本发明是从权利要求1前序部份所描述的内燃机演进而来的，其目的在于：1.解决传统往复活塞式内燃机（以下简称往复机）存在的问题：1.1曲柄连杆机构佔用的体积和产生的往复惯性力等，是发动机减小尺寸、重量，消除振动和高速化提高性能的主要障碍。

1.2因二冲程换气问题，而采用复杂的四冲程结构，每爆发作功一次，要多运转一周，致使高速化需要付出加倍的代价，而高速化的实质，在于有效地增加作功次数。

2.保留和继承往复机突出的优点：2.1其密封环仅限于围绕活塞的圆周，与气缸的接触为面接触，且具有最短的密封阵线（圆），和最短的滑动行程（直线），结构简单而可靠性高。

2.2除活塞气缸副外，机构的运动副都是回转副，即具体结构中的轴承，而对于承担内燃机工作过程来说，轴承具有易于保证运动精度和可靠性高等优点。

往复机的曲柄连杆机构如（图3）所示，其机构参数λ＝ (r)/(l) ＝ 1/5 ～ 1/3 ;其活塞行程S＝2r;而发动机的倾复力矩M＝AO×PN＝AO×Ptgβ，则说明输出扭矩的支反力（-PN）须由润滑条件不利的活塞气缸副来承担。

若令λ＝1，也就是r＝l（参阅《国外内燃机》上海内燃机研究所编辑出版，1981年第四期第52页“无连杆发动机”），即机构的构件尺寸AB＝OB，则变成图4的情况，A点可以越过O点向极端位置（上止点或下止点）运动，其轨跡点为A1、A2、A3、A4等等，相应有B点的轨跡点B1、B2、B3、B4等等。从而使机构及其运动发生了质变，即：①形成了AB相对于OB、以B为中心的自转，和以O为中心的公转，将往复运动变为旋转运动。若使活塞的重心位于A点;利用平衡重使AB（包括活塞重量）的重心位于B点;利用平衡重使OB（包括AB的重量）的重心位于O点，则可以实现机构运转的平衡。③活塞行程S＝4r，说明产生活塞行程S所需的曲柄半径r相对减小了 1/2 。而r和l的减小，以及“A点可以越过O点”等因素，都使S所处位置向曲柄运动空间大幅度内移，从而使机构佔用的体积大幅度减小。至此，上述问题1.1可以得到解决。③除上止点和下止点外，机构运动的特征点还有“脱节点”，即A、O两点重合时的情况，此时活塞可以不动，而AB和OB重合，一同围绕O点旋转，致使机构运动产生脱节，因而需要借助齿轮齿合，来维持AB与OB的相对运动。另外，此时的PN＝Ptgβ＝Ptg90°＝∞，说明在活塞运动的该区段内，可以产生巨大的侧压力，导致机件的迅速磨损及功率的大量消耗。

在图4的运动链中，若令OB为固定构件（参阅《旋转活塞发动机》中国科学院力学研究所转子发动机组编译，科学出版社一九七三年出版，第六章表11“帕森斯”图及第7页3.1），则变成图5的情况，气缸变成以O为中心的旋转体（图中以围绕O点旋转的气缸中心线，即通过Z、O、G三点的直线，代表旋转的气缸），AB变成曲轴的曲柄，以B为中心定轴旋转，而原有曲柄OB则不复存在，OB仅是两个旋转中心的中心距，图中：Z、G-双顶活塞的两个活塞顶，该双顶活塞贯穿于一对同轴线的气缸之中;

A-曲柄销轴心，即活塞相对于曲柄的自转中心;

α-曲柄转角;

β-气缸转角;

G0Z0、G1Z1、G2Z2、G3Z3-相应于气缸不同转角位置的双顶活塞，相对于O点所处位置。

由图5可知α＝2β。若以两对相互垂直呈十字形分布的气缸和曲柄夹角为180°的两个曲柄A1B、A2B，以及两个双顶活塞，即构成了图6所示的“帕森斯结构”。至此，机构及其运动的质变在于：①因气缸可以灵活转动，故上述支反力（-PN）已不复存在，而发动机的倾复力矩M反＝-P×OB×COSβ则说明，输出扭矩的支反力完全由轴承，即由O点的缸体轴承和B点的曲轴轴承来承担，从而最大限度地减少了活塞的摩擦;②当一个双顶活塞处于脱节点时，恰好另一个双顶活塞处于上、下止点，因而在构件OB与AB之间，无须借助齿轮齿合，即可解决机构运动的脱节问题，从而简化了结构与设计;③气缸旋转体可以取代飞轮，其重心位于O点，並由重心分别位于A1及A2的两个双顶活塞的重量之差，取代曲轴平衡重，从而实现了运转的平衡。

