CN103174513A - 一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，包括：一左右对置的气缸，两气缸之间具有一曲轴；每一气缸均具有往复运动的一内活塞和一外活塞，内活塞和外活塞之间形成一燃烧室；两内活塞分别通过推杆与曲轴连接，两外活塞分别通过拉杆与曲轴连接；每一气缸均具有进气口、排气口和燃油喷射口，进气口和排气口围绕气缸成环状设置，并且每一燃油喷射口设置在每一气缸的中心位置处；还包括两增压器，每一气缸连接一增压器。本发明具有以下优点：改进的容积效率、降低的高度尺寸和减少的重量而获得的更灵活的安装条件、适合发展增压和燃油喷射技术的基础、基本能达到总的动平衡的特性和可降低成本所需的简单机械结构的要求。

Description

一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机

技术领域

本发明涉及一种内燃机，尤其涉及一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机。 

背景技术

汽车和轻型飞机工业的内燃机设计和制造技术已经很发达。为了在商业上的应用，任何新型的发动机结构，必须在不牺牲性能的情况下，能够在节约能源和原材料上有明显的改善（特别是燃油消耗的改善），达到环境保护和污染控制的目的，并在乘客的安全性和舒适性方面有显著改善，以及采用有竞争力的设计和生产方法来降低成本和重量。 

新的发动机结构必须具有在简单的机械结构基础上使摩擦损失最小化，而且必须适合发展最大限度地提高燃烧效率和增大燃油利用率的技术。也就是说，新的发动机结构应具体解决在内燃机中最主要要的摩擦力损耗的问题；并且发动机应具有最佳体积和最高燃烧效率的燃烧室；还要能适合于利用先进的增压和燃油直喷技术。 

新的发动机结构必需在重量上更轻，最好能够减小高度尺寸，从而提高适配性和乘客的安全性。对于在汽车上的应用，发动机高度的降低就可以允许将发动机安装在座位下或行李箱中。对于在轻型飞机上的应用，低的外形尺寸就允许发动机被直接安装在机翼内，甚至不需要发动机导流罩。 

新的发动机结构应该能达到动态平衡，以尽量减少噪音和振动。理论上，能够实现完全平衡的发动机就是两缸发动机；而大的发动机仅需在结构上把这种小发动机连接到一起。在低负荷条件下，发动机的整体（随同其相关的机械损耗）可以在脱离的同时又不会破坏发动机的平衡性。 

对于汽车和轻型飞机来说，尽管运用外部连续燃烧技术（例如斯特林发动机和燃料电池）最终能为汽车和轻型飞机提供低排放且高效的动力，但由 于其在重量、空间、驾驶性能、能量密度和成本上的固有缺点，这些技术仍然不能替代内燃机，对于这些应用领域活塞式内燃机在许多年以内还将是最重要的动力形式。 

当前在汽车市场上四冲程内燃机占主导地位，其通常为四缸直列布置。为了实现发动机做功过程的连续和稳定一般至少需要四个气缸做功，因此就决定了发动机的尺寸和形状会很大，因此极大的限制了工程师在整车内布置发动机位置的选择。这类发动机拥有的较小的气缸对于燃烧的效率或者说对于降低初始气体的排放并不是最佳的设计方案。四缸直列的布置方式对于乘客的驾乘感受也有负面的影响，因其设计带来的运动件不平衡力导致了高的噪音和高的振动幅度。 

长期以来发动机的设计者已经认识到二冲程发动机对于四冲程发动机具有更明显地优势：曲轴每旋转一周每个气缸就有一次做功冲程；所以相比较于四冲程的发动机在相同转速速率下，二冲程发动机输出的功率会是四冲程发动机的二倍。通常气缸数越少机械结构就会越简单而且便于运输。而二冲程发动机相比四冲程发动机不仅结构简单，同时进排气口打开和关闭的机构也非常简单。 

然而，二冲程发动机因为其明显的缺点而限制了它的应用。即二冲程发动机平均有效压力（即，容积效率较差）低于四冲程发动机，因为在每个冲程中都会损失一些有效地燃料混合气用于移除之前做功冲程的燃烧产物（扫气）或者用于助燃空气的补充过程，因此做功冲程会失去这部分燃料提供的动力。扫气是二冲程发动机固有的问题，尤其是当发动机必须在超过某个大范围的速度并在负载的条件下运行时。二冲程压燃式（柴油）发动机还有其它已知的缺点，包括起动性差和高颗粒物排放。 

现代增压和燃油直喷技术可以克服许多二冲程发动机以前的限制，使得两缸二冲程发动机代替四缸四冲程发动机变得可行。假如一个两缸二冲程发动机和四缸四冲程发动机有相同的着火频率。如果二冲程发动机能够提供四冲程发动机2/3的平均有效压力，并且二冲程发动机每个缸的有效容积比四冲程发动机增加50%，那么这两种发动机能够产生几乎相同的输出功率。数量更少但体积更大的二冲程发动机燃烧室在提高燃烧效率和减少初始气体排放上将有更好的表现；二冲程还可以去除像四冲程发动机那样的气阀，因此 允许在燃烧室的设计上拥有更大的灵活性。 

目前生产的发动机已知的缺点是有显著地摩擦损失；因此通过减少这些摩擦损失可以达到提高发动机效率的目的。当前生产的汽车发动机摩擦损失最大的部分来源于旋转的连杆推动活塞在气缸壁产生的侧向力，这部分摩擦大约占整个摩擦损失的一半。这个损失的大小可以用一个关系式来表示：即曲轴曲柄半径r，除以连杆长度l；这个比值通常称为λ。想要减小λ，可以通过增加连杆有效长度或减少曲轴的曲柄半径，这样就可以最大化的降低整体的摩擦损失。 

由于活塞（或者更精确的说是活塞环）和气缸壁接触导致的摩擦损失和活塞相对于气缸壁的平均速度同样有一个对应关系。即在保持同样的功率输出的同时降低活塞的速度，也可以使摩擦损失相应减少。 

目前发动机另一个主要的的摩擦损失来源于作用在曲轴主轴颈上的巨大载荷。一个典型的四气缸直列式发动机有五个曲轴主轴颈，这是由于有数吨重的爆发力作用在曲轴上所以这样的曲轴结构是必要的，因为这些力必然会转移到发动机的支撑结构上，即曲轴的主轴颈上。曲轴和发动机的支撑结构必须被设计拥有足够的强度（和有相应的权重），以承受这么大的载荷。 

发明内容

本发明的目的在于提供一种相比目前的四缸四冲程发动机性能更好的两缸二冲程内燃机：拥有改进的容积效率、降低的高度尺寸和减少的重量而获得的更灵活的安装条件、适合发展增压和燃油喷射技术的基础、基本能达到总的动平衡的特性和可降低成本的简单机械结构的要求。 

