的纯空气压力非常低，而燃烧缸1内燃烧的高温高压燃气压力远远高于动力输出缸2内的气体压力，燃烧缸1内的燃气经两通口冲入动力输出缸2内，加热动力输出缸2内的纯空气，并进一步燃烧。如图1所示，阻塞通口39比连通缸通口36的垂向口距大，以保持连通缸通口36完全打开后，阻塞4继续下行的一段时间内连通缸通口36一直处于全开状态，满足燃气转移所需过渡时间及关闭连通缸通口36速度快。图6所示为阻片37关闭连通缸通口36，在燃气转移达到预定量后，阻塞4上的阻片37下行盖住连通缸通口36，在阻片37下行完全盖住连通缸通口36后，阻塞4滞留于此，起动力输出缸2的缸顶盖功能，阻塞4从上止点下行到阻片37完全盖住连通缸通口36是连续性的，如图11槽凸轮中所示的D点至N点，因此阻塞4打开或关闭连通缸通口36的速度是非常快的。阻片37关闭连通缸通口36的目的是由于阻塞4下行速度快过动力输出活塞19下行速度，此时动力输出缸2余隙容积比动力输出活塞19压缩终点时余隙容积更小。动力输出缸2内的纯空气经动力输出缸2内活塞压缩到上止点，然后经阻塞4进一步压缩，此时动力输出缸2内的纯空气达到了相当高的压缩比，在燃烧缸1高温燃气直接加热及近等容加热下，膨胀压力迅速升高，很快超过燃烧室34的压力，为了防止动力输出缸2内因压力超过燃烧室34的压力，使动力输出缸2内的工质回流到燃烧室34内而影响做功效率，因此在燃气转移达到预计量后，阻片37迅速关闭连通缸通口36，如上所述动力输出缸2的工质在工质量多、压缩比高、加热量高、膨胀压力达到一循环做功的最高值，比传统往复式柴油机或斯特林发动机的最高燃烧压力高很多。但由于动力输出活塞19所处曲轴转角(上止点后)比传统往复式柴油机最高燃烧压力所处曲轴转角角度大，因此推动柔和，把燃烧缸1内处于最高燃烧温度期(缓燃期)的燃气放入动力输出缸2内，把过高的燃烧温度用来加热更多的压缩比更大的空气，使热效率大幅度提高，避免过高的燃烧温度出现，降低氮氧化物的排放。在此阶段的燃气转移加热动力输出缸2的工质过程中，阻塞4和动力输出活塞19都在下行，因此加热过程近似等容加热。图11所示槽凸轮滑槽27的D点至N点区段旋转越过滑头12，D点对应于阻塞4的下行上止点，N点对应于阻塞4下行至阻塞阻片37完全盖住连通缸通口36位置。N点至V点区段旋转越过滑头12，对应于阻片37下行完全盖住连通缸通口36后，阻塞4停滞于此阶段。在阻塞4下行至第一次打开连通缸通口36到阻塞4下行下止点，阻塞4的阻塞体盖住冷却器38，使动力输出缸2的加热过程中，冷却器不产生冷却作用。

五、图7所示为阻塞第二次打开通口及动力输出缸2的膨胀冲程。随着动力输出缸2容积的增大，压力减小，而燃烧室34在定容燃烧下，燃烧压力迅速升高超过动力输出缸2的压力后，槽凸轮再次释放阻塞4，燃烧室34的压力又推动阻塞4下行，把燃烧的热量不断送入动力输出缸2，膨胀动力推动动力输出活塞19把动力输出。在燃烧缸1和动力输出缸2压缩至终点到动力输出缸2膨胀冲程结束，燃烧缸1的燃烧缸活塞5停留在下止点，此时阻塞4也停留在下止点，燃烧缸活塞5、连通缸3和阻塞4组成一个定容燃烧的燃烧室，把燃料燃烧产生的热量持续地输入动力输出缸2。图11所示槽凸轮滑槽27的V点至M点区段旋转越过滑头12，对应于阻塞4下行第二次打开通口，M点对应于阻塞下止点，从M点至K点对应于阻塞在下止点的滞留阶段。使阻塞4滞留于下止点起动力输出缸2顶盖功能。从阻塞4下行始点到动力输出缸2的膨胀冲程结束对应于槽凸轮滑槽27的D点至K点区段旋转越过滑头12，运行时间为动力输出缸2的一冲程时间。从双缸压缩终点到膨胀终点，图10中活塞压缩凸轮8的L点至H点区段旋转越过滚轮7对应于燃烧缸1活塞5滞留于下止点，运行时间为动力输出缸2的一冲程时间。