将帕森斯机构用于内燃机的实例有“阿尼达因旋转式发动机”（英《wellwOrthy tOpicS》1973年第53期）和“爱耐琴转子发动机”（英《AutOmOtive deSign engineering》1972年第11期）等。这类发动机的相同之处在于：①去掉了气缸盖，代之以端面密封环与机壳内壁构成的滑动密封，其滑动行程为机壳内壁之周长，因而不具备上述目的2.1的优点;②行程缸径比 (S)/(D) 过小，一般只能达到0.5左右;③只有两个工作缸，另外两个缸是气泵缸。

本发明即是以帕森斯机构为基础，发展而成的转缸发动机（以下简称转缸机），其四个气缸都是工作缸，由于具有气缸盖，因而相应于上述目的2.1，为了使气缸旋转体与机座固定件之间的接触，仅限于支承气缸旋转体的缸体轴承及其密封件，最大限度地减少摩擦。因此继上述目的2，本发明尚有如下目的：3.在机座固定件与气缸旋转体之间，解决新气、废气及高压点火电流的无接触摩擦的传递问题。

由于本发明的气缸工作容积系采用二冲程曲轴箱回流扫气的结构，因而关键在于：①解决行程缸径比 (S)/(D) 过小的问题;②限于润滑方式只能是油雾润滑或微量润滑，所有轴承必须采用滚动轴承。因此继上述目的3，本发明尚有如下目的：4.解决增加行程缸径比及采用滚动轴承，与紧湊结构、缩小体积的矛盾。

由于本发明的气缸属于旋转体，且体积十分紧凑，从而：①须考虑承受高速旋转产生的离心力;②须考虑采用风冷散热的结构方式及其气流的组织;③排气管道阻力最小的惯性路线並非是直线，须考虑节能和利用废气动能的管道结构方式;④尽量減少排气管道对气缸散热片布局空间的佔用，及其高温对气缸冷却散热的影响，和整个缸体温度场的平衡问题。因此继上述目的4，本发明尚有如下目的：5.从结构强度、风冷散热问题、四个气缸的排气管结构布局、温度场的平衡、废气动能的利用等方面，解决气缸旋转体及机壳的结构设计方式。

由图10可知，为了目的4的实现，除设置带有一定跨度的曲轴轴承〔29〕及〔30〕来保证曲轴的刚性外，还须尽可能缩短曲轴的长度，故只能由专设的主轴来承担功率输出的任务，从而须在曲轴与主轴之间设置内齿轮传动，如图20所示。但是，由于该对齿轮担负着发动机功率的传递及扭矩的放大，而所处空间十分狭小，摩擦产生的热量不易散发。因此继上述目的5，本发明尚有如下目的：6.解决曲轴齿轮与主轴内齿轮的润滑冷却问题。

上述六个目的，是由按照权利要求书设计的转缸发动机予以实现的。

权利要求给出的特征1.b是非常简单的，但可以解决二冲程换气问题，原因在于高速旋转的气缸对回流扫气过程缸内的高速气流产生了强烈的旋转动力效应。如图7所示，处于爆发排气过程的气缸内，气体质点朝着旋转中心方向运动的速度Vp＝10～102米/秒，若以气缸转速为5000转/分来看，按物理学公式wk＝2Vω（式中wK-哥氏加速度;V-向心速度;ω-角速度）计算产生的哥氏加速度wkp可达105米/秒。在哥氏力fkp的作用下，废气质点紧贴缸壁“前进面”（即所有与气缸转向相同的箭头所能指到的气缸壁面）的深处向排气窗口运动。可想而知，只需千分之一秒的时间，废气质点流过排气窗口的速度即可递增100米/秒，致使自由排气后期，靠近下止点缸壁“落后面”（与“前进面”相对的气缸壁面）深处的“J”区，产生一定程度的负压，为新气的引入创造了节省泵气能量的条件，同时避免了废气向进气窗口的倒流现象。更确切地说，fkp还以动压力的形式作用在缸壁前进面，推动气缸旋转作功。当进气窗口开启后，在气泵压力的作用下，尚未建立气缸旋转速度的新气质点，进入高速旋转的气缸，湧向“J”区，紧贴落后面的深处，向远离旋转中心的燃烧室方向运动，产生的哥氏力fkJ相当于重力的102～103倍，指向缸壁“落后面”，推动气缸作负功，但比上述fkp作功要小一个数量级。由于新气不断进入的排挤作用，使缸内废气继续排出，从而维持了废气质点向下止点排气窗口的运动以及fkp的存在。此时，气泵消耗的能量主要用于使废气质点向下止点运动，而将废气质点推出排气窗口的力则是fkp。显然，它的能量来源于活塞在上止点时，气体质点在燃烧室建立的高速旋转切向速度的动能（△E＝ 1/2 △MR2ω，其中△E-气体质点的动能，△M-气体质点的质量，R-气体质点至气缸旋转中心的距离）。微观上，fkp和fkJ还牵制着两种气体质点在其“分界面”上的热运动幅度及相互混合。更主要的是上述两种气体各自紧贴相反方向气缸壁面的运动，可使换气过程接近于理想的置换性换气。由于哥氏力的作用，大大降低了对扫气压力的要求，从而较好地解决了二冲程换气问题。