为了实现上述目的，本发明采取的技术方案为： 

一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，包括： 

一左右对置的气缸，两所述气缸之间具有一曲轴； 

每一所述气缸均具有往复运动的一内活塞和一外活塞，所述内活塞和所述外活塞之间形成一燃烧室； 

两所述内活塞分别通过推杆与所述曲轴连接，两所述外活塞分别通过拉杆与所述曲轴连接； 

每一所述气缸均具有进气口、排气口和燃油喷射口，所述进气口和所述 排气口围绕所述气缸成环状设置，并且每一所述燃油喷射口设置在每一所述气缸的中心位置处； 

所述左气缸的外活塞控制对应的进气口，所述左气缸的内活塞控制对应的排气口； 

所述右气缸的内活塞控制对应的进气口，所述右气缸的外活塞控制对应的排气口； 

还包括两增压器，每一所述气缸连接一所述增压器。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，两所述内活塞和两所述外活塞分别包含一组活塞环，所述活塞环设置在活塞燃烧面后面的活塞体上，以防止气体泄漏。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，每一所述气缸的推杆和拉杆为非对称设置，这使得每一所述气缸的排气口在进气口打开之前打开，排气口在进气口关闭之前关闭。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，每一所述气缸的拉杆轴颈与所述推杆轴颈的角度为155°。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，所述曲轴具有若干曲轴颈，所述曲轴颈按设定角度布置以使每一所述气缸的活塞控制的排气口的正时使排气口在进气口打开之前打开，在进气口关闭之前关闭，使得所述排气口的背压可独立控制所述燃烧室的气压。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，活塞控制所述进气口和所述排气口打开的提前角为所述曲轴旋转角的25°。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，每一所述外活塞的有效质量乘以相应的曲轴颈行程的值与每一所述内活塞的有效质量乘以相应的曲轴颈行程的值相等。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，所述曲轴纵向轴的垂直平面方向上形成凸面；所述推杆具有一个凹面滑动结合于所述内活塞的弯曲端面上。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，一所述气缸的进气口靠近曲轴，另一所述气缸的进气口远离曲轴。 

上述的一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其中，所述增压器 为电动/发电机辅助涡轮增压器。 

因此，我们开发了一款发动机结构，即利用一个曲轴和两个对置气缸，气缸内部结构的末端与曲轴相连。每个气缸包含两个相向运动的内活塞和外活塞，并在两活塞之间形成燃烧室。推杆用于连接两个内活塞和曲轴，拉杆用于连接两个外活塞和曲轴。 

此外，本发明的曲轴最好有至少有四个单独的轴颈，以用于连接各自的拉杆和推杆。每个气缸在各自气缸的两端排列着空气进气口和排气口，在与燃烧室连通的进气口和排气口之间设置燃油喷射装置。 

本发明的一个重要特点是：为了使发动机运行时将动态不平衡最小化而需要选择发动机的几何形状和运动件的质量。更具体的说，应更好的选择每一个外活塞的有效质量，如果同一个气缸中外活塞的有效质量乘以对应曲轴颈的曲柄半径的值等于内活塞的有效质量乘以对应曲轴颈的曲柄半径的值。这样就可以基本上消除动态不平衡。 

为了进一步优化本发明，每个气缸的拉杆颈和推杆颈都是不对称布置的，这样可使与其相连气缸的排气口在进气口打开之前打开，在进气口关闭之前关闭。这种不对称的打开正时也可以利用增压器技术来提高发动机的效率。 

为了使本发明中进排气口不对称开启，同时又基本上保持动态平衡，那么需要一个气缸在内活塞内端临近曲轴的地方设置进气口，而另一个气缸则需要在外活塞外端远离曲轴的地方设置进气口。 

本发明还有另一个特点是每个内活塞背面的顶端有一个光滑的端面，这个端面弯曲成凸面，并垂直于曲轴纵向轴线。然后，一个与之对应的推杆组件包含一个一端连接在曲轴颈上的连杆，而另一端有一个凹状的端面与内活塞背面的外端表面滑动结合。这种推杆设置可以有效的延长推杆，从而达到减小摩擦损失和改善动平衡的目的。 

本发明中外活塞要将动力正常的传递力给曲轴，那么为每个气缸配置两个拉杆是最好的方案。这两个拉杆组件分别布置在对置气缸的两侧，它们的一端套在对应的曲轴轴颈上，而它们远离曲轴的可旋转的另一端连接在对应外活塞的后端。 

本发明发动机实现最大功率效率最好的方案是为其提供增压空气到每个气缸的进气口。目前根据本发明具有非对称正时的特性，我们设置了两个增 压器，每个增压器连接到对应气缸的排气口以接收气缸排放的废气，这些气体经过增压器增压后输送到对应气缸的进气口中。 

附图说明

图1为本发明一种具有对置活塞对置气缸单曲轴发动机的示意图； 

图2（a）为图1中发动机曲轴的起始位置的示意图； 

图2（b）为图1中发动机曲轴旋转45°的示意图； 

图2（c）至图2（h）分别为图1中发动机曲轴旋转90°、135°、180°、225°、270°以及315°的示意图； 

图3（a）为本发明中单个气缸内外活塞完全异相时的示意图； 

图3（b）为本发明中一个基本的对置活塞发动机中两个气缸的内活塞的示意图； 

图3（c）为本发明中一个基本的对置活塞发动机中两个气缸的外活塞的示意图； 

图3（d）为本发明中气缸的内外活塞的示意图； 

图4（a）为本发明中一个对置活塞对置气缸发动机对称活塞正时的示意图； 

图4（b）为本发明中相同发动机非对称进排气正时的示意图； 

图4（c）为本发明中一个对称正时发动机，一个气缸的进排气位置互换的示意图； 

图4（d）为本发明中发动机的示意图； 

图5（a）为本发明中左气缸不对称正时的示意图； 

图5（b）为本发明中右气缸不对称正时的示意图； 

图6为本发明一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机首选方案的主视图； 

图7为图6的俯视图； 

图8为图7中A-A的剖视图； 

图9（a）为本发明中左气缸进排气口的打开和关闭和曲柄角度的示意图； 

图9（b）为本发明中右气缸进排气口的打开和关闭和曲柄角度的示意图； 

图10为本发明中曲轴颈的剖面侧视图； 

图10（a）至图10（d）分别为图10中B-B、C-C、D-D以及E-E的剖视图； 

图11为本发明中曲轴颈部几何形状的示意图； 

图12（a）为现有技术增压的原理图； 

图12（b）为本发明中首选方案增压的原理图； 

图13为本发明中一个首选方案中推杆的示意图； 

图14为本发明中一个首选方案中拉杆的示意图； 

图15（a）至图15（c）为本发明中一个首选方案中燃烧室的示意图； 

图16（a）至图16（b）为一个潜在的替代燃烧室的示意图。 

具体实施方式

下面结合附图和具体实施例对本发明作进一步说明，但不作为本发明的限定。 

如图1所示，本发明的发动机结构包含一个左气缸100，一个右气缸200和一个位于气缸之间的曲轴300（为了清晰表示，发动机的支撑结构在图1中已经省去）。左气缸100有一个外活塞110和一个内活塞120，它们的燃烧表面分别是111和121，两个活塞在这两个表面之间构成一个燃烧室150。右气缸200同样有一个外活塞210和一个内活塞220，它们各自的燃烧表面211和221构成燃烧室250。这四个活塞110，120，210和220都连接到曲轴300的各自单独曲拐上。 

