四冲程内燃发动机的燃气转缸辅助做功机构
阅读：864发布：2020-05-12
专利汇可以提供四冲程内燃发动机的燃气转缸辅助做功机构专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且一种四冲程内燃 发动机 的燃气转缸辅助做功机构，包括两个 气缸 以及通过驱动 凸轮 控制这两个气缸的进气 阀 门 、排气阀门通断的 凸轮轴 ，这两个气缸之间设置有将这两个气缸连通的燃气转缸通道，燃气转缸通道设置有燃气转缸阀门，燃气转缸阀门与凸轮轴之间设置有控制该燃气转缸阀门通断实现燃气转缸辅助做功的凸轮。通过凸轮轴分别驱动不同凸轮控制气缸的进气、排气以及燃气转缸阀门的通断，合理处理关联气缸之间的运转关系，在原四冲程内燃发动机的 基础 上增加一个燃气转缸 做功冲程 和一个燃气转缸 排气冲程 ，使原四冲程内燃发动机成为六冲程内燃发动机。本实用新型能够有效提高内燃发动机 热能 转换率，降低噪音污染，更加节能和环保。，下面是四冲程内燃发动机的燃气转缸辅助做功机构专利的具体信息内容。
四冲程内燃发动机的燃气转缸辅助做功机构
技术领域
背景技术
[0002] 内燃发动机是一种动力机械，它是通过使燃料在机器内部燃烧，并将其放出的热能直接转换为动力的热力发动机。在内燃发动机中，活塞式内燃机的应用最为普遍，活塞式内燃机的气缸是由缸筒、端盖、活塞、活塞杆和密封件构成，该气缸还设置有进气阀门和排气阀门，通常通过凸轮轴驱动凸轮运动从而控制进气阀门和排气阀门的通断。工作时，燃料与空气混合后在气缸内燃烧，释放出的热能使气缸内产生高温高压的燃气，燃气膨胀推动活塞做功，再通过曲柄连杆结构或其他机构将机械功输出，驱动从动机械工作。
[0003] 自内燃发动机使用以来，为提高内燃发动机的工作效率，许多人在提高气缸压力和增加燃气膨胀做功体积等方面做了大量的探索并产生了大量的实用新型创造，但在推广使用上，却没有达到预期的效果，究其原因，主要有以下因素：1、结构复杂、生产工艺要求高，生产成本居高不下；2、提高了燃油热能转换率，但输出功率明显降低，在不增加发动机体积的情况下，不能满足设备对功率的需要；3、明显增加了发动机的体积，但受传统技术的影响，许多设备预留的发动机舱空间有限，在推广使用的同时，需要改变相关行业现行设计标准，不利于推广。4、燃油热能转换率提高不明显，同时对发动机的改变在材质和辅助设施等方面有特殊的要求，推广价值不高。
[0004] 内燃发动机按照工作循环分为四冲程内燃发动机和二冲程内燃发动机，四冲程内燃发动机使用至今已有一百多年的历史，它经过了一百多年的优化、改进和提高，但热能转换率仍低于30％。四冲程内燃发动机包括进气冲程、压缩冲程、燃烧膨胀冲程(做功冲程)和排气冲程。四冲程内燃发动机主要有汽油机和柴油机。
[0005] 在四冲程内燃发动机工作的过程中，做功冲程结束时，在气缸内的高温高压的燃气由排气冲程直接排放到空气中，这样做功冲程结束后马上进入排气冲程导致大量能量损失。同时，四冲程内燃发动机设置有用于克服高压气体排出引起的空气爆鸣的减震装置，该减震装置对排气产生的阻力也会消耗大量能量。上述原因使得四冲程内燃发动机的热能转换率较低，通常低于30％。
[0006] 因此，在改进和设计内燃发动机的过程中，鉴于四冲程内燃发动机的市场占有率，主要考虑如何将原四冲程内燃发动机没有利用的能量利用起来，将原有的阻力消耗的能量降下来，下面就四冲程内燃发动机损失的能量情况分析如下：