图9是转缸机原理样机的活塞顶面刚刚出现积炭层时，被油气混合物冲刷而显现的新气之气流流线痕跡，说明“旋转动力”效应是十分强烈的。此外，在原理样机低速运转（500转/分）时，将扫气泵的输出端打开一个1平方厘米的泻漏孔，其转速稍有下降，但仍能稳定运转。这说明转缸机对扫气压力的要求並不敏感。实际上，较大幅度的降低扫气压力，对换气质量的影响很小。这一优点解决了本发明活塞裙部对排气窗口掩盖面积过小的问题（参见图17）。

权利要求1.C所述废气动能利用方式的构成原理说明如下：自由排气阶段，气流速度可以达到亚音速，其废气动能在转缸机上是可以利用的。

如图8所示，假设处于定轴转动的圆盘上，距旋转中心一定距离d点上的小球，如果去掉约束，则将沿着dk曲线自由脱离圆盘，dk是小球在圆盘上的惯性路线，即其运动不需消耗能量。但是，如果采取其它路线，例如小球沿图中pe路线脱离转动圆盘，则由于小球在p点的速度小于pe其它各点的速度，运动过程就需要加速，亦即需要消耗能量。如果p点是废气质点刚刚走出排气窗口的一个点，则可以沿着气缸旋转的轴向运动到d点，然后按惯性路线dk脱离气缸旋转体。图8中pdk即是转缸机的排气管道路线。dk段处于排气圆环内，而pd段则是单独一段管道，如图17所示。

由图8可知，废气质点在k点脱离的速度方向与气缸转向相反。如果在自由排气过程中，气体质点的脱离速度（即对于气缸的相对速度）Vp＝100米/秒，再将气缸旋转体k点的速度Vt计算如下：Vt＝ (nDtπ)/60 ＝ (6000×0.32×π)/60 ＝100（米/秒）式中：Dt一排气圆环外径。Dt大约等于气缸直径D的4倍，取

D＝80毫米，则Dt＝0.32米。

n-气缸转速，取n＝6000转/分。

结果表明废气质点脱离k点的绝对速度为零，即Vt-Vp＝0。（实际上Vp的方向与Dt的圆周並不相切，这里的分析是近似的。）说明排气过程高速气流的动能可以全部移交给气缸旋转体。从而使转缸机在不需增加结构的情况下，利用废气动能。

除以上所述，本发明还有如下优点：①对于内燃机这门综合复杂的科技来说，由于转缸机保留了传统往复机气缸工作容积的结构及曲柄连杆机构的运动链，因而具备了良好的技术继承性，便于引用成熟的技术，为本发明结构模式的发展，节省了时间和费用。

②由于气缸呈十字形分布，解决了风冷式往复多缸机因缸心距造成的散热片布局困难问题。

③通过技术问题的解决，既简化了结构又提高了性能。例如，气缸的旋转，不但解决了往复惯性力问题，而且消除了因扭矩输出产生的活塞侧压力，並进而省掉了以尺寸重量发挥作用，而无结构意义的飞轮和曲轴平衡重，从而为减轻发动机的重量扫除障碍。又由于解决了对旋转气缸无接触输送点火电流问题，从而省掉了配电器及通往各缸的高压线，给维修、装拆以及点火提前角的调整显示提供了方便，而且四个火花塞交替工作，要比一个火花塞承担所有工作容积点火任务（如三角活塞旋转式发动机）的热负荷要低得多。另外，缸体的辐板、鼓风散热片及散热片凸台等，具有增加承受离心力的结构强度，及鼓风、散热、平衡温度场等意义兼有的作用。如此等等，不做重复。

④由于气缸处于机壳的包容之中，从而可以利用机壳作为噪音的屏蔽，为进一步減少噪音提供条件。

⑤由于对活塞与轴承座的改进，增大了行程缸径比 (S)/(D) ，在 (S)/(D) ＝1的情况下，机壳外径仅是缸径的5倍，从而大幅度減小了发动机的体积。

⑥对工艺及材料的要求，都不高于往复机。

本发明的附图说明如下：图1-转缸发动机的外形结构图。其中，弧形电极〔5〕固定在绝缘板〔6〕上，而绝缘板是利用定位销及螺钉安装紧固在机壳后端一个较长的扇形排风口间。