六、排气扫气冲程。如图8，动力输出缸2打开排气阀23后进行排气，动力输出活塞19从下止点向上止点运行进行扫气。在动力输出活塞19运行扫气的同时，排气阀片控制凸轮14释放排气阀片推杆15，排气阀片16在排气阀片回位弹簧33的弹力作用下上行，打开燃烧缸排气口17。如图9，燃烧缸1的活塞压缩凸轮8释放燃烧缸活塞5，燃烧缸活塞5在活塞回位弹簧9的弹力及缸内燃气较弱动力推动下向上行，当燃烧缸活塞5运行越过燃烧缸排气口17时排气，越过燃烧缸扫气进气口18时，燃烧缸1扫气同时进气。当扫气结束后，排气阀片控制凸轮14推动排气阀片推杆15，使排气阀片16运行并盖住排气口17。在此冲程中，阻塞4在槽凸轮11的控制下向上行，将燃烧缸1和动力输出缸2再次隔开。此过程中，图11所示槽凸轮滑槽27的K点至W点区段旋转越过滑头12。图10中活塞压缩凸轮8的H点至E点区段旋转越过滚轮7，分别对应于动力输出缸2的一冲程时间。

如图12，在对阻塞4进行冷却时，冷却液进道28经阻塞推杆13连通阻塞4内部，冷却液经冷却液进道28进入阻塞4内，经孔30喷入或流入到阻塞4所需各冷却部位，各冷却部位经冷却后，冷却液从冷却液出道29排出。

活塞压缩凸轮8的结构和工作原理如图10所示，该活塞压缩凸轮8的轮周分为四区段：E-F区段对应于燃烧缸1和动力输出缸2的进气冲程，此过程燃烧缸活塞5滞留在上止点；F-L区段对应于燃烧缸1和动力输出缸2的压缩冲程；L-H区段对应于从燃烧缸活塞5到达下止点后、滞留在下止点的时间，燃烧缸活塞5在下止点的滞留时间对应于动力输出缸2的膨胀冲程；H-E区段对应于燃烧缸1和动力输出缸2的扫气排气冲程。

槽凸轮11的结构和工作原理如图11所示，槽凸轮滑槽27中所标位置对应于燃烧缸1和动力输出缸2各冲程的变化：从D点至N点区段对应于阻塞4从上止点下行至阻片37完全盖住连通缸通口36；从N点至V点对应于阻片37下行完全盖住连通缸通口36后停滞于此区段；从V点至M点对应于阻塞4第二次下行区段；M点对应于阻塞下止点；从M点至K点区段对应于阻塞4滞留于下止点；从D点至K点区段对应于动力输出缸2的膨胀冲程；从K点至Q点区段对应于阻塞4从下止点至上止点的阶段；从Q点至D点区段，阻塞4滞留于上止点；从W点至Z点区段对应于燃烧缸1和动力输出缸2的进气冲程；从Z点至D点区段对应于燃烧缸1和动力输出缸2的压缩冲程；从K点至W点区段对应于燃烧缸1和动力输出缸2的排气扫气冲程。

Claims (10)

1、低燃油微排放往复式内燃机，包括燃烧缸(1)和动力输出缸(2)，其特征在于，还包括：

连接所述燃烧缸(1)与动力输出缸(2)的连通缸(3)，可通过其启闭状态连通或阻隔所述燃烧缸(1)与动力输出缸(2)；

由阻塞控制机构控制的阻塞(4)，可在所述燃烧缸(1)与动力输出缸(2)之间往复移动以启闭所述连通缸(3)。

2、根据权利要求1所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述燃烧缸(1)为二冲程结构，所述动力输出缸(2)为四冲程结构。