左气缸的外活塞110通过拉杆机构411连到曲轴曲拐311上；右气缸的外活塞210同样的通过拉杆机构421连到曲轴曲拐321上。而图1中只显示了一根拉杆，首选方案的发动机中拉杆是成对使用的，就是一个拉杆在气缸的近侧，另一个拉杆在气缸的远侧，并且这两个拉杆以相同的角度和偏移尺寸连到单独的曲轴颈上。因为拉杆411和421在发动机正常工作时总是受拉，并且在发动机起动时仅需要提供一个很小支持力用于压缩，下文还会讲到，因此它们就可以做到足够小和足够轻。拉杆411和421分别通过活塞销114和214连接外活塞，这些销穿到气缸壁的凹槽内（图上没显示）；外活塞110和210被延长，并且活塞销被安装在活塞的后面以防止漏气。相对于曲轴曲柄半径，拉杆越长就越可以减少发动机的摩擦损失。 

左气缸的内活塞120通过推杆412被连到曲轴曲拐312上；同样右气缸的内活塞220通过推杆422连到曲轴曲拐322上。在正常的发动机运行过程中，推杆412和422总是受压的（下文将会讨论）；它并不是通过活塞销连接到内活塞，而是推杆分别有凹面413和423，骑在活塞背面里的柱形凸面125和225上。这种安装方式有效拉长了推杆的长度并减少了摩擦损失和有利于发动机趋于动态平衡。 

四个活塞110，120，210和220分别显示含有多个活塞环112，122，212和222，各自的活塞环在活塞燃烧面的后部。在发动机的具体的运行过程中，在活塞上通常会放置额外的活塞环以防止气体泄漏到曲轴箱或者从气缸壁上的夹槽（图中未显示）泄露出去，通过拉杆连接的外活塞也是相同的设计。 

气缸100和200都有进排气口和燃油喷射口。在左气缸100中，外活塞110是进气口161的开关，内活塞120是排气口163的开关。燃油喷射口162位于气缸中央附近。在右气缸200中，内活塞220是进气口261的开关，外活塞210是进气口263的开关。另外，燃油喷射口262位于气缸中央的附近。两个气缸的进排气口不对称布置是为了使发动机达到动态平衡，下文有叙述。 

四个曲轴曲拐311，312，321和322都相对于曲轴旋转轴310有独自的定位。内活塞的曲拐312，322中心轴比外活塞的曲拐中心轴311，321更远离曲轴旋转轴，导致了内活塞的行程比外活塞长。左边内活塞的曲拐312和右边外活塞的曲拐321对应的这两个气缸的排气口的打开和关闭总是提前的，而左边外活塞的曲拐311和右边外活塞的曲拐322总是滞后（注意：曲轴的旋转方向是逆时针，如图箭头方向所示）。 

曲拐的独特位置有利于发动机的动平衡和发动机中增压器的运行以更好地获得排气口排出的废气，下文有述。发动机的对称结构可以使曲轴上的大多数非旋转力相互抵消，因此可以使曲轴设计简单化，下文也有述。每个气缸的对置活塞可以在产生大的压缩比的同时减少曲轴的曲柄半径，从而可以降低发动机的高度；更短的推杆结构可以使发动机更紧凑，同时可以减少活塞上侧向力造成的摩擦损耗。 

对比于当前最高技术水平下生产的四缸直列发动机，本发明的发动机在安装适用性，降低摩擦损失和消除振动等方面有很大的改善。对置活塞对置气缸发动机的高度要由最大的曲柄半径来决定。设计对置活塞的时候，要达 到相同的气缸排量，曲柄半径可以被设计到差不多一半大小。相对于450mm高的四缸直列式发动机，可以减少差不多200mm的高度。单曲轴和推杆的结构使发动机宽度大约有790mm，这是一个相对紧凑的发动机，完全可以安装于汽车上。本发明的发动机相对于四缸直列式发动机在全部体积上大约减少了40%，在重量上相应减少了30%。 

在本设计中大大减小了作用于活塞上的侧向力。现有技术发展水平下的四缸直列发动机中曲轴曲柄半径对曲柄连杆比（λ）大约为1/3。本发明中因为长拉杆和短的曲轴曲柄半径，外活塞对应的λ大约为1/12。另外内活塞的推杆在活塞底部的凸面上可以滑动，所以曲轴曲柄半径对曲柄连杆的有效长度比值（λ）大约为1/7。 

对于传统的四缸直列发动机，虽然本发明的两缸发动机有相同的活塞总数，但是由于每个活塞运行的距离变短，所以对比于同样功率输出的发动机实质上降低了活塞的速度。对比传统的四缸发动机，内活塞的速率大约减少了18%，外活塞的速率大约减少了39%（下文会讨论曲拐的不对称长度）。 

对置活塞的结构大体上消除了在主轴承上的非旋转燃烧压力，因为外活塞的拉杆抵消了内活塞的推力，只有旋转力作用在曲轴上。所以主轴承的数量可以减少到2个，曲轴和支撑发动机的机构也可以做的更轻。 

虽然进排气的非对称正时循环会有轻微的残留动态不平衡，但是本发明的发动机（正如下文讨论的那样）大体上还是能达到动态平衡的。在发动机转速达到4500rmp的时候，计算出来的这个残留不平衡力作用在发动机上最大值大约为700N，这相比较于四缸直列发动机的大约10000N减少了93%。 

本发明的发动机结构很适合安装增压器。如图1所示，我们的首选方案是每个气缸安装一个独立的增压器510，520。因为只有两个气缸，从经济上考虑是可以接受一个气缸安装一个增压器的方案的，脉冲涡轮增压技术将会更实用。我们选择的两个增压器是电动马达辅助涡轮增压器，目的是提高扫气的效率的同时也避免涡轮延迟，从而提高发动机在低转速下的响应性以及增加从发动机排气口回收的气体能量。 

发动机： 

图2（a）到2（h）图示了活塞位置、进排气口位置和大约旋转45°位置的活塞速率；注意图2中曲轴旋转方向是逆时针。小三角和弧形带箭头的 虚线代表曲轴角度Ф。虽然连杆（推杆和拉杆）和曲轴各种位置交叉，但是四个曲轴颈的编号清晰，分别是曲轴颈1，2，3，4连接左外活塞，左内活塞，右内活塞和右外活塞。为了清晰的表示，内活塞推杆的滑动底部和底部的凸面被显示出来，并且内推杆的“有效”长度也用虚线表示出来了。 

