本发明涉及一种内燃机，特别是中冷、回热式二冲程内燃机。

在申请号为“00100059.4”“00130351.1”的发明专利说明书中，虽然所述的中冷、 回热式二冲程内燃机也具有不同的结构布置及多种阀门结构，胆因内燃机的燃烧过程是 在副缸内进行，从而造成散热损失较大，同时也不容易解决控制阀的耐热问题。

本发明的目的是针对上述技术中的不足提供一种改进的中冷、回热式二冲程内燃机， 这种内燃机不仅散热损失较小，也使控制阀门不受作功燃气的高温影响。本发明的进一 步目的是提供多种不同的结构更为完善、布局更为灵活的中冷、回热式二冲程内燃机， 使其能具有宽广的功率范围和适应不同的实际需要。

本发明的中冷、回热式二冲程内燃机包装有排气门的主汽缸和装有进气门及出气 阀的压气汽缸，主汽缸中的动力活塞和压气汽缸中的压气活塞分别经连杆与曲轴相连， 或者把压气汽缸设在主汽缸的底部、让压气活塞与动力活塞合为一体，并经穿过底部缸 盖的活塞杆不传动件与曲轴相连；在主汽缸的侧部设有其内装有配气活塞的副缸，配气 活塞经连杆与副曲轴相连，副缸通过所设的阀门能依次与相应的充气口、换气出口、换 气进口和热气出口相通，其中，充气口经中间冷却器连通到压气汽缸的出气阀控制的出 气口上，换气出口经置于排气管路中的回热器后再与换气进口连通，热气出口与主汽缸 连通，所述的热气出口是经一个球形或类似形状的燃气混合燃烧室后再经连接通道与主 汽缸相通，在缸盖上装有向燃气混合燃烧室内喷油的喷油器，还设有相应的电热塞或火 花塞。

在中冷、回热式二冲程内燃机的副缸阀门设置中，副缸顶部所设的阀门为转阀，该 转阀的通气道能依次与缸盖的阀体内壁上相应的充气口、换气出口、换气进口和热气出 口连通，转阀通过轴被轴承保持其所在位置，轴的外端装有圆锥齿轮，该齿轮与凸轮轴 上的圆锥齿轮啮合，转阀与曲轴的传动比为1∶1，副曲轴与曲轴的传动比为2∶1。

在改进的中冷、回热式二冲程内燃机中，采用了双副缸结构，副缸的配气过程被分 开在两个副缸中进行，主汽缸侧的副缸内的容积构成热腔，另设的小副缸构成冷腔，热 腔的副缸顶部的阀门为转阀，该转阀的通气道能依次与缸盖的阀体内壁上相应的换气进 口和热气出口相通，转阀通过轴被轴承保持其所在位置，轴的外端装有圆锥齿轮，该齿 轮与凸轮轴上的圆锥齿轮啮合。小副缸通过控制阀可分别与充气口和换气出口连通，副 缸内的配气活塞和小副缸内的小配气活塞分别经各自的连杆与副曲轴连接，转阀和副曲 轴与曲轴的传动比为1∶1。

在继续改进的中冷、回热式内燃机中，也采用了双副缸结构，副缸的配气过程被分 开，是在具有双作用功能的副缸的缸套内进行，副缸内的配气活塞把副缸分为顶部的热 腔和底部的小容积冷腔，配气活塞经穿过缸套底部缸盖的活塞杆等传动件与副曲轴相连； 副缸顶部的阀门为转阀，该转阀的通气道能依次与缸盖的阀体内壁上相应的换气进口和 热气出口相通，转阀通过轴被轴承保持其所在位置，轴的外端装有圆锥齿轮；该齿轮与 凸轮轴上的圆锥齿轮啮合；副缸底部的冷腔通过控制阀可分别与充气口和换气出口连通， 转阀和副曲轴与曲轴的传动比为1∶1。

