CN2700581Y

CN2700581Y - 发动机

Info

Publication number: CN2700581Y
Application number: CNU032422970U
Authority: CN
Inventors: 渡边生
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2002-03-20
Filing date: 2003-03-20
Publication date: 2005-05-18
Anticipated expiration: 2013-03-20
Also published as: CN1268838C; US6820586B2; KR100474424B1; BR0300724B1; TW583382B; CA2422663A1; TW200305681A; AU2003201327A1; US20030230257A1; KR20030076415A; ES2294210T3; BR0300724A; DE60316372D1; EP1347159A2; JP2003343297A; EP1347159B1; AU2003201327B2; CN1445445A; MXPA03002422A; CA2422663C

Abstract

本实用新型涉及一种发动机，在膨胀冲程中的活塞冲程大于在压缩冲程中的活塞冲程。为了确保在进气冲程和排气冲程的每一个中上死点中心和在压缩冲程中上死点中心位于相同水平，根据表示活塞销水平的方程来确定下面的尺寸，使在进气冲程和排气冲程的每一个中上死点和在压缩冲程中上死点相互一致，这些尺寸为：第二臂的长度；第一臂的长度；控制杆的长度；连杆的长度；在y轴方向上从曲柄轴轴线至转动轴轴线的长度；在x轴方向上从曲柄轴轴线至转动轴轴线的长度；在y轴方向上汽缸轴线偏离曲柄轴轴线的偏离量；第一臂和第二臂所形成的角；曲柄轴的轴线和曲柄销之间的长度；连接转动轴轴线和可移动偏心轴轴线的直线的长度；和当曲柄角为“0”时的角θp。

Description

发动机

技术领域

本实用新型涉及一种发动机，这种发动机包括：连杆，该连杆的一端通过一活塞销与一活塞相连；第一臂，该第一臂的一端被可转动地与连杆的另一端相连，该第一臂的另一端通过一曲柄销与曲柄轴的另一端相连；第二臂，该第二臂的一端与第一臂的另一端连接成一个整体；控制杆，该控制杆的一端可转动地与第二臂的另一端连接；可移动的偏心轴，被安装在一些转动轴的偏心位置之间，以减小比(reduction ratio)为1/2减小的动力从曲柄传递到该转动轴，可移动的偏心轴与控制杆的另一端相连相连，在膨胀冲程中的活塞冲程大于在压缩冲程中的活塞冲程。

背景技术

传统上，已经存在这些发动机，例如在美国专利US 4,517,931和日本专利申请公开No.9-228853中就公开了这些发动机。在所公开的这些发动机中的每台发动机中，在膨胀冲程中的活塞冲程大于在压缩冲程中的活塞冲程，从而在吸入相同量的空气-燃料混合物，可执行更大的膨胀工作，于是就能提高工作循环的热效率。

在传统公知的发动机中，通常的情况是，在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中的上死点中心的位置和在压缩冲程中的上死点中心的位置是相互不同的。然而，如果在进气冲程和排气冲程的每个冲程中的上死点的中心位置高于在压缩冲程中的上死点中心的位置，那么，进气门和排气门中的每个阀与活塞的顶部就会发生相互干扰。如果在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中的上死点的位置中心的位置水平低于在压缩冲程的上死点中心的位置，以便避免所说的相互干扰，那么，在压缩冲程中的上死点中心就会更低，从而不期望增大压缩比，并且难以在更高热效率状况下运行发动机。另一方面，如果在压缩冲程中的上死点中心高于在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中的上死点中心的高度，那么，就会使活塞不能充分地排出废气，这是由于在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中在上死点中心的活塞的高度较低，从而在汽缸内会剩留大量的已燃烧过的气体，于是在全负荷状态中会降低输出功率，并且在较低负荷状态中使得燃烧不稳定。

实用新型内容

因此，本实用新型的发明目的是提供这样一种发动机，在这种发动机中，在膨胀冲程中的活塞冲程要大于在压缩冲程中的活塞冲程，此外，在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中的上死点中心和在压缩冲程中的上死点中心处于相同的高度，从而可以解决上面所提到的问题。

为了实现上述发明目的，根据本实用新型的第一特征，提供了这样一种发动机，这种发动机包括：连杆，该连杆的一端通过一活塞销与一活塞相连；第一臂，该第一臂的一端被可转动地与所说连杆的另一端相连，该第一臂的另一端通过一曲柄销与一曲柄轴相连；第二臂，该第二臂的一端与所说第一臂的另一端连接成一个整体；控制杆，该控制杆的一端被可转动地与所说第二臂的另一端相连；一偏心轴，该偏心轴被安装在一些转动轴的偏心位置之间，以减小比(reduction ratio)为1/2来减小的动力从所说的曲柄轴传递到该转动轴，所说的偏心轴与所说控制杆的另一端相连，在膨胀冲程中所说活塞的冲程大于在压缩冲程中所说活塞的冲程，其中，在由沿着汽缸轴线通过所说曲柄轴的轴线延伸的x轴和在垂直于x轴方向上通过所说曲柄轴的轴线延伸的y轴所构成的x-y平面内，各种尺寸被表示如下：所说连杆的长度由L4表示，所说第一臂的长度由L2表示，所说第二臂的长度由L1表示，所说控制杆的长度由L3表示，在y轴方向上从所说曲柄轴的轴线至所说转动轴的轴线的长度由L5表示，在x轴方向上从所说曲柄轴的轴线至转动轴的轴线的长度由L6表示，所说连杆与汽缸轴线所形成的角由φ4表示，所说第一臂和第二臂所形成的角由α表示，在x-y平面内所说第二臂与y轴所形成的角由φ1表示，所说控制杆与y轴所形成的角由φ3表示，连接所说曲柄轴的轴线和所说曲柄销的直线与x轴形成的角由θ表示，连接所说转动轴的轴线和所说的偏心轴的轴线的直线与x轴形成的角由θp表示，对应于0度的角θ的角θp的值由γ表示，所说曲柄轴的轴线和所说曲柄销之间的长度由R表示，连接所说转动轴的轴线和所说的偏心轴的直线的长度由Rp表示，所说曲柄轴的转动角速度由ω表示，所说的偏心轴的转动速度与所说曲柄轴的转动速度的比率由η表示，它的转动方向由η＝+0.5或η＝-0.5表示，建立起下面的方程：

-L4·sinφ4·dφ4/dt+L2·cos(α+φ1)·dφ1/dt-R·ω·sinθ＝0

式中，

φ4＝arcsin{L2·cos(α+φ1)+R·sinθ-δ}/L4

dφ4/dt＝ω·[-L2·sin(α+φ1)·{R·cos(θ-φ3)-η·Rp·cos(θp-φ3)}/{L1·sin(φ1+φ3)}+R·cosθ}]/(L4·cosφ4)