图2（a）表示发动机曲轴在0°的位置（可以定义为左气缸的“上止点”，缩写TDC）。在这个位置，左侧外活塞110和左侧内活塞120是相互最接近的点。大约曲轴旋转到这个角度的时候，发动机使用喷油器将高压燃油喷入左气缸并开始燃烧（实际的发动机还会有更复杂的活塞表面，它们之间形成一个燃烧室；图2中的平滑活塞表面只是用于表示相关的活塞位置）。这个时候左气缸的进排气口161和163被110和120完全关闭。由于活塞起动时排气口大约提前打开12.5°，进气口滞后了同样的角度打开，所以活塞110和120会有向右轻微的同向运动，如箭头所示（气缸内左活塞120刚开始逆转方向）。由于两个活塞所对应的曲轴行程是不一样的，所以活塞的速度也是不同的。 

图2（a）的右气缸中，这时右侧内活塞220和右侧外活塞210是相距最远的时候。右气缸的进排气口261和263都是打开的，先前燃烧循环的废气正在被排出（“单向”的扫气）。同左气缸的活塞相似，210和220都有小小的速度差，只不过相对于左侧的活塞，右气缸的外活塞210已经改变了运动方向。 

图2（b）中，在做功冲程中左气缸的活塞110和120在逐渐分开，外活塞开始向相反方向运动；显然内活塞比外活塞运动的更快，根据图上箭头的大小可以看出来。在右气缸中，外活塞210已经关闭排气口263，然而进气口261仍然有一部分打开让增压气体继续进入。 

图2（c）中，左气缸仍然在做功冲程，两个气缸110和120速率接近相等，不过方向相反；在右气缸中，活塞220已经关闭了进气口261，两个活塞向中间移动并压缩它们之间的气体。 

在图2（d）中，左气缸左侧内活塞120已经打开了排气口163，同时进气口还在关闭着。在这个扫气的阶段，燃烧室中活跃的膨胀气体被回收到外部的涡轮增压器（“脉冲”涡轮增压器）中，或者转换为电能。在右气缸中两个活塞继续进行压缩冲程。 

在图2（e）中，左侧外活塞110已经打开进气口161，并且气缸已经完成扫气。内活塞120已经改变了运动方向。右气缸中两个活塞差不多已经到了上止点的位置，两个活塞220和210都是有向右运动的趋势的，这个过程中外活塞已经改变了运动方向。 

在图2（f）中，左侧内活塞120已经关闭了排气口163，同时进气口仍然打开让增压气继续进入气缸。外活塞110已经到达最远位置并开始改变方向。右侧气缸则是做功冲程，两个活塞将逐渐分开。 

在图2（g）中，左侧外活塞110已经关闭了进气口161，并且两个活塞110和120在向中间运动，并开始压缩它们之间的气体。右侧气缸继续做功冲程。 

在图2（h）中，左侧气缸继续做压缩冲程，在靠近如图2（a）所示的上止点位置。在右侧气缸中，外活塞210已经打开了排气口263，同时进气口仍然关闭着（扫气）。 

特殊的角度和正时是由曲轴的形状和气道口的尺寸和位置来决定；上述的内容仅仅是为了概要说明一下本发明。 

平衡质量力： 

发动机设计中一个重要的目标是使包括曲轴、质量块和其它结构上的平衡质量力达到平衡以消除振动和减少周期性变载荷的效果。通过连杆连到曲轴颈的单个活塞将产生一阶额外的质量力（和曲轴旋转有相同的频率）并还有更高阶的力（跟曲轴旋转多样频率一样的频率）。而本发明的对置活塞对置气缸的中央单曲轴的发动机结构基本上能够平衡所有的质量力，包括一阶和更高阶。虽然理论上发动机的每个气缸都有可能各自平衡，但本发明利用了另外一种的方法：在对置气缸中允许一个气缸中的不平衡力被另一个气缸的不平衡力抵消掉。这种方法可以使发动机的设计避免被各种各样的因素所影响。 

本发明中实现动态平衡的方法我们可以先找出单个气缸内部不平衡的问题以更好地理解。如图3所示，发动机的单个气缸如图3（a）所示，在图3（b）、3（c）和3（d）中所示的就是用于平衡这款发动机的方法。 

假设两个气缸的相位角度是180°（即如图3（a）所示的α1和α2的相位位置），如图3（a）所示单个气缸如果要使其一阶和二阶的平衡质量力平 衡，需要满足如下的两个条件： 

$\frac{r_1}{l_1}=\frac{r_2}{l_2}---\left[1\right]$

和 

r₁·m₁=r₂·m₂        [2] 

其中： 

r1是内活塞的曲柄半径 

r2是外活塞的曲柄半径 

l1是内活塞的连杆长度 

l2是外活塞的连杆长度 

m1是内活塞的有效质量 

m2是外活塞的有效质量。 

然而，既满足条件（1）又满足条件（2）是困难的，而在实际应用中，l2（外活塞的连杆长度）明显的大于l1（内活塞的连杆长度）。发动机设计的越紧凑，这个差值越大。所以我们在本发明中使用了滑动推杆结构，这种机构会延长l1的长度。 

两个连杆长度的不同会约束两个相对的活塞曲柄半径和活塞有效质量的设计（如果动态平衡在单个气缸中实现）。为了满足条件（1），外活塞的曲柄半径r2必须比内活塞的曲柄半径r1大，且两个曲柄半径的比值应与连杆长度的比值相同。为了满足条件（2），内活塞的有效质量m1也要比外活塞的有效质量m2更大，同样要与之前的比值相同。所有的这些条件都限制了发动机的设计。这样的要求不可能被满足，例如，增加外活塞曲柄半径的长度，但同时活塞也增加了质量，而且还要容纳如下文所述的第二组活塞环。还要注意的是外活塞的有效质量还包括了拉杆的部分，在实际应用中拉杆贡献的有效质量比推杆贡献的有效质量要大得多，因此这样只会更增加发动机气缸的不平衡。 

为了不受上文中条件（1）和条件（2）的限制，本发明并不追求每个气缸的完美平衡，反而是利用图3（b）、3（c）和3（d）所示的方法实行。 

很好理解对于如图3（b）中对置活塞发动机结构（或是V型水平对置活塞发动机）的平衡质量力已经平衡了除了一阶力外的其它质量力（两个气缸中每个气缸的更高阶的额外质量力被相互抵消，整个发动机中只剩下一阶额外质量力）。更好理解的是这个发动机结构中的一阶质量力等于活塞有效质量乘以曲柄半径，公式为： 

F₁=2·m₁·r₁·ω²·Sin(α₁+ωt)        [3] 

类比图3（b）中的发动机结构，图3（c）的发动机结构也可以平衡除一阶力的其它平衡质量力，为： 

F₂=2·m₂·r₂·ω²·Sin(α₂+ωt)           [4] 