[0007] 现四冲程内燃发动机在膨胀做功时，汽油发动机气缸内温度为2200-2800K，做功冲程结束后，气缸内温度仍高达1200-1500K；柴油发动机在做功冲程开始温度为1800-2000K，做功冲程结束后，气缸内温度高达1000-1300K。做功冲程结束后，气缸温度约在最高温度与常温的中间值，即对常温状态，此时燃气的总热能的50％已转化为机械能和其他损失的能量，同时即有剩余50％的热能通过排气冲程排放到空气中，以现四冲程内燃发动机最高热能转换率为30％计算，则仍有约15％左右的能量通过气缸的热传导交换给冷却系统，5％克服磨擦消耗，故如何充分利用四冲程内燃发动机排气冲程损失的能量，在不影响发动机正常工作的情况下减少气缸热传导损失的能量，是提高发动机热能转换率的关键。
实用新型内容
实用新型内容
[0008] 本实用新型为了克服现有技术存在的不足，提供一种能够有效提高四冲程内燃发动机热能转换率的燃气转缸辅助做功机构。
[0009] 本实用新型是通过以下技术方案实现的：一种四冲程内燃发动机的燃气转缸辅助做功机构，包括两个气缸以及通过驱动凸轮控制这两个气缸的进气阀门、排气阀门通断的凸轮轴，所述的两个气缸之间设置有将这两个气缸连通的燃气转缸通道，所述燃气转缸通道设置有燃气转缸阀门，所述燃气转缸阀门与所述凸轮轴之间设置有用于控制该燃气转缸阀门通断实现燃气转缸辅助做功的凸轮。
[0010] 本实用新型的有益效果是：本实用新型是将曲轴与凸轮轴的传动比从原来的1∶2调整为1∶3，在一定工作顺序的两个气缸之间增设燃气转缸通道，该燃气转缸通道设置有燃气转缸阀门，在上述结构的基础上，通过凸轮轴凸轮分别驱动控制气缸的进气阀门、排气阀门以及该燃气转缸阀门的通断，合理处理关联气缸之间的运转关系，在原四冲程内燃发动机的基础上增加一个燃气转缸做功冲程和一个燃气转缸排气冲程，使原四冲程内燃发动机成为六冲程内燃发动机。本实用新型可以提高燃气膨胀做功效率，降低气缸温度，减少气缸热传导导致的热能损耗，同时降低燃气排放气压和温度，降低爆鸣引起的震动，减少排气冲程能量消耗，从而达到提高内燃发动机热能转换率。
[0011] 本实用新型适合现有二、三、四缸及缸数为三或四的倍数的各型内燃发动机(其中二缸发动机需按八冲程设计，因输出最大功率不足一般不建议采用该方案)，在基本不增加生产成本的情况下，经保守测算，四缸六冲程燃气转缸发动机可减少燃油消耗36.79％以上，三缸六冲程燃气转缸发动机可减少燃油消耗39.54％以上。同时，本实用新型的推广应用更加容易。附图说明
[0012] 图1是实施例1的十二缸六冲程内燃发动机的一组的三个气缸处于第一工作状态的结构示意图；
[0013] 图2是实施例1的十二缸六冲程内燃发动机的一组的三个气缸处于第二工作状态的结构示意图；
[0014] 图3是实施例1的十二缸六冲程内燃发动机的一组的三个气缸处于第三工作状态的结构示意图；
[0015] 图4是实施例1的十二缸六冲程内燃发动机的一组的三个气缸处于第四工作状态的结构示意图；
[0016] 图5是实施例1的十二缸六冲程内燃发动机的一组的三个气缸处于第五工作状态的结构示意图；
[0017] 图6是实施例1的十二缸六冲程内燃发动机的一组的三个气缸处于第六工作状态的结构示意图；
[0018] 图7是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第一圈的第一工作状态的结构示意图；
[0019] 图8是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第一圈的第二工作状态的结构示意图；
[0020] 图9是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第一圈的第三工作状态的结构示意图；
[0021] 图10是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第一圈的第四工作状态的结构示意图；