φ1＝arcsin[(L3²-L1²-C²-D²)/{2·L1·√(C²+D²)}]-arctan(C/D)

φ3＝arcsin{(R·cosθ-L6-Rp·cosθp+L1·sinφ1)/L3}

C＝L5+Rp·sinθp-R·sinθ

D＝L6+Rp·cosθp-R·cosθ

θp＝η·θ+γ

dφ1/dt＝ω·{R·cos(θ-φ3)-η·Rp·cos(θp-φ3)}/{L1·sin(φ1+φ3)}

从所说的方程中确定出在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中在上死点中心和在压缩冲程中的上死点中心的曲柄角θ，并且，所说第二臂的长度L1，所说第一臂的长度L2，所说控制杆的长度L3，所说连杆的长度L4，在y轴方向上从所说曲柄轴的轴线至所说转动轴的轴线的长度L5，在x轴方向上从所说曲柄轴的轴线至所说转动轴的轴线的长度L6，在y轴方向上汽缸轴线偏离所说曲柄轴的轴线的偏移量δ，所说第一臂和第二臂所形成的角α，所说曲柄轴和所说曲柄销之间的长度R，连接所说转动轴的轴线和所说的偏心轴的轴线的直线的长度Rp，以及对应于0度的角θ的角θp都被根据下面的方程来确定，从而使得在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中的上死点中心和在压缩冲程中的上死点中心相互一致：

X＝L4·cosφ4+L2·sin(α+φ1)+R·cosθ

该方程表示出在所说的两个曲柄角θ处活塞的高度X。

下面将参照图5来描述具有第一特征结构的发动机的操作情况，在图5中示意性地表示出了活塞销、连杆、曲柄轴、曲柄销、第一臂、第二臂、控制杆和偏心轴的布置情况。当偏心轴的坐标(Xpiv和Ypiv)被确定时，通过对活塞在x轴方向上的位置进行微分就可确定出活塞的移动速度(dX/dt)，其中的活塞在x轴方向上的位置由{X＝L4·cosφ4+L2·sin(α+φ1)+R·cosθ}来确定，当dX/dt＝0时，在-2π＜θ＜2π范围内，方程具有四个解。这四个解与4循环发动机的动作相联系，从而使得提供在压缩冲程的上死点中心的、在进气冲程和排气冲程的每一个中的上死点中心的、在膨胀冲程之后的下死点中心的以及在进气冲程之后的下死点中心的曲柄角被确定并被用于确定在x轴和y轴方向上活塞销的各个不同位置。此时，在压缩冲程在x轴方向上在上死点中心的活塞销的位置由Xctdc表示；在进气冲程和排气冲程的每一个中在上死点中心沿x轴方向的活塞销的位置由Xotdc表示；在膨胀冲程之后在下死点中心沿着x轴方向的活塞销的位置由Xebdc表示；在进气冲程之后在下死点中心沿着x轴方向的活塞销的位置由Xibdc表示，在压缩冲程中的冲程Scomp以及在膨胀冲程中的冲程Sexp分别表示为：(Scomp＝Xctdc-Xibdc)和(Sexp＝Xotdc-Xebdc)，并且确定下面的尺寸大小，以便满足Scomp＜Sexp以及Xctdc＝Xotdc，被确定的这些尺寸为：第二臂的长度L1；第一臂的长度L2；控制杆的长度L3；连杆的长度L4；沿着y轴方向从曲柄轴的轴线到转动轴的轴线的长度L5；沿着x轴方向从曲柄轴的轴线到转动轴的轴线的长度L6；沿着y轴方向汽缸轴线偏离曲柄轴的轴线的偏离量δ；第一臂和第二臂所形成的角度α；曲柄轴的轴线和曲柄销之间的长度R；连接转动轴的轴线与偏心轴的轴线的直线的长度Rp和对应于0度的角θ的角θp。于是，在膨胀冲程中的活塞冲程可被设置成大于在压缩冲程中的活塞冲程，此外，在进气冲程和排气冲程中的每个冲程的上死点中心和在压缩冲程中的上死点中心能被设定为相同的高度。于是，便可以防止进气门和排气门中的每个阀与活塞顶部发生相互干扰；从而提高了发动机内的压缩比，使得发动机能以更高的热效率进行运作，并且活塞能进行充分地排除废气，从而防止在全负荷状态中输出功率减小以及防止在较低负荷状态中发生不稳定燃烧。

除了本实用新型的第一特征以外，根据本实用新型的第二特征，活塞销的移动轨迹被确定成落入位于x轴和其中一条切线之间的范围内，所说的切线平行于x轴并与位于连杆和第一臂之间的连接点在膨胀冲程中所形成的轨迹相切，该条切线最靠近x轴。采用这种特征，就能减小活塞的磨擦，抑制活塞撞击声。更具体地说，当活塞处于膨胀冲程时，一个大荷载被施加到活塞上，但如果由于此时的大荷载的缘故而使活塞的姿态变化增大，那么，磨擦就会增大，而且活塞的撞击声也会增大。然而，尽管在膨胀冲程中活塞受到很大的荷载，但上述所描述的对活塞销的移动轨迹的确定能确保在膨胀冲程中连杆总是倾向一侧，从而能抑制活塞的姿态发生变化，于是，就能减小活塞的磨擦，而且能抑制活塞的撞击声。

除了本实用新型的第二个特征以外，根据本实用新型的第三个特征，在膨胀冲程中曲柄角的范围被设定成大于在进气冲程中的曲柄角范围，并且在排气冲程中曲柄角的范围被设定成大于在压缩冲程中的曲柄角的范围。采用这种结构，就能避免因活塞的加速度的增大而造成的惯性振动的衰减(degradation)。更具体地说，在活塞下降期间，在膨胀冲程中的冲程大于在进气冲程中的冲程，并且在活塞上升期间，在排气冲程中的冲程大于在压缩冲程中的冲程。在这种设置中，在曲柄角为180度处，上死点中心和下死点中心被相互交换，在冲程较大的膨胀冲程和排气冲程中的每个冲程中活塞的速度高于在冲程较小的进气冲程和压缩冲程中的每个冲程中活塞的速度，并且由于这些速度之间的大的差异而使活塞的加速度增大，从而造成惯性振动的衰减(degradation)。然而，如上所述，通过把在冲程较大的膨胀冲程和排气冲程中的每个冲程中的曲柄角的范围设定为大于在冲程较小的进气冲程和压缩冲程中的每个冲程中的曲柄角的范围的值，能使在这些冲程中的每个冲程中活塞的速度变得均匀，从而能抑制在进气冲程和膨胀冲程之后在下死点中心处的活塞加速度的变化，并且能抑制在进气冲程和膨胀冲程之后在上死点中心处的活塞加速度的变化，于是便可以避免惯性振动的衰减。