为了理解如图3（d）所示的结构是如何实现动态平衡的，可以将本发明的发动机结构看作是由图3（b）和图3（c）叠加组成的，整个的平衡质量力等于： 

F_T=F_l+F₂=2·ω²·[m₁·r₁·Sin(α₁+ωt)+m₂·r₂·Sin(α₂+ωt)]       [5] 

如果选择图3（b）中发动机的α1和α2和图3（c）中发动机异相180°，那么，且“叠加”的发动机总的一阶平衡质量力将等于，如果 

                      [61 

m₁·r₁-m₂·r₂=0 

那么这个发动机总的一阶平衡质量力将是零。 

因此，由图3（b）和3（c）这种已经平衡了除一阶质量力以外的其它平衡质量力的结构组成的发动机图3（d）也能达到平衡，这个一阶平衡质量力可以被消除，只要： 

m₁·r₁=m₂·r₂            [7] 

注意到尽管因为“发动机”的一个活塞要打开和关闭排气口，另一个活 塞要打开和关闭进气口，而导致的两个活塞的燃烧面和横断面设计不同，但是两个活塞的质量是一样的。 

采用这种方法来平衡发动机有一个显著优势就是动平衡的实现并不取决于连杆的长度。实际上，通过分析内外活塞的有效质量（包括推拉杆的贡献的有效质量）然后计算曲轴的曲柄半径r1和r2可以比较直接的明确达到平衡的条件。注意在这个方案中，外活塞的有效质量越大，那么外活塞的行程对比内活塞的行程就越短，这和单个气缸达到动平衡的条件正好相反。 

上述讨论的发动机进排气具有对称正时和两个气缸与曲轴垂直成直线对齐放置的特点。虽然本发明的对置活塞对置气缸发动机结构可以像描述的那样完全达到平衡，但是首选方案中要允许进排气口的不对称正时就必须要接受一些细微的残余不平衡力，下文有述。虽然有残余不平衡，但是计算机分析表明该方案中的平衡质量力的大小等级小于标准的四缸直列四冲程发动机。 

进排气口的不对称正时： 

二冲程发动机中进排气口的不对称正时可以产生很大的收益。如果排气口提前进气口打开，那么未充分燃烧的混合气可以被涡轮增压器更有效的回收；如果排气口在进气口之后关闭，那么气缸可以被更有效的增压。 

本发明的发动机每个气缸的进气口由一个活塞控制，排气口由另一个活塞控制。这种结构不仅可以提高扫气效率，还可以实现进排气口非对称正时的设计。 

每个气缸中两个活塞的不对称正时是通过改变曲轴颈对应的角度位置实现的（参考图1）。两个活塞对应曲轴颈的位置相距180°这样可以使两个活塞同时达到各自的最小和最大的偏移量（对称正时）；本发明的方案中排气口打开时对应的曲轴颈角度提前大约12.5°，而进气口打开角度则滞后大约12.5°（“上止点”，因此仍然与对称正时发动机存在相同的曲轴角度，但是在气缸中两个活塞有一段微小的同方向移动）。结果就是，排气口在进气口之前打开可以使扫气更彻底，并且在进气口之前关闭以增加增压效率。 

本发明的发动机进排气口不对称正时结构在循环（两个气缸在垂直方向轻微的偏移同样会影响这个不平衡，下文将会叙述）的时候会有一些平衡质量力达不到平衡（上文有述）。在首选方案中，两个气缸通过互换进排气口 位置已经使这个不平衡力降到最小。 

图4（a）显示了一个对置活塞对置气缸发动机使用对称正时的结构。两个气缸的排气口都设在内测（即近曲轴端），进气口设在外侧。正如上文所述那样，发动机中平衡质量力可以被完全平衡。 

图4（b）显示了一个相同的发动机只是配置了进排气非对称正时。是一个和图3（b）和3（c）这两个发动机不一样的非异相结构，因此这个发动机会有一些残余的、不可被消除的一阶平衡质量力。这也是一个可行的发动机设计，尽管有不可消除的平衡外质量力，但仍然远小于那些传统的四缸直列发动机结构。 

比4（b）所示的更好的方案，就是通过互换两个气缸的进排气口的位置以使其达到一个最佳的平衡状态，如图4（c）和4（d）所示。图4（c）是一个气缸进排气口位置互换的对称正时发动机；假设活塞质量都是相同的，那么就和图4（a）显示的发动机那样有相同的平衡质量力。图4（d）则是更好的方案。气缸上不仅互换了进排气口的位置同时需要将各自曲轴轴颈的位置也“分开”以确保正确的正时。这个发动机仍有不平衡的平衡质量力，但是这些力是微不足道的，因为它们比一个四缸直列发动机的二阶平衡质量力的1/10还小。改进的平衡质量力来源于每个内活塞的不平衡力被与其异相180°位置连接的对置气缸中外活塞的不平衡力大幅抵消。如果内活塞的λ（曲轴曲柄半径除以连杆的长度）等于外活塞的λ，那么这个不对称结构将完美平衡（忽略一个额外很小的不平衡力以进一步减少摩擦损失，下文有述）。因此在首选方案的发动机结构中，内活塞增加的推杆有效长度对达到动平衡有所帮助。 

虽然为了达到动平衡的目的，需要使内推杆的有效长度更长（通过增加内活塞背面圆柱凸面的曲率半径）。但是应用中有两个因素限制了该方法的使用范围。首先，如果半径太大，作用于滑块上的侧向力将不足以驱动它在表面上滑动。其次，如果推杆做得太长，推杆和气缸壁之间就有可能发生干涉。因为我们希望发动机尽量的紧凑实用，那么第二个因素在首选方案的结构中就成了限制因素。 

在图5（a）和图5（b）中进一步说明优选方案是如何运行的，图示了曲轴旋转一周气缸中的活塞位置和曲轴角度关系。同时也显示了进排气口在气 缸壁上的位置。在图5（a）和图5（b）中，可以清晰的观察到每个气缸中两个活塞的不对称正时，还显示了两个活塞到达最大偏移处曲轴的角度，和在气缸“上止点”一起运动的情况。还可以观察到内活塞的行程比外活塞长，这是由于曲轴曲柄半径不同造成的。进气口由左侧外活塞和右侧内活塞控制，排气口由左侧内活塞和右侧外活塞控制，但两个气缸的进排气口尺寸会有所不同。 

许多发动机结构的平衡是靠具有4个、6个、8个或者更多的气缸配置来达到各个活塞相互抵消平衡质量力的目的。反向旋转系统也经常被使用，但是增加了发动机的复杂性。本发明的一个优点就是在紧凑型的两缸发动机上实现了动平衡。以后可以把多个小型发动机并排放置组成一个大型发动机，并把各发动机的曲轴连接在一起。可以利用例如电子离合器这样的结构实现这样的连接，而且允许在低载荷不需要的时候将成对的气缸脱离连接。目前存在的发动机在只负载部分载荷时也是使用部分气缸做功，但是其他气缸仍继续连接到曲轴上，活塞仍在气缸中运动，因此会继续给发动机提供摩擦载荷。 