3、根据权利要求2所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述连通缸(3)的下部侧面设有连接动力输出缸(2)与连通缸(3)的连通缸通口(36)，所述阻塞(4)设有可封闭所述连通缸通口(36)的阻片(37)和可与该连通缸通口(36)相通的阻塞通口(39)。

4、根据权利要求3所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述阻塞(4)具有一可作为燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的移动缸盖的底部圆盘(41)，所述阻片(37)位于该圆盘(41)上方并通过若干垂向连接部(31)与圆盘(41)连为一体；所述阻片(37)为与该圆盘(41)外径相同的圆环状，所述阻塞通口(39)形成在所述阻片(37)与圆盘(41)之间；所述阻片(37)的垂向宽度等于或大于所述连通缸通口(36)的垂向宽度，所述阻塞通口(39)的垂向宽度大于连通缸通口(36)的垂向宽度。

5、根据权利要求4所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述燃烧缸(1)具有燃烧缸扫气进气口(18)、燃烧缸排气口(17)以及由活塞控制机构控制的燃烧缸活塞(5)；所述燃烧缸扫气进气口(18)处设置有扫气泵；所述燃烧缸排气口(17)处设置有由排气阀片控制机构控制、以启闭该燃烧缸排气口(17)的排气阀片(16)；所述动力输出缸(2)的进气口处设置有进气阀(22)，排气口处设置有排气阀(23)；所述连通缸(3)的缸壁外侧设置有冷却器(38)。

6、根据权利要求5所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述活塞控制机构包括活塞压缩凸轮(8)、滚轮(7)、活塞推杆(6)和活塞回位弹簧(9)，燃烧缸活塞(5)的压缩行程由活塞压缩凸轮(8)通过滚轮(7)和活塞推杆(6)推动燃烧缸活塞(5)运行，燃烧缸活塞(5)的排气行程由活塞回位弹簧(9)带动运行。

7、根据权利要求6所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述活塞压缩凸轮(8)的轮周分为四区段，其中第一区段对应于燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的进气冲程，此过程燃烧缸活塞(5)滞留在上止点；第二区段对应于燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的压缩冲程；第三区段对应于从燃烧缸活塞(5)到达下止点后、滞留在下止点的时间，该滞留时间对应于动力输出缸(2)的膨胀冲程；第四区段对应于燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的扫气排气冲程。

8、根据权利要求5所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述排气阀片控制机构包括连接于所述排气阀片(16)的排气阀片推杆(15)、与该排气阀片推杆(15)配合的排气阀片控制凸轮(14)以及排气阀片回位弹簧(33)，排气阀片控制凸轮(14)和排气阀片回位弹簧(33)通过排气阀片推杆(15)带动排气阀片(16)往复运动。

9、根据权利要求5所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述阻塞控制机构包括连接于所述阻塞(4)的阻塞推杆(13)和与其配合的槽凸轮(11)，所述阻塞推杆(13)的顶端设有可沿所述槽凸轮(11)上的槽凸轮滑槽(27)循环移动的滑头(12)；所述阻塞推杆(13)穿过所述燃烧缸活塞(5)并与之形成密封地滑动配合。

10、根据权利要求9所述的低燃油微排放往复式内燃机，其特征在于：所述槽凸轮滑槽(27)分为六个区段，第一区段对应于阻塞(4)从上止点运行至阻片(37)下行完全盖住连通缸通口(36)的过程，第二区段对应于阻片(37)完全盖住连通缸通口(36)后的停滞时间，第三区段对应于阻塞(4)继续下行至下止点的过程，第四区段对应于阻塞(4)滞留于下止点的时间，第五区段对应于阻塞(4)从下止点上行至上止点的过程，第六区段至第八区段对应于阻塞(4)滞留于上止点的时间；其中，第一至第四区段又对应于动力输出缸(2)的膨胀冲程，第五区段至第六区段又对应于燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的排气扫气冲程，第七区段又对应于燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的进气冲程，第八区段又对应于燃烧缸(1)和动力输出缸(2)的压缩冲程。

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