除了本实用新型的第三个特征以外，根据本实用新型的第四个特征，在膨胀冲程和排气冲程中的曲柄角的范围分别被设定为超过180度的值。采用这种结构，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中的每个冲程中活塞的速度能进一步均匀，以便能更有效地抑制在进气冲程和膨胀冲程之后在下死点中心处活塞加速度的变化以及在进气冲程和膨胀冲程之后在上死点中心处的活塞加速度的变化，从而能更有效地避免惯性振动的衰减。

除了上述第一至第四特征之外，根据本实用新型的第五特征，偏心轴被安装在一些转动轴上，这些转动轴所具有的轴线位于在x-y平面内沿着y轴和x轴与曲柄轴的轴线分别间隔开的长度为L5和L6的位置，偏心轴与这些转动轴的轴线的偏离距离为一个对应于半径Rp的距离，其中，当曲柄轴的轴线和曲柄销之间的长度R被设定为1.0时，第二臂的长度L1被设定为1.7至4.5的范围内，第一臂的长度L2被设定在0.6至5.2范围内，控制杆的长度L3被设定在4.3至6.9范围内，在y轴方向上曲柄轴的轴线和转动轴之间的长度L5被设定在2.3至4.0范围内，在x轴方向上在曲柄轴的轴线与转动轴之间的长度L6被设定在0.00至3.35范围内，半径Rp被设定在0.25至1.80范围内，以及第一臂和第二臂所形成的角α被设定在105至180度范围内。通过采用这种结构，就能提供具有第四特征的结构，从而能更有效地避免惯性振动的衰减。

通过下面对本实用新型的一些优选实施例的描述，并结合附图，就可以更清楚地理解本实用新型的上述的以及其它的一些发明目的、特征及优点。

附图说明

图1至图7表示出了本实用新型的第一实施例。

图1是发动机前视图，图中部分被切去了；

图2是发动机的竖直剖面图，它对应于图3中沿线2-2的剖面图；

图3是沿图2中线3-3的剖面图；

图4是沿图3中线4-4的剖面图；

图5示意性地表示出了连接机构的结构；

图6表示出了连接机构按顺序的操作状态；

图7表示与曲柄角相对应的活塞位置的变化图；

图8表示本实用新型第二实施例中的发动机的主要部分的剖面图；

图9表示在第三实施例中在膨胀冲程连接机构的状态；

图10表示当在进气冲程和压缩冲程中的每个冲程中的曲柄角的范围被设定成大于在膨胀冲程和排气冲程中的每个冲程中的曲柄角的范围时，在膨胀冲程中连接机构的状态；

图11表示在每个冲程由图10所示的连接机构所提供的活塞位置的曲线图；

图12是表示在每个冲程中由图10所示连接机构所提供的活塞加速度的变化曲线图；

图13表示在第四实施例中在膨胀冲程连接机构的状态；

图14是表示在每个冲程中由图13所示连接机构提供的活塞位置的曲线图；

图15是表示在每个冲程中由图13所示连接机构提供的活塞加速度变化的曲线图；

图16表示在第五实施例中在膨胀冲程连接机构的状态；

图17是表示在每个冲程中由图16所示连接机构提供的活塞位置的曲线图；

图18是表示在每个冲程中由图16所示连接机构提供的活塞加速度变化的曲线图；

图19表示在第六实施例中在膨胀冲程和排气冲程中连接机构的状态；

图20是表示在每个冲程中由图19所示连接机构所提供的活塞位置曲线图；

图21是表示在每个冲程中由图19所示连接机构所提供的活塞加速度变化曲线图；

图22示意性地表示出了用于解释各个部分的尺寸的连接机构的结构。

具体实施方式

下面将参照图1至7来描述本实用新型的第一实施例。参照图1至图3，根据本实用新型的第一实施例的发动机是一种用于诸如工作设备或类似设备中的空气冷却单缸发动机，这种发动机包括一机体21，该机体21由一曲柄箱22、从曲柄箱22的一侧稍微向上倾斜突出的一缸体23、以及与缸体23的一顶部相连接的一缸盖24组成。在缸体23和缸盖24的外表面上设置了大量的空气冷却片23a和24a。在各种不同的工作设备中的每一种工作设备的机座上安装一个安装表面22a，该安装表面22a位于曲柄箱22的下表面上。

曲柄箱22包括：一箱体25，该箱体通过铸造加工与缸体23形成一个整体；一侧盖26，与箱体25的一开口端相连接；一曲柄轴27，该曲柄轴27的两端通过位于它们之间的滚珠轴承28和29以及油密封30和31被可转动地安装在箱体25和侧盖26上。曲柄轴27的一端作为一输出轴部分27a从侧盖26突出，曲柄轴27的另一端作为一辅助安装轴部分27b从箱体25突出。此外，一飞轮32被固定到辅助安装轴部分27b上；一冷却扇35通过螺钉元件36被安装到飞轮32的外表面上，用于把冷却空气供应到机体21和化油器34的各个部分。在冷却扇36的外侧设置一反冲式(recoil-type)发动机定子。

在缸体23内形成一缸孔39，在缸孔39内可滑动地接收着一活塞38。在缸体23和缸盖24之间形成一燃烧室40，从而使得活塞顶部被暴露于燃烧室40中。

在缸盖24中具有一进气口41和一排气口42，通向燃烧室40。进气门43和排气门44被可打开且可关闭地设置在缸盖24中，进气门43用于把进气口41和燃烧室40相互相连和相互脱开，排气门44用于把排气口42和燃烧室40相互连接和相互脱开。火花塞45通过螺纹方式被拧入缸盖24内，使火花塞的电极朝向燃烧室40。

化油器34与缸盖24的上部相连接，化油器34中的进气通道46的下游端与进气口41相连通。通向进气通道46上游端的一进气管47与化油器34相连接，还与一空气滤清器(图中未示)相连接。通向排气口孔42的一排气管48与缸盖24的上部相连，也与一排气消声器49相连。此外，在曲柄箱22上面设置一油箱51，使得该油箱被支撑在一个从曲柄箱22突出的一支架50上。