在进一步改进的中冷、回热式二冲程内燃机中，仍采用的是双副缸结构，副缸的配 气过程被分开在两个副缸中进行，主汽缸侧的副缸内的容积构成热腔，另设的小副缸构 成冷腔；热腔副缸的顶部所设的阀门为升降式气门，副缸与换气进口的连通由设在缸盖 上的被凸轮控制的顶置式菌形气门控制，副缸的热气出口与主汽缸的连通由装在缸盖上 阀孔内的柱塞气门和相应的密封座控制，柱塞气门的头部具有密封锥面和凸缘台，其尾 部具有左右突击的横档，柱塞气门的尾部被弹簧推动使气门关闭时，其头部的密封锥面 压在热气出口与燃气混合燃烧室之间的密封座上，头部的凸缘台堵在密封座的通气孔中， 所设的由凸轮轴上的凸轮控制的摇臂伸在柱塞气门的横档底面，可带动拄塞气门提升开 启；小副缸通过控制阀可分别与充气口和换气出口连通，副缸内的配气活塞和小副缸内 的小配气活塞分别经各自的连杆与副曲轴连接，副曲轴与曲轴的传动比为1∶1。对于喷油 器的布置，在所述的柱塞气门上设有安装喷油器的孔道，喷油器的头部伸进柱塞气门的 孔道中。喷油器在柱塞气门的孔道内能相对滑动、并通过密封件密封时，喷油器通过其 尾部与缸盖的上盖固定连接。喷油器也可固定在柱塞气门中。

在上述副缸顶部的阀门为转阀的中冷、回热式二冲程内燃机中，也可把副缸的缸套 与转阀连为一体，构成可转动的副缸。这样布置后，副缸通过顶部的轴和缸套的底部被 相应的轴承保持其所在位置。对上述缸套与转阀连为一体的双作用副缸，其底部的控制 阀是在双作用副缸的缸套底部设有通气道，相对应的在缸体的阀壁上设有充气口和换气 出口，副缸的底部冷腔经通气道可分别与充气口和换气出口接通。

在上述具有小副缸的中冷、回热式二冲程内燃机中，为小副缸或双作用副缸底部的 冷腔所设的控制阀是具有中位关闭机能的三位三通滑阀，冷腔的通气道与滑阀的中位环 槽连通，滑阀的一个侧位环槽经充气口通向中间冷却器的出气管，另一侧位环槽经换气 出口通向回热器的进气管，阀芯经连杆被阀曲轴带动，小配气活塞或双作用副缸中的配 气活塞行到上、下止点时，阀芯正行到1/2行程的中位关闭位置处，阀曲轴与副曲轴的 传动比为1∶1。

当主汽缸底部作为气泵而增设能让活塞杆穿过的缸盖时，缸盖中的进气门装在所设 的气门导管上，在气门杆的端部设有档座，所设的横置弹簧经顶座顶在安装轴上的摇臂 的弹力臂上，使摇臂的前端也顶在进气门的挡座的底面，摇臂通过其上的控制臂或自身 的某一部位还被凸轮轴上的凸轮作用，在需开启进气门时，凸轮能使摇臂的前端离开进 气门挡座的底面，并使横置弹簧被压缩；安装轴上的压臂的前端压在气门杆上，压臂上 的拉力臂被穿过顶座的拉杆上的顶座与拉杆档块之间的开启弹簧作用，让压臂外端与摇 臂外端受到夹紧的作用力。

对于进气汽缸出气阀的布置，缸盖中的出气阀通过自身的气阀顶杆装在阀座的气阀 导管上，阀座的隔板的背部是中空的腔室，其内设有被弹簧作用而顶在隔板上的升降套 筒，升降套筒面向出气阀的方向是开口的，在升降套筒中装有其背部被小弹簧作用的挡 塞，该挡塞顶在出气阀的气阀顶杆上，挡塞可被升降套筒开口处的挡圈阻挡，升降套筒 的尾部穿出弹簧座并通过尾部所设的插孔被伸进的由凸轮带动的摇臂控制，凸轮经摇臂 可使升降套筒通过其上的挡圈带动挡塞离开出气阀的气阀顶杆。上述的这些部件均设在 出气管路的压力腔内，凸轮是被外面伸进的凸轮轴控制。

当把中冷、回热式二冲程内燃机用于车辆中时，出中间冷却器的管路分成两条，一 条管路经截止阀与充气口连通，另一管路又分成两股，一股经可控单向阀通向储气瓶， 另一股经减压阀连接到截止阀后的通向充气口的管路上。内燃机的曲轴还经离合器和一 组增速齿轮带动一个增压器，该增压器通常为叶轮式、串联在通向进气门的进气管路上， 进气门还可被另设的向外放气的延迟关闭机构控制。