[0022] 图11是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第二圈的第一工作状态的结构示意图；
[0023] 图12是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第二圈的第二工作状态的结构示意图；
[0024] 图13是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第二圈的第三工作状态的结构示意图；
[0025] 图14是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第二圈的第四工作状态的结构示意图；
[0026] 图15是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第三圈的第一工作状态的结构示意图；
[0027] 图16是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第三圈的第二工作状态的结构示意图；
[0028] 图17是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第三圈的第三工作状态的结构示意图；
[0029] 图18是实施例2中的四缸六冲程内燃发动机的一组的四个气缸处于曲轴第三圈的第四工作状态的结构示意图。
[0030] 在图1-图6中：1-第一气缸；2-第二气缸；3-第三气缸；4-燃气转缸通道；5-燃气转缸阀门；
[0031] 在图7-18中，1′-第一气缸；2′-第二气缸；3′-第三气缸；4′-第四气缸；5′-燃气转缸阀门；6′-燃气转缸通道。
具体实施方式
[0032] 以下结合附图对本实用新型作详细描述。
[0033] 一种四冲程内燃发动机的燃气转缸辅助做功机构，包括两个气缸以及通过驱动凸轮控制这两个气缸的进气阀门、排气阀门通断的凸轮轴，两个气缸之间设置有燃气转缸通道，燃气转缸通道设置有用于控制该燃气转缸通道通断的燃气转缸阀门，燃气转缸阀门与凸轮轴之间设置有用于控制该燃气转缸阀门通断实现燃气转缸辅助做功的凸轮。
[0034] 在上述结构的基础上，通过凸轮轴凸轮分别驱动控制气缸的进气阀门、排气阀门以及该燃气转缸阀门的通断，合理处理关联气缸之间的运转关系，可以在原四冲程内燃发动机的基础上增加一个燃气转缸做功冲程和一个燃气转缸排气冲程，使原四冲程内燃发动机成为六冲程内燃发动机。六冲程包括吸气冲程、压缩冲程、做功冲程、排气冲程、转缸做功冲程和转缸排气冲程。
[0035] 本实用新型适合现有二、三、四缸及缸数为三或四的倍数的各型内燃发动机(其中二缸发动机需按八冲程设计，因输出最大功率不足一般不建议采用该方案)。在发动机气缸总数为三或四的倍数的四冲程内燃发动机的基础上，按三或四的倍数将发动机气缸分为与该倍数相同数量的组，在各组的三或四个气缸中，一定工作顺序的两个气缸与这两个气缸之间的燃气转缸通道构成一个燃气转缸辅助做功机构。
[0036] 工作时，当某气缸活塞处于做功冲程的一定位置时，在其做功冲程的运行过程的某一时点，与其由燃气转缸通道连通的气缸进入转缸做功冲程，此时由凸轮控制的阀门打开，将转缸做功冲程的气缸与做功冲程的气缸连通，高温高压燃气通过转缸通道进入转缸做功气缸，同时推动两个气缸的活塞做功。当做功冲程的活塞继续向下运行到最合适的位置后，凸轮控制的阀门首先将燃气转缸通道关闭，然后第一个气缸的控制排气阀门打开，该气缸从做功冲程进入排气冲程，当转缸做功气缸活塞运行到最低点时，开启排气阀门，进入转缸排气冲程。
[0037] 当发动机气缸总数为三和四的倍数时，按倍数将发动机气缸分组，即几倍为几个组，定义为n，各组之间相位差对提高发动机的工作效率和平稳性非常重要。以下将分别采取三缸六冲程和四缸六冲程的燃气转缸发动机各组相位的选取分析如下。