一驱动齿轮52被整体地设置在曲柄轴27上，位于更靠近曲柄箱22的侧盖26的位置。与驱动齿轮52啮合的从动齿轮53被安装到凸轮轴54上，该凸轮轴54被可转动地安装在曲柄箱22中，凸轮轴54的轴线平行于曲柄轴27。于是，通过相互啮合的驱动齿轮52和从动齿轮53，以1/2的减小比把转动动力从曲柄轴27传递到凸轮轴4。

凸轮轴54设有一进气凸轮55和一排气凸轮56，进气凸轮和排气凸轮分别与进气门43和排气门44相对应。从动件57被可操作地安装在缸体23上，并与进气凸轮55滑动接触。另一方面，在缸体23和缸盖24中形成一操作室58，从而使得所说的从动件57的上部从操作室58的下部突出；一推杆59被设置在操作室58内，使其下端邻靠着从动件57。另一方面，一摆臂60被可摆动地设置在缸盖24上，使其一端抵靠着排气门44的上端，排气门被一弹簧向关闭方向偏压着。推杆59的上端抵靠着摆臂60另一端。于是，推杆59根据进气凸轮55的转动而沿轴向动作。根据推杆59的操作，使得摆臂60进行摆动，从而使进气门43被打开和关闭。

在排气凸轮56和排气门44之间夹着一个机构，该机构类似于进气凸轮55和进气门43之间的机构，从而可以根据排气凸轮56的转动来打开和关闭排气门44。

参照图4，活塞38、曲柄轴27和一可移动的偏心轴61通过一连接机构62被相互连接在一起，其中的可移动的偏心轴61被安装在机体21内，以便在通过汽缸轴线C且垂直于曲柄轴27的轴线的一个平面内移动。

连接机构62包括：连杆64，该连杆的一端通过一活塞销63与活塞38相连；第一臂66，该第一臂的一端被可转动地与连杆64的另一端相连，该第一臂的另一端与曲柄轴27的一曲柄销65相连；第二臂67，该第二臂的一端与第一臂66的另一端连接成一整体；控制杆69，该控制杆的一端被可转动地与第二臂67的另一端相连，该控制杆的另一端与可移动的偏心轴61相连。第一臂66和第二臂67被成整体地形成为一辅助杆68。

辅助杆68包括：设置在中间部分的半圆形的第一轴承部分70，该第一轴承部分与曲柄销65的圆周的一半滑动接触；以及设置在两端的一对分叉部分71和72，从而使得连杆64的另一端和控制杆69的一端被夹在它们之间。设置在曲柄盖73中的半圆形的第二轴承部分74与曲柄轴27的曲柄销65的剩下的一半圆周滑动接触，曲柄盖73固定到辅助杆68。

连杆64的另一端通过连杆销75被可转动地连接到辅助杆68的一端，即，被连接到第一臂66的一端，连杆销75被压入连杆64的另一端内，连杆64在辅助杆68的一端被插入到分叉部分71内，并且该连杆销75的两端被可转动地安装到辅助杆68的一端的分叉部分71内。

控制杆69的一端通过一圆柱形辅助杆销76被可转动地连接到辅助杆68的另一端，即，被连接到第二臂67的另一端，该辅助杆销76相对可转动地穿过控制杆69的一端，控制杆69被插入在辅助杆68的另一端的分叉部分72内，并且该辅助杆销76的另一端被间隙配合(clearance-fitted)在辅助杆68的另一端的分叉部分72内。此外，一对夹具77，77被安装到辅助杆68的另一端的分叉部分72上，以抵靠着辅助杆销76的两端，用于阻止辅助杆销76从分叉部分72脱离。

曲柄盖73被固定到分叉部分71和72上，其被成对地设置在曲柄轴27的两端，连杆销75和辅助杆销76被设置在螺栓78，78的轴线延伸部分上。

圆柱形的可移动的偏心轴61被安装在一对转动轴81和82的偏心位置之间，这对转动轴81和82被共轴线地设置，并具有平行于曲柄轴27的轴线。此外，转动轴81被可转动地安装在一支撑部分83上，该支撑部分83被安装在曲柄箱22的侧盖26上，转动轴82被可转动地安装在一支撑部分84上，该支撑部分84被安装到曲柄箱22的箱体25上。

一从动链轮85被固定到转动轴81上，并且把驱动链轮86固定到曲柄轴27上，并位于与从动链轮85相对应的位置。一环形链87被环绕在驱动链轮86和从动链轮85周围。于是，以减小比1/2减小的一转动动力被从曲柄轴27传递到转动轴81和82，每当曲柄轴27转动两圈时，安装在转动轴81和82之间的可移动的偏心轴61就绕着转动轴的轴线转动一圈。

通过按照上述方式来转动可移动的偏心轴61，就确保了在膨胀冲程中活塞38的冲程大于在压缩冲程中活塞的冲程。下面将参照图5来描述连接机构中为实现此目的而设计的尺寸大小关系。

在下面的描述中，各种尺寸大小是表示在x-y平面内的尺寸大小，其中的x-y平面是由沿着通过汽缸轴线C的曲柄轴27的轴线的x轴以及沿着垂直于x轴并通过曲柄轴27轴线的y轴构成的，也就是说，连杆64的长度由L4表示；第一臂66的长度由L2表示；第二臂67的长度由L1表示；控制杆69的长度由L3表示；沿着y轴方向从曲柄轴27的轴线至转动轴81和82的轴线的距离由L5表示；沿着x轴方向从曲柄轴27至转动轴81和82的轴线的距离由L6表示；连杆64与汽缸轴线C之间所形成的角由φ4表示；第一臂66和第二臂67相互之间所形成的角由α表示；第二臂67与y轴所形成的角由φ1表示；控制杆69与y轴所形成的角由φ3表示；连接曲柄轴27的轴线和曲柄销65的直线与x轴形成的角由θ表示；连接转动轴81，82和可移动的偏心轴61的直线与x轴形成的角由θp表示；当角θ为“0”时的角θp的值由γ表示；曲柄轴27和曲柄销65之间的长度由R表示；连接转动轴81，82的轴线和可移动的偏心轴61的轴线的直线长度由Rp表示；曲柄轴27的转动角速度由ω表示；可移动的偏心轴61的转动速度与曲柄轴27的转动速度的比值由η表示，其转动方向为η＝+0.5，活塞销63的高度X根据下式确定：

X＝L4·cosφ4+L2·sin(α+φ1)+R·cosθ (1)

其中，

φ4＝arcsin{L2·cos(α+φ1)+R·sinθ-δ}/L4

φ1＝arcsin[(L3²-L1²-C²-D²)/{2·L1·√(C²+D²)}]-arctan(C/D)