在本发明的中冷、回热式二冲程内燃机中，副缸经热气出口后再通过增设的球形燃 气混合燃烧室与主汽缸连通后，因燃烧过程不再在副缸中进行，使副缸不会产生额外的 散热损失。同时，控制副缸与主汽缸接通的通气道或阀门也不会受高温燃气的影响。与 普通内燃机相比，中冷、回热式内燃机的副缸与主汽缸因在上止点前不能提前较大的角 度接通，喷油器只能提前较小的角度进行喷油，但由于采用了回热器使热效率大幅度提 高，在上止点前不能喷入燃烧室中的燃油将被节省下来，而内燃机的输出功率因热效率 的提高并不会减少。在较大输出功率时，虽然喷油器的喷油持续角被相对延长，燃烧过 程被向后推迟，使排气温度相应提高，但由于可利用回热器对排气中的热量进行更多的 回收，并不会使中冷、回热式内燃机的热效率降低，这与普通内燃机是完全不同的。   当中冷、回热式内燃机采用双副缸的结构后，副缸配气过程被分开是在两个大小不 同的副缸中进行的，因副缸具有了与主汽缸相同的更大曲轴转角，这样就可利用副缸内 的配气活塞在与主汽缸未接通前进行第二次压缩，使较低的相对于压气汽缸的压缩比继 续提高，从而有利于获得较高的基础热效率。当让热腔的副缸容积大于冷腔的副缸容积 时，会进一步增大回热器的吸热潜力，这样便会得到更高的循环热效率，使内燃机的油 耗更低。

下面给合附图和具体实施方式对本发明作进一步的详细说明。

图1是本发明其副缸采用转阀的中冷、回热式内燃机的总体结构剖视图。

图2为图1中转阀的通气道及阀内壁上各气口的角度位置图。

图3为图1中内燃机的侧视图。

图4是本发明其副缸的缸套与转阀合为一体的中冷、回热式内燃机的总体结构剖视 图。

图5为图4中A-A的剖视图。

图6为图4中副缸和主汽缸部分的放大图。

图7为图4中转阀及相应各气口的位置分布图。

图8是副缸和主汽缸间相关的曲轴转角的角度范围图。

图9是本发明的双副缸型并采用转阀的中冷、回热式内燃机的总体结构剖视图

图10为图9中转阀及相应的换气进口和热气出口的角度位置划分图

图11是副缸和主汽缸间相关的曲轴转角的角度范围图。

图12中的①～⑧图是本发明的双副缸型中冷、回热式内燃机的工作过程图。其中， 图①、进程过程。图②、经中间冷却的压缩排出过程。图③、出中间冷却器的低温压缩 空气进入副缸的冷腔。图④、回热过程。图⑤、经回热的热压缩空气进入副缸的热腔。 图⑥、副缸内的二次压缩过程。图⑦、主汽缸内的燃烧作功过程。图⑧、排气过程。

图13是本发明中主汽缸对置的双副缸型中冷、回热式内燃机的总体结构剖视图。

图14为图13中B向的汽缸盖上的进、出气阀的布置图。

图15是进气门及相应控制机构的剖视图。

图16是出气阀及相应控制机构的剖视图。

图17是出气阀的电磁控制机构的剖视图。

图18是本发明的利用双作用副缸来构成双副缸型的中冷、回热式内燃机的总体结构 剖视图。

图19是本发明的副缸采用升降式气门的双副缸型中冷、回热式内燃机的总体结构剖 视图。

图20是本发明的中冷、回热式二冲程内燃机用于车辆时为回收利用刹车能量而增设 的辅助系统的布置图。

图1、图2和图3所示的副缸采用转阀的中冷、回热式内燃机是一种直列四缸机，装 有排气门6的两个主汽缸14处在飞轮31侧，装有进气门33和出气阀42的两个压气汽缸 26处在前侧，主汽缸中的动力活塞18和压气汽缸中的压气活塞29分别经各自的连杆与 曲轴24相连。副缸45设在主汽缸14的侧部，其中的配气活塞72经连杆73与副曲轴76 相连。在副缸顶部所设的阀门是转阀58，如图1和图2中所示，该转阀按箭头181方向 转动时，转阀上的通气道60能依次与缸盖1的阀体内壁上相应的充气口90、换气出口 94、换气进口98和热气出口99连通。转阀58是通过轴62被轴承68、69保持其所在位 置，轴承68起止推作用，可承受转阀所受到的较大压力。在轴62的外端装有圆锥齿轮 66，该齿轮与凸轮轴9上的圆锥齿轮67啮合。凸轮轴9上的凸轮经中间摇臂13和摇臂 10控制主汽缸14上的排气门6，让凸轮轴9同时带动转阀和排气门，其布置方式是较紧 凑的。由于曲轴24转一周需副缸的副曲轴76转两周配气活塞72才能完成让压缩空气充 入副缸、把压缩空气压入回热器、让回热后的压缩空气回到副缸和把压缩空气压入主汽 缸的四个配气过程，因此，副曲轴76与曲轴24的传动比为2∶1。而转阀58转动一周便 可完成与上述配气过程相适应的和四个不同气口的依次接通过程，因此，转阀58与曲轴 24的转速相同，两者的传动比为1∶1。