图2-转缸机的横剖面图。

图3-往复活塞式内燃机的曲柄连杆机构原理图。

图4-曲柄连杆机构的特例，即其机构参数λ＝1的情况。

图5-转缸机的机构原理图。

图6-具有两对气缸的转缸机结构原理图，即“帕森斯结构”图。

图7-处于换气过程气缸内的气流情况图。其中，以空心箭头〔19〕表示新气质点的运动路径;以箭头〔20〕表示废气质点的运动路径。

图8-气缸旋转体上的排气管道路线构成原理图。

图9-转缸机原理样机的活塞顶面刚刚出现积炭层时，被油气混合物强烈冲刷，显现的新气流线痕跡。

图10-转缸机的活塞，曲轴及轴承座之组合结构图。其中，对开式滚动轴承〔36t，36u〕适用于径向安装而不可套装的场合。

图11-后轴承座的后端面视图。其中，三根螺栓〔35〕呈正三角形分布，两根在上，用以确保内座〔21a，21b〕对爆发压力的承担。三根螺栓及八个进气孔道〔37〕均需穿过缸体轴承〔32b〕的内滚道圆周，故其布局范围以小于该圆周之直径为限。

图12-端盖及机壳后端面，前、后轴承座周围六个扇形进风口之间的过桥断面的圆柱形剖面展开图。这种断面形状既可減少对进风口面积的佔用，又保证了强度和刚性，而且具有导流作用。

图13-双顶活塞T的组装图及利用锁片〔43〕防止内六角螺母〔42t，42u〕松动的局部放大图，内六角螺母其外形为圆柱体，其内之通孔分为两段，一段是螺孔，一段是六方孔，该种螺母适用于径向安装位置十分紧张，而轴向无严格要求的场合。

图14-双顶活塞U的组装图。其中C-C剖面说明当活塞安装紧固后，需对螺母〔47〕的薄壁处冲击，使之陷入螺栓〔46〕头部削去一个斜角的部份，用以防松，此办法的螺母不能多次使用。

图15-活塞与活塞杆的其它紧固办法之一。

图16-活塞与活塞杆的其它紧固办法之二。其中，采用弹性档圈〔48〕实现连接。安装时，依靠档圈的导滑锥面〔48〕使其缩入活塞杆的环槽之内，並依靠绷紧锥面〔50〕产生予紧力。拆卸时，插入活塞周围小孔〔51〕的小轴，同时推进，即可将活塞拆下。

图17-双顶活塞T及双顶活塞U分别对气缸T及气缸U的单排气窗口〔18t〕及双排气窗口〔18u〕的掩盖情况图。

图18-缸体的前端视图。可见，辐板〔15〕正好处在受排气气流冲刷及新气气流冲刷的相邻两缸的高温区与低温区之间，对温度场的平衡起重要作用。在辐板的另一面，由于没有排气接口〔54〕，因而鼓风散热片〔56〕的布局较为丰满。

图19-机壳内圆柱面上导流叶片〔60〕的布局及固定的展开图。其中，导流叶片的插角〔61〕插入机壳壁的孔内，以环氧树脂浇灌固定。

图20-利用曲轴齿轮〔33〕与主轴内齿轮〔62〕泵油的结构图。

图21-对开式滚动轴承齿形结合部〔40〕的放大图。

图22-排气圆环两端迷宫间隙的设置图。

本发明的一台原理样机实验情况如下：①缸径D＝70毫米;S＝60毫米; (S)/(D) ＝0.86，所有设计参数仅按估计确定。所有旋转零件只经过简单的静平衡处理。除关系到运转的配合精度外，大部分设计施工因陋就简。

②密封良好，转动十分灵活，利用手拉绳轮起动，一般只需一次即可顺利起动。运转平稳，无明显振动。

③加速性很好;最高转速可超过4000转/分（未做极限转速）;经过数小时连续运转，最低稳定转速为300转/分。

④排气无烟，该机与四冲程汽油机176F进行视觉直感对比，无论转速高低，其排气情况均优于后者。说明转缸机的二冲程换气质量可以与四冲程机相比。

⑤累计已进行二百多小时的运转，虽然经过了反复频繁的拆卸与安装，但该机的对开式滚动轴承的齿形结合部没有发现磨损的痕跡。用内径千分表检测其滚道，也未发现精度的变化。

⑥在该机一些必要的改进尚未进行的情况下，已能发出20匹马力。试验中，一些现象表明潜力是很大的。