C＝L5+Rp·sinθp-R·sinθ

D＝L6+Rp·cosθp-R·cosθ

θp＝η·θ+γ

在这里，沿着x轴方向的活塞销63的速度是根据对上述方程(1)进行求导数所得的下列方程来确定的：

dx/dt＝-L4·sinφ4·dφ4/dt+L2·cos(α+φ1)·dφ1/dt-R·ω·sinθ (2)

其中，

dφ4/dt＝ω·[-L2·sin(α+φ1)·{R·cos(θ-φ3)-η·Rp·cos(θp-φ3)}/{L1·sin(φ1+φ3)}+R·cosθ]}/(L4·cosφ4)

φ3＝arcsin{(R·cosθ-L6-Rp·cosθp+L1·sinφ1)/L3}

dφ1/dt＝ω·{R·cos(θ-φ3)-η·Rp·cos(θp-φ3)}/{L1·sin(φ1+φ3)}

当θ在-2π＜θ＜2π范围时，在dX/dt＝0情况下，上述方程(2)具有四个解。这四个解与4循环发动机的动作相联系，从而提供在压缩冲程上死点中心的曲柄角、在进气冲程和排气冲程的上死点的曲柄角、在膨胀冲程之后的下死点中心的曲柄角以及在进气冲程之后的下死点中心的曲柄角被确定并被用于确定活塞销的各种不同位置。此时，在压缩冲程在x轴方向上在上死点中心的活塞销63的位置由Xctdc表示，在进气冲程和排气冲程在上死点中心沿x轴方向的活塞销63的位置由Xotdc表示，在膨胀冲程之后在下死点中心沿着x轴方向的活塞销63的位置由Xebdc表示，在进气冲程之后在下死点中心沿着x轴方向的活塞销63的位置由Xibdc表示，在压缩冲程的冲程Scomp以及在膨胀冲程的冲程Sexp分别表示为：(Scomp＝Xctdc-Xibdc)和(Sexp＝Xotdc-Xebdc)，确定下面的尺寸大小，从使得Scomp＜Sexp以及Xctdc＝Xotdc被满足：第二臂67的长度L1，第一臂66的长度L2，控制杆69的长度L3，连杆64的长度L4，沿着y轴方向从曲柄轴27到转动轴81，82的轴线的长度L5，沿着x轴方向从曲柄轴27到转动轴81，82的轴线的长度L6，沿着y轴方向汽缸轴线C偏离曲柄轴27的轴线的偏离量δ，第一臂66和第二臂67所形成的角度α，曲柄轴27的轴线和曲柄销65之间的长度R，连接转动轴81，82的轴线与可移动的偏心轴61的轴线的直线的长度Rp和当角θ为“0”时的角度θp。

这些值的确定确保了活塞在膨胀冲程中的冲程大于活塞在压缩冲程中的冲程，而且，在进气和排气冲程中上死点中心和在压缩冲程中上死点中心能相互相同。

更具体地说，在发动机内，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中，连接机构62的操作过程如图6中所示。并且根据连接机构62的这种操作，在x轴方向上活塞销63的位置如图7所示那样发生改变。也就是说，在进气冲程中的冲程Sint和在压缩冲程中的冲程Scomp是相等的(Sint＝Scomp)，在膨胀冲程中的冲程Sexp和在排气冲程中的冲程Sexh是相等的(Sexp＝Sexh)。此外，在膨胀冲程中的冲程Sexp(＝Sexh)大于在压缩冲程中的冲程Scomp(＝Sint)。于是，利用相同数量的所吸入的燃料与空气的混合物，能产生更大的膨胀操作，因此，可以提高循环的热效率。

此外，在进气和排气冲程中在上死点中心的活塞销63沿x轴方向上的位置Xotdc与在压缩冲程在上死点中心活塞销63沿x轴方向的位置Xctdc也相互一致的。

下面将对第一实施例的操作情况进行描述。发动机包括连接机构，该连接机构是由下面的部件构成的：连杆64，该连杆的一端通过活塞销63与活塞38相连；第一臂66，该第一臂的一端与连杆64的另一端相连，该第一臂的另一端通过曲柄销65与曲柄轴27相连；第二臂67，该第二臂的一端与第一臂的另一端连接成一个整体，通过第一臂的协作构成辅助杆68；控制杆69，该控制杆的一端可转动地与第二臂67的另一端相连。用于支撑着控制杆69的另一端的可移动的偏心轴61被安装在转动轴81和82的偏心位置之间，减小比为1/2的减小的动力从曲柄轴27传递到所说的转动轴，从而使得在膨胀冲程中的活塞38冲程大于在压缩冲程中的活塞冲程。在这种发动机中，适当地确定下面的各种尺寸：第二臂的长度L1；第一臂的长度L2；控制杆69的长度L3；连杆64的长度L4；在y轴方向上从曲柄轴27的轴线到转动轴81和82的轴线的长度L5；沿着x轴方向从曲柄轴27的轴线至转动轴81和82的轴线的距离L6；在y轴方向上汽缸轴线C偏离曲柄机27的轴线的偏离量δ；第一臂66和第二臂67所形成的角度α；曲柄轴27的轴线和曲柄销65之间的长度R；连接转动轴81、82的轴线和可移动的偏心轴61的轴线的直线的长度Rp，当角θ为“0”时的角θp，从而使得在进气和排气冲程中的上死点中心和在压缩冲程中的上死点中心相互一致。

因此，可以防止进气门43和排气门44与活塞38的顶部相互干扰，从而提高发动机中的压缩比，以便使发动机以更高的热效率进行工作。此外还能通过活塞38来实现充分地排除废气，以便防止在全负荷状中输出功率减小，而且防止发生在较低负荷状态中燃烧的不稳定。

第一臂66和第二臂67构成辅助杆68，该辅助杆68具有半圆形的第一轴承部分70，该第一轴承部分70与曲柄销65的圆周面的一半相互滑动接触，并相互配合协作。连杆64被可转动地与辅助杆68的一端相连，控制杆69的一端被可转动地与辅助杆68的另一端相连。曲柄盖73具有半圆形的轴承部分74，该半圆形的轴承部分74与曲柄销65的圆周面的剩余一半相互滑动接触，该曲柄盖73与这对半圆形的分叉部分71和72相连，这对半圆形的分叉部分71和72被整体地设置在辅助杆68上，并使得连杆64的另一端和控制杆69的一端被夹在所说的半圆形分叉部分71和72上。于是就能提高安装到曲柄销65上的辅助杆68的刚性。