本发明的最优方案实施例 

图6，7和8中进一步说明了本发明的优选方案，分别为正视图，俯视图和剖视图。图描述了发动机左气缸在上止点后270°时的情况。发动机包含一个左气缸1100，一个右气缸1200和位于两个气缸之间的一个曲轴1300（发动机的支撑机构并没有表示出）。 

如图8所示，左气缸1100有一个外活塞1110和一个内活塞1120，各自有燃烧面1111和1121，它们之间形成一个燃烧室1150。右气缸1200同样有一个外活塞1210和一个内活塞1220，各自也有燃烧面1211和1221以及燃烧室1250。四个活塞1110,1120,1210和1220中每个活塞被连到曲轴1300独立的曲拐上。 

正如图7所示的，左气缸的外活塞1110通过两个拉杆1411被连接到曲轴上，每个拉杆在气缸的一侧；右气缸的外活塞1210同样通过两个拉杆1421连到曲轴上。拉杆1411和1421则是用销1114和1214穿过气缸壁内的槽1115和1215将外活塞连在一起（如图6）。 

左气缸的内活塞1120通过推杆1412连到曲轴上；右气缸的内活塞1220 同样通过推杆1422连到曲轴。推杆末端有凹面1413和1423设置在内活塞后部的凸面1125和1225上。 

四个活塞1110,1120,1210和1220分别对应一组活塞环1112,1122,1212和1222，它们被布置在在燃烧面的后面活塞体上，用于防止气体漏到曲轴箱中或者防止气体沿着外活塞和拉杆连接槽的位置从气缸壁处泄露。 

气缸1100和1200都有进气、排气和燃油喷射口。每个进排气口都围绕气缸成环状布置。在首选方案中，进气口为两排环绕气缸的开口（左气缸1161a和1161b和右气缸1261a和1261b）目的是为了提高扫气效率，下文有述。在左气缸1100中，外活塞1110控制打开和关闭进气口而内活塞1120控制打开和关闭排气口1163。燃油喷射口1162布置在靠近气缸中心的位置。在右气缸1200中，内活塞1220控制打开和关闭进气口1261a和1261b，外活塞控制打开和关闭排气口。同样，燃油喷射口1262也布置在靠近气缸中心的位置。 

在首选的方案中利用了两个增压器1510，1520，每个气缸配置一个。这些增压器是电动/发电机辅助涡轮增压器。每个气缸配置一个增压器可以使脉冲涡轮增压更有效，下文有述。 

图6和8可以观察到首选方案中左右气缸1100和1200互相之间有一个微小的垂直方向的偏移或错位，即左气缸比右气缸高一些，计算机分析表明轻微的错位（大概10mm）会减少发动机的摩擦损失。计算机进一步分析表明这个偏移量的合理选择可以得到一个小的动态质量不平衡，其不平衡正好总体上与发动机的残余不平衡方向相反，所以这个偏移可以在总体上抵消发动机的残余不平衡力。 

进排气口正时和曲轴参数： 

图9与图8一起说明了本发明优选方案的进排气口正时。为了表示清晰，曲轴角度在0°时，把它定义为左气缸的上止点。注意到这儿的上止点是气缸中的两个活塞互相无限接近的点；虽然一个活塞的正时是提前的，另外一个活塞是滞后的，但是这两个活塞在这个点上有相同的速率（与右边的图比较） 

正如上文说明的，每个气缸的内活塞并不是用销与连杆连接在一起的，而是连杆底部凹柱面穿过一个十字头滑块，达到了增加连杆有效长度的效果 （比如，减少了活塞的侧向力从而也减少摩擦力）。 

为了更清晰地显示，图8所示的是发动机曲轴旋转到270°的时候的曲轴角度位置，也就是图1描述的位置。在这个角度，左气缸的活塞正在相互靠近，并且进排气口都关闭着，两个活塞之间正在压缩空气。右气缸则在做功冲程中，排气口还没有打开。 

左气缸的正时如图9（a），右气缸的正时如图9（b）所示。而初始位置如图8所示，左气缸正开始做一个完整的循环，正时变化如下所述： 

在曲轴接近0°时，内外活塞的间隙很小，之间的空气也被压缩升温。接近上止点（曲轴角度0°）时，活塞与四周形成一个紧密的接触，因此在燃烧室形成了一个“压扁”的区域并在里面产生了强的涡旋气流，下文有述。当快到上止点的时候，燃油通过喷射口1162喷射到燃烧室，并立即开始燃烧。 

在曲轴旋转90度后，做功冲程开始，内外活塞之间的气体膨胀。图中排气口开处，内活塞1120开始打开排气口1163。在图中的[B]阶段（为了“排气”）膨胀气体的动能可以被用于脉冲涡轮增压，下文有叙述。 

图中A进气口开处，外活塞1110开始打开进气口的第一排或者叫扫气口1161a。设置第一排的出口是为了让空气以切线的方向进入气缸，在气缸内创造一个涡流用于扩大从排气口排出废气的效率。第一排进气口和1161b进气口与气缸都成一定的角度（本方案中大约是23°），这样有利于要进入气缸的气体沿螺旋方向快速进入，之后被外活塞压缩。图9（a）的[S]指定为扫气阶段。 

图中B进气口开，进气口的第二排或者叫扫气口1161b被打开。这个布置可以让气体直接进入气缸中心，而不是螺旋状围绕在气缸周围。空气通过1161b进入后越过外活塞面1110直接从活塞中间到达燃烧室的中心位置，当然忽略进入气缸边缘的部分。这有利于清除第一排扫气时涡流中央附近的残留废气。 

既然两个活塞的正时是不同步的，那么就没有与通常叫做下止点（BDC）的位置严格一致的点。在时刻B1处，内活塞到达了它的最大行程并将要反向运动；在时刻B2处，两个活塞运动的速度大小与方向均相同（上文定义的“上止点”的反面）。在时刻B3处，外活塞到达了它的最大行程并将要反向运动。 

图中排气口关处，内活塞1120关闭了排气口1163。从排气口关到外活塞关闭第一排进气口A进气口关，气缸将通过涡轮增压器或者增压器进行增压并在压力下被空气充满，下文有述。图9（a）的[C]阶段就是增压阶段。排气口在进气口之前关闭不仅为增压提供了机会，同时还提供了在适当的情况下限制进入燃烧室空气量的条件。例如，在发动机低载荷条件下，减少空气进入燃烧室的量同时减少燃油喷射量就可以提高续航里程和减少排放。一个拥有完整的马达/电动机的涡轮增压器就能达到这样目标，下文有述。 