在缸盖1的阀体内壁上的各不同气口中，充气口90经中间冷却器92连通到压气汽缸 26的出气阀42控制的出气口41上(参看图3)。换气出口94经置于排气管路5中的回热 器96后再与换气进口98连通(参看图1和图2)。热气出口99是与主汽缸14的动力活 塞18上部的作功腔相连通，在这里，为了给燃油与压缩空气的混合燃烧提供一个适当空 间，热气出口99是经一个球形或类似形状的燃气混合燃烧室100后再经连接通道101与 主汽缸相通的，如图1中所示。由缸盖1上所装的喷油器103向燃烧室100内喷油，同 时，还为燃烧室设置了点火所需的火花塞或电热塞，图中为燃烧室设置了电热塞104(参 看图2)。

图4和图5所示的中冷、回热式内燃机采用V型汽缸排列，其中，压气汽缸26  在 左侧，主汽缸14设在右侧。在本实施的方案中，副缸的缸套与转阀被制成一体，构成了 可转动的副缸45。副缸通过顶部的轴62和缸套46的底部被轴承69、70保持其所在位 置。这种采用可转动副缸的布置方式主要特点是可以采用平顶的配气活塞，副缸顶部的 轴62所占空间也较小，有利于进一步降低缸盖的高度。但这种结构也使转阀部位的密封 线被相对加长，副缸绕配气活塞转动，会使所产生的摩擦力相应增大。

设在缸盖上的各不同气口的布置如图5所示，为了增加回热器内被加热的压缩空气 温度，出回热器的管路97在排气管路5中一直伸到排气门6处才与缸盖1上的通向换气 进口98的通气道相连接。为了获得较高的排气温度，在排气管的内壁面，铺设了陶瓷隔 热层11。图6是图4中副缸45和主汽缸14的局部放大图，图中副缸内的配气活塞72已 行到接近上止点的位置，把副缸内的压缩空气沿热气出口99压进燃气混合燃烧室100 内，与喷油器103喷出的燃油在混合的同时被电热塞104点燃后也进行着燃烧，燃烧所 产生的作功燃气经连接通道101进到主汽缸14，推动其内的动力活塞18下行作功。只要 喷油器所喷出的燃油量与副缸所排出的压缩空气量相适合，喷出的燃油便会始终与刚进 入燃烧室的压缩空气进行混合，然后继续其燃烧过程，这种不同于普通内燃机的供气燃 烧方式，会有利于获得较充分的燃烧过程，使排气中的污染物质减少。由于副缸与主汽 缸在上止点前适当角度的接通时刻是固定的，因此，随后进行的开始喷油和点火时间也 是固定好，如果让燃油一喷入燃烧室便立即进行燃烧，可安装不用调节点火时刻的电热 塞进行点火。对于内燃机的功率控制，主要是通过调节喷油量和喷油持续时间来实现的。 喷油量大、持续时间长，其输出功率就大，反之则减小。另外，中冷、回热式内燃机的 这种供气燃烧方式会对燃料的性质不太敏感，实际中使用汽油、柴油或其它燃料都可以， 只要能被电热塞或火花塞容易点燃便可稳定运转。由于不会提前向压缩空气内喷入超量 的燃料，同时其供气燃烧基本上是在等压状态下进行的，实际中的中冷、回热式内燃机 不可能有粗爆燃烧现象产生，只能稳定柔和的进行功率输出。