此外，被压合在连杆64的另一端内的连杆销75的两端被可转动地安装在分叉部分中一个部分71内，可相对转动地通过控制杆69的一端的辅助杆销76的两端被活动安装在另一个分叉部分72内。于是，从活塞38至辅助杆68的部分以及控制杆69被分别组装到发动机内，因此，辅助杆68和控制杆69能被相互连接。采用这种方式，就有利于进行组装操作，而且能提高组装的精确性，从而可避免增大发动机的尺寸大小。

此外，由于连杆销75和辅助杆76被设置在把曲柄盖73与辅助杆68相固定的螺栓78的轴线延伸部分上，因此，辅助杆68和曲柄盖73能被构造得很紧凑，从而可以减小曲柄盖73和辅助杆68的重量，而且还可以抑制动力的损失。

图8表示出了本实用新型的第二实施例，其中与第一实施例相同的部分由相同的附图标记来表示。

被固定到转动轴81上的一从动齿轮90与设置在曲柄轴27上的一驱动齿轮52相互啮合，从而使它与固定在凸轮轴54上的从动齿轮53啮合。于是，以减小比为1/2减小的转动动力从曲柄轴27通过驱动齿轮52和从动齿轮90传递到转动轴81和82，当曲柄轴27转动两圈时，被安装在转动轴81和82之间的可移动的偏心轴61就围绕着转动轴81和82的轴线转动一圈。

此外，第二实施例中的可移动的偏心轴61的转动方向与第一实施例中的可移动的偏心轴61的转动方向相反。也就是说，在第二实施例中，当可移动的偏心轴61的转动速度为η时，它的转动方向由η＝-0.5来表示。

此外，在第二实施例中，能使在进气和排气冲程中的上死点中心和在压缩冲程中的上死点中心相互一致，以便通过适当地确定下面的一些尺寸来提供与第一实施例中相类似的效果，即适当地确定：第二臂67的长度L1；第一臂66的长度L2；控制杆69的长度L3；连杆64的长度L4；在y轴方向上从曲柄轴27的轴线到转动轴81和82的轴线的距离L5；在x轴方向上从曲柄轴27的轴线至转动轴81和82的轴线的距离L6；在y轴方向上汽缸轴线C偏离曲柄轴27的轴线的偏离量δ；第一臂66和第二臂67形成的角α；曲柄轴27的轴线和曲柄销65之间的长度R；连接转动轴81和82的轴线与可移动的偏心轴61的直径的长度Rp以及当角θ为“0”时的角θp。

当活塞38处于膨胀冲程时，由于在燃烧室40中发生燃烧，从而一个大荷载被施加到活塞38上，但是，如果由于此时大荷载的缘故而使活塞38的姿态(attitude)变化增大，那么，磨擦就会增大，而且会增大撞击声。在第三实施例中将描述用于防止发生这些不良方面的一种结构。

为了减小磨擦和活塞的撞击声，确定出活塞销63的移动轨迹，使活塞销的移动轨迹位于x轴和其中一条切线(最靠近x轴的切线)之间的范围内，所说的切线平行于x轴并与在膨胀和压缩冲程中由连杆64和第一臂66之间的连接点，即连杆75的中心，所形成的轨迹相切。

更具体地说，在膨胀和排气冲程中，连接机构62被按照图9中所示那样在活塞38位于上死点中心的状态(图中实线所表示的状态)和活塞38位于下死点中心的状态(图中虚线所表示的状态)之间操作，连杆销75的中心在膨胀冲程中描绘出由细实线所表示的轨迹95₁以及在下一个排气冲程中描绘出由细实线所表示的轨迹95₂，从而，轨迹95在整体上提供了一环状结构。活塞销63的移动轨迹被确定为落在位于x轴和一对切线中的一条切线96之间的范围内，其中的切线在膨胀冲程中平行于x轴并与轨迹95₁相切，并最靠近x轴。

如果活塞销63的移动轨迹按上述方式确定，那么，就能减小活塞38的磨擦，并且能抑制活塞的撞击声。更具体地说，当活塞38处于膨胀冲程时，一个大荷载被施加到活塞38上，但如果由于此时的大荷载的缘故而使活塞38的姿态变化增大，那么，磨擦就会增大，而且活塞的撞击声也会增大。然而，尽管在膨胀冲程中活塞38受到很大的荷载，但上述所描述的对活塞销63的移动轨迹的确定能确保在膨胀冲程中连杆64总是倾向一侧，从而能抑制活塞38的姿态发生变化。于是，就能减小活塞38的磨擦，而且能抑制活塞的撞击声。

在这种发动机中，在活塞38下降期间，在膨胀冲程中的冲程大于在进气冲程中的冲程，并且在活塞38上升期间，在排气冲程中的冲程大小在压缩冲程中的冲程，如上所述，如果连接机构被设定成使得每当曲柄角为180度时活塞38的上死点中心和下死点中心就缩回，那么就有可能使得在冲程较大的膨胀和排气冲程中活塞的往复移动速度大于在冲程较小的进气和压缩冲程中的活塞的往复移动速度，由于这种速度差，使得在上死点中心和下死点中心的加速度变化被增大，从而造成惯性振动的衰减。于是，在采用了上述连接机构62的发动机中，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中每个冲程中曲柄角的范围能被设定在180度之外的值。

例如，当连接机构62被设定成使得在膨胀冲程中在上死点中心使连接机构62进入图10中实线所示的状态，和在下死点中心使连接机构进入图10中虚线所示的状态时，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中的每个冲程中曲柄角的范围如图11所示。在进气冲程曲柄角的范围(＝179.8度)大于在膨胀冲程的曲柄角的范围(＝153.5度)，在压缩冲程曲柄角的范围(＝197.7度)大于在排气冲程曲柄角的范围(＝189.1度)，在这种情况下，活塞38的加速度如图12所示那样变化。

在这种情况中，当在膨胀和排气冲程中活塞38的冲程为56mm时；在进气和压缩冲程中活塞38的冲程为37mm；在膨胀冲程中的容积与在压缩冲程中的容积的比率为1.5，在膨胀冲程转变为排气冲程之前最大加速度(朝上死点中心的最大加速度)为+6440米/秒²；在膨胀冲程中间的最小加速度(朝下死点中心的最大加速度)为-4009米/秒²，如图12所示，并且(最大加速度的绝对值)和(最小加速度的绝对值)都大。

也就是说，如果在进气冲程中曲柄角的范围大于在膨胀冲程中的曲柄角的范围，并且在压缩冲程中曲柄角的范围大于在排气冲程中曲柄角的范围，那么，活塞38的加速度就不会减小，于是就不能防止惯性振动的衰减。