右边气缸的正时和左气缸的完全相同，如图9（b）所示，但是与左气缸有180°的相位偏差，并且内外活塞的功能也是相反的。 

曲轴设计： 

图10进一步说明了本发明曲轴的设计。四个曲拐1311，1312，1321和1322相对于曲轴旋转轴1310的位置是相互独立的。内活塞的曲拐1312，1322比起外活塞的曲拐1311，1321距离曲轴旋转轴更远，导致了内活塞的行程比外活塞长。左边内活塞的曲拐1312和右边外活塞曲拐1321在各自气缸里是控制排气口的开关，并且有一个提前角。同时左边外活塞的曲拐1311和右边内活塞的曲拐1322控制进气口并有滞后角，如B-B，C-C，D-D和E-E的剖视图所示。 

图11显示了优选方案中曲轴曲柄半径的尺寸。内活塞曲轴颈的曲柄半径是36.25mm，外活塞曲轴颈的曲柄半径是27.25mm。活塞连接的轴颈控制左右气缸的进排气口，提前角分别是7.5°和13.7°（还有，曲轴旋转是逆时针的）；控制左右气缸进气口的滞后角分别是17.5°和11.3°。左右气缸的不同角度会导致发动机的不对称，上文叙述过，在纵向线方向上有10mm的位移。 

曲轴的主要任务就是通过拉杆和推杆转换活塞的往复运动为旋转运动。曲轴上的不平衡力会增加曲轴与支撑它的轴承之间的摩擦力。不平衡力的存在还会使发动机结构设计复杂化，由于这个力必须被转移到发动机的支撑结构上，因此支撑结构在设计时必须能够支承这个力。例如，在标准的四缸直列发动机中，四个活塞作用于曲轴上的力是同方向的，它会把数吨的力转移到曲轴的主支撑轴承上。因此一个典型的四缸直列发动机通常会有五个轴承座支撑曲轴。 

本发明的发动机结构允许一个简单的曲轴设计，因为每个气缸中的内外活塞和外活塞的力都分别被相反的作用力抵消了。图4（d）所示的左气缸，作用于两个活塞上的压缩力和燃烧膨胀力实际上大小相等并方向相反，外活塞的拉杆作用于曲轴上的拉力总体上等于内活塞的推杆作用于曲轴上的推力。结果会让曲轴开始旋转，并只有很小的侧向力和上下方向的力不能被抵消（由于拉杆和推杆角度的细微不同，还有两个活塞的不对称正时）。所以曲轴主轴承上的载荷会非常小，这样与四缸直列发动机相比，本发明的发动机就可以不需要很多的曲轴主轴承的支撑，而且只有很小的摩擦力损失。 

本方案中的增压方法如图12（a）和图12（b）所示，图12（a）图示了当前的涡轮增压技术，图12（b）图示了电动辅助涡轮增压技术。本发明的发动机结构只有两个独立的被分开很远的气缸，并且各自有独立的进排气正时，这为控制扫气、进气和利用排气提供了重要的时机。特别是，因为只有两个气缸，那么可以为每个气缸提供一个脉冲涡轮增压器并能将成本控制在一个合适的水平。更进一步，如果为涡轮增压器配置电力马达/发电机驱动，那么发动机将有更出色的性能表现。 

正如过去一样，二冲程发动机的成败与否取决于它的扫气效率。最佳的扫气是在整个发动机控制参数图上实现完美的燃烧，特别是根据降低NOx的需要控制废气再循环的效率。 

要做出一款成功的二冲程发动机，并拥有不小于四冲程发动机的功率，就需要用到增压扫气技术。扫气是由优化的充气压力和排气背压的压力比来决定的。这个压力比必须首先适合于发动机的转速并且必须随着转速的增加而增加。还必须要适应于负载工况和瞬态工况。 

这个可以利用永磁无刷直流电动机辅助涡轮增压器来实现，利用电动控制涡轮转速，进而实现升压控制。 

往复运动的内燃机本质上是一个拥有不稳定脉冲的设备。涡轮机可以按照利用这样的不稳定脉冲来进行设计，但是运行在稳定脉冲的条件下会有更高的效率。实际上，有两种类似的方法来回收利用一部分可用的排气能量：定压涡轮增压和脉冲涡轮增压。在定压涡轮增压中，一个拥有足够大体积稳压腔的排气歧管可以有效稳定大量气流，并且压力脉冲也被消弱，以至于进入涡轮机的气流压力会变得非常稳定。但是这种方法有个缺点就是不能充分 利用从排气口排出的高速气体的能量，能量损失发生在高速气体在一个大体积的稳压腔中混合为低速气体的过程而没有被加以利用。而脉冲涡轮增压，使用尽量短和细的气管将每个排气口和涡轮机连在一起，因此从排气口排出的高速废气能量就能被利用了。通过将不同的排气口合理的分组可以使排气脉冲变得有序，并且可以将不同排气口排出的气体的相互干涉降到最小，波动的不稳定性就可以被控制在可以接受的水平。涡轮机必须按照此脉冲进行专门的设计以达到足够的效率。结合涡轮机中可利用的能量增强了，再加上合理的涡轮效率，将可以使整个脉冲系统更适用于大型柴油机。而对于汽车发动机，通常使用定压涡轮增压。 

大多数用涡轮增压的重型发动机使用一个分开的排气歧管系统连到被分开的的蜗形涡轮壳中。例如，六缸发动机通常使用一个包含两个支管的排气歧管；一个支管连接气缸的1,2和3排气口，另一个支管连接4,5和6气缸排气口。按照正常的发火顺序1-5-3-6-2-4，从点火顺序可以看出从气缸中出来的排气脉冲自动从一个支管切换到另一个支管，而且在每个排气脉冲之间都有120°的曲轴旋转角度差。废气的流动路径被歧管支管保持分开，直到涡轮机叶轮外围的入口。因此，被分开的歧管系统确保各气缸的排气振动不受前一个气缸点火后排出气体过程的干涉。 

可惜的是，当排气阀打开时实际上产生的高速气体作为脉冲从排气口排出进入排气歧管会被消弱，然后进入歧管末端截面很大的涡轮壳入口。因此，涡轮增压器的涡轮壳就被设计成一个收缩的排气截面，就是为了再次产生高速气体去驱动涡轮机的叶轮。由于排气气体必须流经管口的喉部，因为喉部有相对较小的流道面积，因此歧管支管中就产生了一个高的背压，因此增加了发动机的泵压损失。 

本发明的发动机提供了一种利用气缸排气过程产生的高速气体直接驱动涡轮机的方法。就是排出的气体在离开气缸燃烧室之后立刻进入涡轮壳，所以就不用在涡轮壳中加入一个收缩的管道截面。此外，既然每个气缸有一个涡轮增压器，涡轮壳内部就不需要再分割，因此可以让排气进入到未分割的涡轮叶轮的周围可达到最大化利用涡轮增压的效果。 