[0038] 对于燃气转缸方式以三缸为一组的发动机，因完成六冲程曲轴运行三圈为360×3＝1080度角，本组内三个气缸相位差为1080÷3＝360度，即三个气缸的两两之间的运行相位差分别为360度，即实际三个气缸对于曲轴的几何相位相同。因第一气缸的做功冲程的同时是第二气缸的转缸做功冲程过程，故在曲轴上后一气缸的相位反而比前一缸提前360度角。对缸数为三的倍数发动机，按倍数n分组的各组在曲轴上平均分配是实现发动机工作效率最大化和平稳性最佳状态，因第一气缸的做功冲程的同时是第二气缸的转缸做功冲程过程，故在曲轴上后一气缸的相位反而比前一缸提前360度角，在设计上，这n组气缸按照相邻两组之间依次滞后360/n度角排列。故当组数为二时，两组在曲轴上按互相提前或滞后180度角排列；如果是三组时，则按相邻两组之间依次滞后120度角排列；四组则按按相邻两组之间依次滞后90度排列。
[0039] 对燃气转缸方式以四缸为一组的发动机，因完成六冲程曲轴运行三圈为360×3＝1080度角，本组内四个气缸相位差为1080÷4＝270度，即四个气缸的两两之间的运行相位差分别为270度，实际四个气缸对于曲轴的几何相位分别相差90度。当某气缸处在做功冲程的中间位置时，第二气缸才进入转缸做功冲程，故在曲轴上后一气缸的相位反而比前一缸提前270度角。对缸数为四的倍数的发动机，按倍数n分组的各组在曲轴上平均分配是实现发动机工作效率最大化和平稳性最佳状态的需要，在设计上，这n组气缸按照相邻两组之间依次提前或滞后270/n度角排列。故当组数为二时，第二组与第一组在曲轴上需提前或滞后135度角；如果是三的倍数组时，这些组按照相邻组之间依次提前或滞后90度角；当为四组时，这些组按照相邻组之间依次提前或滞后67.5度排列。
[0040] 对气缸总数不是三或四的倍数的发动机，理论上可以分成三和四的倍数来实现的，如气缸总数为十四缸的发动机，可以分为六缸和八缸来设计。两缸的发动机可以按照八缸来设计。
[0041] 实施例1
[0042] 表1为十二缸六冲程发动机各缸工作情况，以图1-图6中的第一气缸1的曲轴处于第一气缸吸气冲程始点为0度。
[0043] 表1
[0044]
[0045] 将十二个气缸按每组三个气缸分成四组，每组三个气缸与曲轴上相位相同的三个曲柄连接，三个气缸实际工作相位相差360度角。每组的三个气缸的两两气缸之间由设置有燃气转缸阀门5的燃气转缸通道4相连。当本组的第一气缸1经过吸气冲程和压缩冲程后进入做功冲程时，第二气缸2进入燃气转缸做功冲程，此时燃气转缸阀门5打开，第一气缸1与第二气缸2连通，燃气推动第一气缸1和第二气缸2工作，因同一组的三个气缸在曲轴上的几何相位相同，故当做功气缸运行到最低点时，转缸做功气缸也运行到最低点，燃气实现膨胀做功最大化，此时燃气膨胀做功体积为单缸膨胀做功体积的2倍。然后关闭燃气转缸阀门5，并开启第一气缸1和第二气缸2的排气阀门，第一气缸1进入排气冲程，第二气缸2进入转缸排气冲程。在第一气缸1运行至排气冲程结束前，为了实现第一气缸1平稳进入转缸做功冲程，第一气缸1的排气阀门关闭应提前15度角，即在第二圈的345度角时关闭排气冲程阀门。第二气缸2与第三气缸3之间、第三气缸3与第一气缸1之间的运转关系与第一气缸1、第二气缸2之间的相同。
[0046] 实施例2
[0047] 表2为四缸六冲程发动机各缸工作情况表，依次各缸比前一缸相位提前270度角，以图7-图18中的第一气缸1′的曲轴处于第一气缸吸气冲程始点为0度。
[0048] 表2
[0049]