因此，在本实用新型的第四实施例中，在膨胀冲程中曲柄的范围被设定得大于在进气冲程中曲柄角的范围，并且在排气冲程中曲柄角的范围被设定成大于在压缩冲程中曲柄角的范围。

也就是说，当连接机构62被设定成使得在膨胀冲程在上死点中心该连接机构进入图13中实线所示的状态，并且在下死点中心该连接机构进入图13中虚线所示的状态时，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中的每个冲程中曲柄角的范围如图14所示。在膨胀冲程曲柄角的范围(＝195.1度)大于在进气冲程的曲柄角的范围(＝189.9度)，并且在排气冲程中曲柄角的范围(＝169.7度)大于在压缩冲程中曲柄角的范围(＝165.3度)，在这种情况下，活塞38的加速度如图15所示那样变化。

在这种情况中，当在膨胀和排气冲程中活塞38的冲程，在进气和压缩冲程中活塞38的冲程，以及在膨胀冲程中的容积与在压缩冲程中的容积的比率被设定成在图10至12所示的实施例中所示的相同数值时，当膨胀冲程转变为排气冲程时最大加速度(朝上死点中心的最大加速度)为+3377米/秒²；紧接地在排气冲程变为进气冲程之前，最小加速度(朝下死点中心的最大加速度)为-2909米/秒²，如图15所示，并且(最大加速度的绝对值)和(最小加速度的绝对值)都能比图10至图12所示的实施例被显著地减小。

也就是说，通过把在冲程较大的膨胀和排气冲程中的曲柄角范围的值设定得大于在冲程较小的进气和压缩冲程中的曲柄角范围的值，从而使得在每个冲程中活塞38的速度可以均匀的，而且能抑制在进气和膨胀冲程之后在下死点中心的活塞的加速度的变化，以及能抑制在压缩和排气冲程之后在上死点中心的活塞的加速度的变化，从而避免惯性振动的衰减。

此外，在本实用新型的第五实施例中，连接机构62被设置成使得在膨胀冲程中在上死点中心该连接机构进入图16中实线所示的状态，并且在下死点中心该连接机构进入图16中虚线所示的状态。因此，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中的每个冲程中曲柄角的范围如图17所示。在膨胀冲程中曲柄角的范围(＝178.2度)大于在进气冲程中曲柄角的范围(＝177.7度)，在排气冲程中曲柄角的范围(＝185.3度)大于在压缩冲程中曲柄角的范围(＝178.8度)，在这种情况下，活塞38的加速度如图18所示那样变化。

在这种情况中，当在膨胀和排气冲程中活塞38的冲程、在进气和压缩冲程中活塞的冲程以及在膨胀冲程中的容积与在压缩冲程中的容积的比率被设定成在图10至12所示实施例以及第四实施例中相同数值时，当膨胀冲程转变为排气冲程时最大加速度(朝上死点中心的最大加速度)为+3798米/秒²；直接地在排气冲程变为进气冲程之前，最小加速度(朝下死点中心的最大加速度)为-2212米/秒²，如图18所示，并且与比图10至图12所示的实施例的情况相比，(最大加速度的绝对值)和(最小加速度的绝对值)都能被显著地减小。

此外，根据第五实施例，与第四实施例一样，能防止惯性振动的衰减(degradation)。

然而，在第四和第五实施例中，活塞38的加速度能被减小，但是，在第四和第五实施例之间，最大加速度(朝上死点中心的最大加速度)和最小加速度(朝下死点中心的最大加速度)是不平衡的。更具体地说，在第四实施例中，(最大加速度的绝对值)/(最小加速度的绝对值)为1.16，而在第五实施例中这个比值为1.72。为了可靠地防止惯性振动的影响，期望(最大加速度的绝对值)/(最小加速度的绝对值)为接近1的一个数值。

在第四和第五实施例中(最大加速度的绝对值)/(最小加速度的绝对值)的比值大于“1”的原因被认为是：在第四实施例中，在膨胀冲程中曲柄角的范围为195.1度，超过了180度，而在排气冲程中曲柄角的范围为169.7度，小于180度，而在第五实施例中，在排气冲程中曲柄角的范围为185.3度，超过了180度，而在膨胀程度中曲柄角的范围为178.2度，小于180度。

因此，在本实用新型的第六实施例中，在膨胀冲程中的曲柄角的范围被设定成大于在进气冲程中的曲柄角的范围，在排气冲程中曲柄角的范围被设定成大于在压缩冲程中曲柄角的范围，此外，在膨胀冲程和排气冲程中曲柄角的范围分别被设定成超过180度的数值。

也就是说，连接机构62被这样设置，即，在膨胀冲程在上死点中心该连接机构进入例如图19中实线所示的状态，在下死点中心该连接机构进入例如图19中虚线所示的状态。于是，在进气、压缩、膨胀和排气冲程中的每个冲程中曲柄角的范围如图20所示那样。在膨胀冲程中曲柄角的范围(＝191.2度)大于在进气冲程中曲柄角的范围(＝168.2度)，在排气冲程中曲柄角的范围(＝190.2度)大于在压缩冲程中曲柄角的范围(＝170.4度)，在这种情况下，活塞38的加速度如图21所示那样变化。

根据本实用新型的第六实施例，在每个冲程中活塞38的速度也能均匀，并且能更有效地抑制在进气和膨胀冲程之后在下死点中心的活塞加速度的变化以及在压缩和排气冲程之后在上死点中心的活塞的加速度的变化，从而能更有效地避免惯性振动的衰减。

也就是说，当在膨胀和排气冲程中活塞38的冲程、在进气和压缩冲程中活塞38的冲程以及在膨胀冲程中的容积与在压缩冲程中的容积的比率被设定成图10至图12所示实施例中相同的数值，紧接地在膨胀冲程变为排气冲程之前最大加速度(朝上死点的最大加速度)为+2467米/秒²，紧接地在排气冲程变为进气冲程之前最小加速度(朝下死点中心的最大加速度)为-2471米/秒²，如图21所示，并且能实现(最大加速度的绝对值)/(最小加速度的绝对值)≈1.0。

为了确保在膨胀冲程中曲柄角的范围被设置得大于在进气冲程中曲柄角的范围，并且在排气冲程中曲柄角的范围被设置得在于在压缩冲程中的曲柄角的范围，而且在膨胀和排气冲程中曲柄角的范围分别被设定成超过180度的数值，连接机构62中的各个部分的尺寸大小按照下述方式来设定。