由于本发明中发动机的独特设计，一个气缸使用一个涡轮增压器可以实现保持从气缸排出的高速气体到涡轮叶片的速度不发生变。涡轮壳中去掉了 收缩的管口将使排气只有非常小的背压。相比较于标准的分割歧管系统，本发明的配置可在气缸形成更大的压差。因此相比较于标准的二冲程或者四冲程涡轮增压发动机，本发动机在燃油消耗方面得到重大的改进。 

合理高效的气缸扫气需要在进排气之间有一个结构良好的部件。 

目前广泛使用的循环扫气或者回流扫气技术，在目前或者将来已不能满足轻型飞机或者汽车发动机的需求，因为这种方式会使进排气混合在一起。然而利用直流式扫气的可能性却很高，提升的排气阀、对置活塞、或单一曲轴的设计，这些特点都适用于这种扫气，因为这种配置可以达到最高等级的容积效率和最低的排气与新鲜进气的混合。 

发动机中所有摩擦损失大约有50%来源于连杆旋转作用于活塞上而产生的侧向力，比如，连杆推动活塞撞击气缸壁。短的连杆会产生较大的侧向力而长连杆则产生小一些的侧向力（无限长的连杆可能就不产生侧向力，但是连杆也会无限大和无限重）。所以尽量减少侧向力，就不会因为连杆的尺寸或重量而增加摩擦损失。 

本发明发动机的内活塞连杆只受压缩负荷，所以就不需要用到活塞销。而是由滑动十字头滑块装在大直径的凹面上来替代，连杆可以在面上滑动（图13）。为了让这个设计能正常工作，底部十字头滑块的力必须大于零。只要十字头滑块和滑动连杆之间的摩擦系数小于0.45。然后连杆长度理论上超过100mm，那作用于活塞上的侧向力和发动机中的摩擦损失就会减小。此外，既然内活塞的λ减小了，上文叙述的平衡质量力也会降到最小。 

外活塞经由气缸外的两个连杆把往复运动传递到曲轴上（图14）。这些连杆只受拉伸负荷，所以称为拉杆。这儿由于是较长的拉杆，所以就会再次有效地减少摩擦。拉杆一直是受到持续的拉伸载荷并无弯曲载荷，所以可以把拉杆设计的既长又细。 

燃烧室设计： 

燃烧系统的目的是： 

1．优化热力学过程进而减少燃油消耗率。 

2．优化动力释放从而减少排气污染。 

3．提高动力输出。 

4．减少发动机的噪音和应力。 

对于燃油燃烧，在内燃机中循环的燃烧过程比持续的燃烧过程有优势（燃气轮机，斯特林发动机等等），因为工作气体的温度可以比周围的温度更高。这样就可以有更高的热效率。对于循环燃烧的发动机，直喷式柴油机具有最高的潜能，因为它根据曲轴转角控制喷射速率为发动机提供了一个最优化的热能释放条件。创造一个理想的燃烧过程（即实现理想的热能释放）是需要靠恰当的喷油速率和涡流特征相结合来实现的。 

为了减少排放，本发明的发动机提供了另一种可能。因为发动机中并没有进排气气阀，所以可以完全自由的设计燃烧室的形状。图15就是一个例子，描述了燃烧室分别在快到上止点之前（图15（a）），上止点（图15（b））和刚离开上止点（图15（c））的状态。 

一个环形的排气活塞匹配一个对称轮廓的进气活塞组成燃烧室。活塞形成一个宽阔区域的压缩空间，当靠近上止点的时候可以产生一个高强度的涡流。这种设计的对置活塞燃烧系统中将可以改善废气排放，燃油消耗率，功率输出以及乘客舒适性。 

除了传统燃烧系统已经具有的特点以外，本发明的发动机还提出了有别于传统发动机的新式燃烧系统，如图16（a）和16（b）所示。在气缸里分割出一个燃烧室容积，并且在气缸与燃烧室之间安装一个氮氧化物散热片或者催化转化器（参考图16（a））。为了反映动力学原理，并为了维持最优的扫气配置，转换器将被连接到排气活塞上；燃油将被直接喷射到燃烧室中。这个燃烧系统可能会在不牺牲油耗、功率输出和驾驶舒适度的极端低排放燃烧条件下提供一种突破。 

图16（b）表示的是在非常靠近燃油喷射器的位置设计一个环球形的燃烧室，这样可以保留高压力的燃油喷射的同时消除狭窄通道的设计和因为有狭窄通道而带来的其它问题。 

以上仅为本发明较佳的实施例，并非因此限制本发明的实施方式及保护范围，对于本领域技术人员而言，应当能够意识到凡运用本发明说明书及图示内容所作出的等同替换和显而易见的变化所得到的方案，均应当包含在本发明的保护范围内。 

Claims (10)

1.一种具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，包括：

一左右对置的气缸，两所述气缸之间具有一曲轴；

每一所述气缸均具有往复运动的一内活塞和一外活塞，所述内活塞和所述外活塞之间形成一燃烧室；

两所述内活塞分别通过推杆与所述曲轴连接，两所述外活塞分别通过拉杆与所述曲轴连接；

每一所述气缸均具有进气口、排气口和燃油喷射口，所述进气口和所述排气口围绕所述气缸成环状设置，并且每一所述燃油喷射口设置在每一所述气缸的中心位置处；

所述左气缸的外活塞控制对应的进气口，所述左气缸的内活塞控制对应的排气口；

所述右气缸的内活塞控制对应的进气口，所述右气缸的外活塞控制对应的排气口；

还包括两增压器，每一所述气缸连接一所述增压器。

2.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，两所述内活塞和两所述外活塞分别包含一组活塞环，所述活塞环设置在活塞燃烧面后面的活塞体上，以防止气体泄漏。

3.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，每一所述气缸的推杆和拉杆为非对称设置，这可使得每一所述气缸的排气口在进气口打开之前打开，排气口在进气口关闭之前关闭。

4.根据权利要求3所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，每一所述气缸的拉杆轴颈与所述推杆轴颈的角度为155°。

5.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，所述曲轴具有若干曲轴颈，所述曲轴颈按设定角度布置以使每一所述气缸的活塞控制的排气口的正时在进气口打开之前打开，在进气口关闭之前关闭，使得所述排气口的背压可独立控制所述燃烧室的气压。

6.根据权利要求5所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，活塞控制所述进气口和所述排气口打开的提前角为所述曲轴旋转角的25°。

7.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，每一所述外活塞的有效质量乘以相应的曲轴颈行程的值与每一所述内活塞的有效质量乘以相应的曲轴颈行程的值相等。

8.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，所述曲轴纵向轴的垂直平面方向上形成凸面；所述推杆具有一个凹面滑动结合于所述内活塞的弯曲端面上。

9.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，一所述气缸的进气口靠近曲轴，另一所述气缸的进气口远离曲轴。

10.根据权利要求1所述的具有对置活塞对置气缸单曲轴的内燃机，其特征在于，所述增压器为电动/发电机辅助涡轮增压器。

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