[0050] 当第一气缸1′做功冲程运行到一半，曲轴转动第二圈的90度时，第二气缸2′运行到气缸的终点并进入燃气转缸做功工作状态，此时燃气转缸通道6′的燃气转缸阀门5′打开，第一气缸1′与第二气缸2′连通，燃气推动第一气缸1′和第二气缸2′的活塞运动做功。当第一气缸1′的活塞运行至最低点，曲轴运行到第二圈的180度角的时候，并不是关闭燃气转缸阀门5′和开启第一气缸1′的排气阀门的最佳时间，此时燃气实现膨胀做功的体积为单缸最大容积的1.5倍，为实现燃气膨胀做功最大化，实际最佳点为第一气缸1′相连的曲轴运行到第二圈的225度角的时点，此时燃气膨胀做功的体积为单缸最大膨胀容积的1.707倍，燃气膨胀做功的体积是原四冲程发动机的1.707倍。因在第一气缸
1′相连曲轴运行到第二圈的225度角时，第一气缸1′与第二气缸2′的连通阀门关闭，到第二气缸2′活塞运行至最低点时，第二气缸2′才进入燃气转缸排气冲程，在此过程中，该气缸单缸实现了燃气膨胀容积最大化，故两气缸共同实现燃气膨胀容积为单缸最大膨胀容积的1.8535倍。实际设计中，为确保各缸工作稳定，第一气缸1′与第二气缸2′之间的燃气转缸阀门5′关闭比第一气缸1′的排气冲程阀门开启时点提前15度角，即在曲轴运行到第二圈的210度角时关闭第一气缸1′与第二气缸2′的连通阀门，然后在曲轴运行到第二圈的225度角时开启第一气缸1′的排气冲程阀门，实际最大膨胀容积为单缸最大膨胀容积的1.683倍。为了实现第一气缸1′平稳进入转缸做功冲程，第一气缸1′的排气冲程阀门关闭应提前15度角，即在第二圈的345度角时关闭排气冲程阀门。第二气缸2′与第三气缸3′之间、第三气缸3′与第四气缸4′之间、第四气缸4′与第一气缸1′之间的运转关系与第一气缸1′、第二气缸2′之间的相同。第一气缸1′、第二气缸2′、第三气缸3′、第四气缸4′相对曲轴依次滞后90度，实际工作相位分别提前270度，工作情况与以上步骤相同。
1′相连曲轴运行到第二圈的225度角时，第一气缸1′与第二气缸2′的连通阀门关闭，到第二气缸2′活塞运行至最低点时，第二气缸2′才进入燃气转缸排气冲程，在此过程中，该气缸单缸实现了燃气膨胀容积最大化，故两气缸共同实现燃气膨胀容积为单缸最大膨胀容积的1.8535倍。实际设计中，为确保各缸工作稳定，第一气缸1′与第二气缸2′之间的燃气转缸阀门5′关闭比第一气缸1′的排气冲程阀门开启时点提前15度角，即在曲轴运行到第二圈的210度角时关闭第一气缸1′与第二气缸2′的连通阀门，然后在曲轴运行到第二圈的225度角时开启第一气缸1′的排气冲程阀门，实际最大膨胀容积为单缸最大膨胀容积的1.683倍。为了实现第一气缸1′平稳进入转缸做功冲程，第一气缸1′的排气冲程阀门关闭应提前15度角，即在第二圈的345度角时关闭排气冲程阀门。第二气缸2′与第三气缸3′之间、第三气缸3′与第四气缸4′之间、第四气缸4′与第一气缸1′之间的运转关系与第一气缸1′、第二气缸2′之间的相同。第一气缸1′、第二气缸2′、第三气缸3′、第四气缸4′相对曲轴依次滞后90度，实际工作相位分别提前270度，工作情况与以上步骤相同。
[0051] 增加发动机燃气转缸冲程和转缸排气冲程后能量利用情况分析：
[0052] 因三缸六冲程和四缸六冲程发动机的工作方式略有不同，故在能量分析上也不完全一致，但实现能量转换率最大化，是确定发动机不同时点工作状态的主要依据，故气缸与气缸之间连通和关闭及转缸排气时点的选取，与发动机的能源转换率密切相关。
[0054] 三缸六冲程发动机因同组三个气缸与曲轴相位相同(实际工作相位分别提前360度角)，故转缸阀门开启的时点只需略后于做功冲程，转缸阀门关闭、转缸排气和排气阀门的开启时间均可选在做功冲程结束，为保证发动机各缸稳定地进入下一个冲程，转缸阀门关闭可略微提前。