如图22所示，支撑轴61的移动轨迹的半径为Rp，圆心为在x-y平面内，并分别在y轴和x轴方向上与曲柄轴27的轴线相距L5和L6的圆环，当曲柄轴27的轴线与曲柄销65之间的长度R被设定为1.0时，第二臂67的长度L1被设定为1.7至4.5的范围内；第一臂66的长度L2被设定在0.6至5.2范围内；控制杆69的长度L3被设定在4.3至6.9范围内；长度L5被设定在2.3至4.0范围内；长度L6被设定在0.00至3.35范围内；半径Rp被设定在0.25至1.80范围内，第一臂66和第二臂67所形成的角α被设定在105至180度范围内。

通过确定连接机构62中各个部分的尺寸大小，就能如在第六实施例中描述那样更有效地避免惯性振动的衰减。

尽管上面已经详细地描述了本实用新型的一些实施例，但是，应当知道，本实用新型并不局限于上面所描述的一些实施例，在不脱离本实用新型的构思以及权利要求所确定的范围内，可以在设计方面对本实用新型可以作出各种变化。

例如，在上述每一个实施例中，利用链轮85，86和链87来转动支撑轴61，但是也可以采用齿轮带(cog belt)或类似件。

Claims

1、一种发动机，包括：连杆，该连杆的一端通过一活塞销与一活塞相连；第一臂，该第一臂的一端可转动地与所说连杆的另一端相连，该第一臂的另一端通过一曲柄销与一曲柄轴相连；第二臂，该第二臂的一端与所说第一臂的另一端一体地连接；控制杆，该控制杆的一端可转动地与所说第二臂的另一端相连；偏心轴，被安装在转动轴的偏心位置之间，以减小比为1/2减小的动力从所说的曲柄轴传递到所说的转动轴，所说的偏心轴与所说控制杆的另一端相连，在膨胀冲程中所说活塞的冲程大于在压缩冲程中活塞的冲程，

其特征在于，在由沿着汽缸轴线通过所说曲柄轴的轴线延伸的x轴和在垂直于x轴方向上通过所说曲柄轴的轴线延伸的y轴所构成的x-y平面内，各种尺寸被表示如下：所说连杆的长度由L4表示，所说第一臂的长度由L2表示，所说第二臂的长度由L1表示，所说控制杆的长度由L3表示，在y轴方向上从所说曲柄轴的轴线至所说转动轴的轴线的长度由L5表示，在x轴方向上从所说曲柄轴的轴线至转动轴的轴线的长度由L6表示，所说连杆与汽缸轴线所形成的角由φ4表示，所说第一臂和第二臂所形成的角由α表示，在x-y平面内所说第二臂与y轴所形成的角由φ1表示，所说控制杆与y轴所形成的角由φ3表示，连接所说曲柄轴轴线和所说曲柄销的直线与x轴形成的角由θ表示，连接所说转动轴的轴线和所说的偏轴的轴线的直线与x轴形成的角由θp表示，对应于0度的角θ的角θp的值由γ表示，所说曲柄轴的轴线和所说曲柄销之间的长度由R表示，连接所说转动轴的轴线和所说偏心轴的轴线的直线的长度由Rp表示，所说曲柄轴的转动角速度由ω表示，所说的偏心轴的转动速度与所说曲柄轴的转动速度的比率由η表示，它的转动方向由η＝+0.5或η＝-0.5表示，建立起下面的方程：

-L4·sinφ4·dφ4/dt+L2·cos(α+φ1)·dφ1/dt-R·ω·sinθ＝0

式中，

φ4＝arcsin{L2·cos(α+φ1)+R·sinθ-δ}/L4

φ1＝arcsin[(L3²-L1²-C²-D²)/{2·L1·√(C²+D²)}]-arctan(C/D)

φ3＝arcsin{(R·cosθ-L6-Rp·cosθp+L1·sinφ1)/L3}

C＝L5+Rp·sinθp-R·sinθ

D＝L6+Rp·cosθp-R·cosθ

θp＝η·θ+γ

dφ1/dt＝ω·{R·cos(θ-φ3)-η·Rp·cos(θp-φ3)}/{L1·sin(φ1+φ3)}

从所说的方程中确定出在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中在上死点中心的曲柄角θ和在压缩冲程在上死点的曲柄角θ；而，所说第二臂的长度L1，所说第一臂的长度L2，所说控制杆的长度L3，所说连杆的长度L4，在y轴方向上从所说曲柄轴的轴线至所说转动轴的轴线的长度L5，在x轴方向上从所说曲柄轴的轴线至所说转动轴的轴线的长度L6，在y轴方向上汽缸轴线偏离所说曲柄轴的轴线的偏移量δ，所说第一臂和第二臂所形成的角α，所说曲柄轴的轴线和所说曲柄销之间的长度R，连接所说转动轴的轴线和所说的偏心轴的轴线的直线的长度Rp，以及对应于0度的角θ的角θp都被根据下面的方程来确定成使得在进气冲程和排气冲程中的每个冲程中上死点中心和在压缩冲程中上死点中心相互一致：

X＝L4·cosφ4+L2·sin(α+φ1)+R·cosθ

这表示在所说的两个曲柄角θ处活塞的高度X。

2、根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所说活塞销的移动轨迹被确定成落入位于x轴线和其中一条切线之间的范围内，其中所说的切线平行于x轴线并与位于所说连杆和所说第一臂之间的连接点在膨胀冲程中所形成的轨迹相切，该条切线最靠近所说的x轴。

3、根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，在膨胀冲程中曲柄角的范围被设定成大于在进气冲程的曲柄角的范围，在排气冲程中的曲柄角的范围被设定成大于在压缩冲程中的曲柄角的范围。

4、根据权利要求3所述的发动机，其特征在于，在膨胀和排气冲程中曲柄角的范围分别被设定为超过180度的数值。

5、根据权利要求4所述的发动机，其特征在于，所说的的偏心轴被安装在所说的一些转动轴上，这些转动轴的轴线位于在所说x-y平面内沿y轴和x轴方向上分别与所说曲柄轴的轴线的间隔距离为L5和L6的位置处，该偏心轴与所说转动轴的轴线的偏离距离为一个对应于半径Rp的距离，并且所说曲柄轴的轴线和所说曲柄销之间的长度R被设定为1.0，所说第二臂的长度L1被设定在1.7至4.5范围内，所说第一臂的长度L2被设定在0.6至5.2范围内，所说控制杆的长度L3被设定在4.3至6.9范围内，在y轴方向上所说曲柄轴的轴线和所说转动轴之间的长度L5被设定在2.3至4.0范围内，在x轴方向上所说曲柄轴的轴线和所说转动轴之间的长度被设定在0.00至3.35范围内，所说的半径Rp被设定在0.25至1.80范围内，所说第一臂和第二臂所形成的角α被设定在105度至180度范围内。