[0055] 因本实用新型尚未有实验数据可参考，无法得到转缸冲程末做功气缸和转缸冲程气缸的气压和温度具体数据，但在其他二次膨胀最大体积为单缸膨胀最大体积1.75倍的试验数据中为150℃左右，即423K左右，在此为保守计算，按膨胀体积2倍时为450K分析。对三缸六冲程燃气发动机的膨胀做功过程，当体积膨胀到四冲程最大膨胀做功体积时，所需时间为原来的50％，故此时单个气缸热传导损失也减少了50％，但因为是做功气缸和辅助做功气缸同时工作，故热传导损失的能量的仍为总热能的15％，以燃气最高温度为2000K、气体膨胀到四冲程最大膨胀做功体积时的温度为1000K，做功冲程和转缸做功冲程末膨胀体积为单缸2倍时的温度为450K计算，多利用能量27.5％，同时因为燃气膨胀到单缸膨胀最大体积时的平均气温为1500K，从燃气膨胀体积从单缸膨胀最大体积1倍到2倍体积的平均气温为775K，按气缸壁水冷却温度为90℃左右，即370K计算，则热传导损失的能量为前半个冲程的35.84％，即占总热能的5.38％，另外因增加了两个冲程的磨擦损耗，需增加总热能消耗2.5％。故三缸燃气转缸发动机热能利用率为30％+27.5％-5.38％-2.5％＝49.62％，即三缸六冲程汽油发动机的效率是四冲程发动机的49.62％÷30％＝
165.4％。能源消耗仅为原四冲程发动机的60.46％。
165.4％。能源消耗仅为原四冲程发动机的60.46％。
[0056] 四缸六冲程各阀门开关时点的选择：
[0057] 当做功冲程完成的时候，因转缸做功冲程气缸与做功冲程气缸相连，且落后做功冲程90度角(实际相位为提前270度角)，此时其曲轴与活塞运动方向正处在第二圈90度最佳做功位置，根据V＝SR(1-COSa)+SR(1-COS(a-90))(R为曲轴柄长、S为活塞面积、a为曲轴向前动行的角度)，当a＝180度，气缸燃气膨胀做功最大体积为3SR，是单缸最大膨胀体积2RS的1.5倍(做功气缸为1倍，转缸做功气缸为0.5倍)，经微分可知a＝225度时，燃气膨胀做功体积最大，才能实现热能转化最大化，此时做功气缸和转缸做功气缸内燃气膨胀的体积分别为单缸最大膨胀容积的0.8535倍，即膨胀做功的体积为四冲程的1.707倍(实际生产中，考虑发动机运行的可靠性，可控制在210度角处提前关闭两缸间的阀门，此时气体膨胀体积之和为单缸最大膨胀容积的1.683倍)，因为此时转缸做功冲程气缸与做功冲程气缸之间的阀门关闭，且第二气缸的排气阀门到完成整个转缸做功冲程后才打开，故转缸做功冲程燃气膨胀做功的体积与原四冲程燃气膨胀做功的最大体积相同，即实际燃气膨胀做功体积为原四冲程燃气膨胀做功的最大体积的1.8535倍，在提前关团两缸间的阀门的情况下，燃气膨胀做功体积为原四冲程燃气膨胀做功的最大体积的1.683倍，排出的燃气压强和温度远低于四冲程发动机，提高了能源的利用率，同时可减少排气冲程的阻力，减少排气损耗的能量，大大提高了发动机能源利用率，同时发动机工作更安静平稳。
[0058] 同样因本发明尚未有实验数据可参考，无法得到转缸冲程末做功气缸和转缸冲程气缸的气压和温度具体数据，借鉴其他二次膨胀做功的试验数据，从原理上，此时气缸排出气体平均温度比三缸六冲程燃气转缸发动机略高，按200℃，即473K左右，在此按500K分析。对四缸六冲程燃气发动机的膨胀做功过程，当体积膨胀到四冲程最大膨胀做功体积的1/2时，其实际工作仍为一个做功冲程气缸，时间为做功冲程的1/2，在此阶段热传导与原四冲程发动机做功冲程相同，当进入转缸做功冲程时，因转缸做功开始后到做功冲程再增加1/4的时间后，两气缸燃气膨胀体达到原单缸最大膨胀体积，即完成此阶段时间为原四冲程的1/2，同时因为两缸同时传导热量，故到燃气体积膨胀为单缸最大膨胀体积时，热传导扣失的能量仍占总热能的15％，以燃气最高温度为2000K、气体膨胀到四冲程最大膨胀做功体积时的温度为1000K，做功冲程和转缸做功冲程末膨胀体积为单缸1.683倍时的温度为500K计算，多利用能量25％，同时因为燃气膨胀到单缸膨胀最大体积时的的平均气温为1500K，从燃气体积从单缸膨胀最大体积1倍到1.683倍体积的平均气温为750K，时间同样为一个冲程的1/2，按气缸壁水冷却温度为90℃左右，即按370K计算，则热传导损失的能量为气体膨胀到单缸最大膨胀体积时的33.63％，即占总热能的5.04％，另外因增加了两个冲程的磨擦损耗，需增加总热能消耗2.5％。故四缸燃气转缸发动机热能利用率为30％+25％-5.04％-2.5％＝47.46％，即四缸六冲程汽油发动机的效率是四冲程汽油发动机的
47.46％÷30％＝158.2％。能源消耗仅为原四冲程发动机的63.21％。
47.46％÷30％＝158.2％。能源消耗仅为原四冲程发动机的63.21％。
[0059] 最大输出功率分析：
[0060] 三缸六冲程燃气转缸发动机热能利用率为四冲程发动机的165.4％，故最大输出功率为原四冲程发动机的最大功率的：
[0061] 165.4％/3∶1/2＝110.27％。
[0062] 四缸六冲程燃气转缸发动机热能利用率为四冲程发动机的158.2％，故最大输出功率为原四缸四冲程的：
[0063] 158.2％/3∶1/2＝105.47％。
[0065] 辅助机构设计：
[0066] 将凸轮轴与主轴的传动比从原四冲程发动机的2∶1调整为3∶1，即曲轴转动三圈，凸轮轴转动一圈。
[0067] 将凸轮轴上的进气凸轮工作面、排气凸轮工作面所占角度减少为原四冲程发动机的2/3，即从原来工作面的90度角减少到60度角。
[0068] 三缸六冲程发动机凸轮轴凸轮设置：
[0069] 对于三缸六冲程的辅助机构，认定第一气缸吸气冲程开始时凸轮轴处于0度，凸轮轴上控制进气门的凸轮处于进入工作面的临界点，进气凸轮总工作面曲面为60度角，即进气凸轮工作面为0-60度角；排气凸轮工作面的起点从四冲程发动机的的270度角调整到180度角，即排气凸轮工作面为180-240度角，实际为保证下一个燃气转缸做功冲程的正常工作，排气凸轮工作面可设计为180-230度角；同样还要在排气凸轮上，以凸轮轴的300-360度角处增加转缸排气凸轮工作面；为实现对燃气转缸的控制，在凸轮轴上需增设燃气转缸工作凸轮，该燃气转缸凸轮的工作面理论上在凸轮轴上的120-180度角，生产上为确保工作正常稳定，实际按125-170度角控制。同一组内，后一缸凸轮轴控制凸轮比前一缸提前120度(或落后240度)。对于由多组构成的燃气转缸发动机，只需在保证凸轮轴控制的凸轮分别比前一组提前或推迟360/n/3度角即可(提前与推迟与曲轴一致)。三缸六冲程发动机各凸轮工作情况如表3所示。
[0070] 表3
[0071]
[0072] 四缸六冲程发动机凸轮轴凸轮设置：
[0073] 对于四缸六冲程的辅助机构，同样认定第一气缸吸气冲程开始时凸轮轴处于0度，凸轮轴上控制进气门的凸轮处于进入工作面的临界点，进气凸轮总工作面曲面为60度角，即进气凸轮工作面为0-60度角；排气凸轮工作面的起点从四冲程发动机的270度角调整到195度角，即排气凸轮工作面为195-240度角，实际为保证下一个燃气转缸做功冲程的正常工作，排气凸轮工作面可设计为195-230度角；同时还要在排气凸轮上，以凸轮轴的300-360度角处增加转缸排气凸轮工作面；为实现对燃气转缸的控制，在凸轮轴上需增设燃气转缸工作凸轮，该燃气转缸凸轮理论上的工作面在凸轮轴上的150-195度角，生产上为确保工作正常稳定，实际按150-190度角控制。控制第二到第四气缸的凸轮只需分别比前一气缸的相同凸轮提前90度(或落后270度)即可。对于由多组构成的燃气转缸发动机，只需在保证凸轮轴控制的凸轮分别比前一组提前或推迟270/n/3度角即可(提前与推迟与曲轴一致)。四缸六冲程发动机各凸轮工作情况如表4所示。
[0074] 表4
[0075]
[0076] 因凸轮工作面角度从原来的90度角减少到60度角，实际为发动机工作正常，部分凸轮工作面角度小于60度角，为确保进气、转缸、排气等阀门工作行程正常，则必然增加凸轮进入工作面时的倾角，增加对相关元件的冲击，故要保证凸轮等辅助机构正常，凸轮基础圆半径应大于或等于同规模四冲程发动机凸轮基础面半径的1.5倍，建议凸轮基础面半径为原四冲程发动机的2倍。
[0077] 为了进一步维持发动机主要工作指标与原四冲程发动机基本保持不变，提高发动机的运行可靠性，减少增加燃气转缸通道对气缸压缩比的影响，在具体设计上，可以将该通道集成到气缸盖内，各气缸由燃气转缸阀门与集成的燃气转缸通道相连，当需要实现燃气转缸做功时，由相应的燃气转缸凸轮同时将相关联的两个气缸的燃气转缸阀门打开，实现两气缸的连通。对于三缸为一组的燃气转缸发动机，除保留燃气转缸凸轮上原设计的125-170度角的工作面外，在其120度角后增设一相同凸轮工作面，即245-290度处增设一凸轮工作面；对于四缸为一组的燃气转缸发动机，同样除保留燃气转缸凸轮上原设计的
150-190度角的工作面外，在其90度角后增设一相同凸轮工作面，即240-280度处增设一凸轮工作面。因为只是在燃气转缸凸轮上增加了一个工作面，对同一组内，后一缸凸轮轴控制凸轮的相位提前或滞后量如前所述，在此不再复述。
150-190度角的工作面外，在其90度角后增设一相同凸轮工作面，即240-280度处增设一凸轮工作面。因为只是在燃气转缸凸轮上增加了一个工作面，对同一组内，后一缸凸轮轴控制凸轮的相位提前或滞后量如前所述，在此不再复述。
[0078] 本实用新型的内燃发动机燃气转缸辅助做功节能方法，与以往的实用新型相比，在以下四个方面具有明显的推广优势，具体如下：
[0079] 1、在结构方面，在传统的四冲程发动机的基础上只增加了带阀门控制的燃气转缸通道；在凸轮轴上只是增加了控制燃气转缸阀门的工作凸轮并适当加大各工作凸轮的基础轮半径；传动轴与曲轴的传动比从1∶2调整为1∶3；根据需要，在不改变曲轴的几何尺寸和生产工艺的情况下，适当调整各缸相连的曲轴相位。结构上相比传统的四冲程发动机只做了很小的改变，生产工艺要求提高不明显，生产成本增加部分应在原四冲程发动机的5％以内。
[0080] 2、本实用新型的方法在四缸六冲程发动机提高能源利用率为58.2％的情况下，最大输出功率为原四冲程发动机的105.47％；本实用新型的方法在三缸六冲程发动机提高能源利用率为65.4％的情况下，最大输出功率为原四冲程发动机的110.27％。输出功率能力均优于原四冲程发动机。
[0081] 3、本实用新型在发动机生产上只增加了部分辅助机构，且均为小部件，只要合理利用发动机箱的空间，可不增加发动机尺寸，或对发动机原外型结构增加和改变极小。
[0082] 4、本实用新型在发动机上的应用，燃油热能利用率在四缸六冲程燃气转缸发动机和三缸六冲程燃气转缸发动机上分别提高了58.2％和65.4％，同时对发动机的材质和辅助设施方面，比原四冲程发动机相比没有特别要求。
[0083] 因此，本方法的应用具有极强的适应性，具有极高的推广价值。
[0084] 最后应当说明的是，以上内容仅用以说明本实用新型的技术方案，而非对本实用新型保护范围的限制，本领域的普通技术人员对本实用新型的技术方案进行的简单修改或者等同替换，均不脱离本实用新型技术方案的实质和范围。
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