图7和图8示出了转阀及相应的阀体内壁上的气口、副缸和主汽缸间相关的曲轴转 角的位置范围图。由于副缸的副曲轴转两周曲轴才转一周，因此，在副缸内配气活塞从 下止点移到上止点的180°副曲轴转角中，反映在图8上的主汽缸曲轴转角，则相当于从D 线位置转90°到A线位置。图中O线是主汽缸中动力活塞的上止点位置线，其中的头 151表示排气过程所占的曲轴转角，箭头152表示主汽缸中动力活塞作功所占角度，排气 过程后由于要进行作功过程，排气门是在上止点前S线位置处提前15°～20°角度关闭的。 按图7和图8中的角度划分，副缸与主汽缸是在上止点前8°的t线位置处被转阀58接通 的。t线与排气门的关闭位置S线之间必须隔开一定的角度，否则会使副缸中的压缩空气 沿排气门泄漏。25°的D、O线之间是副缸中配气活塞对进入的压缩空气进行二次压缩， 相当于50°副曲轴转角。D、t线之间(18°)是配气活塞在对压缩空气压缩时副缸还未与 主汽缸接通。通常，D、O间的二次压缩角不能太大，以避免过多挤占热气出口99所占 角度，如图7中所示。图7中充气口90处在AB角之间，换气出口94处在BC角之间， 换气进口98处在CD角之间，热气出口99处在DA角之间。

在副缸与主汽缸接通后(从上止点开始)，两者所占的接通角是从O线到A线的65° 曲轴转角(参看图8)，如果在接近65°的喷油持续角θ范围内进行完喷油燃烧过程，就会 有较长的后燃时间(与普通柴油机相比)，从单纯的曲轴转角看，这是不利的。而实际 中，由于在副缸与主汽缸接通后，配气活塞正被副曲轴以更有效的角度推动迅速上移， 动力活塞则因刚离开上止点移动较慢，因此，配气活塞可较快的把大部分压缩空气先压 入主汽缸，同时喷油器也适量的多喷燃油，主要的喷油燃烧过程便可以在离上止点较近 的距离内完成。由于设有回热器，在大功率下就是后燃时间相对延长，排气中增多的热 量也会被回热器最大限度的回收，不会对热率造成较大影响，这一特点是普通内燃机不 能相比的。

图1与图4所示出的中冷、回热式内燃机因都采用了一个副缸，两者的工作原理相 同，其工作过程是：①压气汽缸的进气过程，②经中间冷却器的压缩排出过程，③把冷 却后的压缩空气充入副缸，④副缸中的配气活塞再把压缩空气压进回热器被排气加热， ⑤被回热器加热了的压缩空气返回副缸，⑥副缸在与主汽缸接通后，又把压缩空气推向 主汽缸，并经燃气混合燃烧室形成作功燃气，推动动力活塞下行作功，⑦主汽缸的排气 过程，排气经回热器后对其内的低温压缩空气进行加热，使排气热量被充分回收。

图9示出的是采用转阀的双副缸型中冷、回热式内燃机，与上述采用一个副缸的中 冷、回热式内燃机不同，图9中的内燃机把原副缸内进行的配气过程分开在两个副缸中 进行，主汽缸14侧的副缸47内的容积构成热腔48，另设的小副缸54构成冷腔55。这里 的小副缸54与副缸47呈对置式布局，实际中也可以与副缸成V型排列或直列排列。副 缸47顶部的阀门为转阀，实际中可把转阀制成图1中单独的形式，或如图4中所示让转 阀与副缸的缸套合成一体，图9中的转阀采用了与缸套合成一体的结构，该转阀61的通 气道60能依次与缸盖1的阀体内壁上相应的换气进口98和热气出口99相通，转阀与两 气口的角度位置划分如图10所示。转阀61通过顶部的轴62和底部的缸套49被轴承69、 70保持其所在位置，轴62的外端装有圆锥齿轮66，该齿轮被凸轮轴9上的圆锥齿轮67 带动。副缸47内的配气活塞72和小副缸54内的小配气活塞78分别经各自的连杆与副曲 轴76连接，由于配气过程分在两个副缸中进行，副曲轴的转速也相对降低，与曲轴24 的传动比为1∶1，同转阀合为一体的副缸47与曲轴24的传动比也是1∶1。

另设的小副缸54通过控制阀106可分别与充气口90和换气出口94连通，由于小副 缸内只进行单纯的换气过程，并且，进入小副缸的压缩空气与回热器内的压缩空气之间 的压差较小，其控制阀的工作要求也较低，只要使其具有足够的流通截面积和相应的开 闭时间配合即可。在图9中，为小副缸54所设的控制阀106是具有中位关闭机能的三位 三通滑阀，小副缸的冷腔通气道65与滑阀的中位环槽108连通，滑阀的侧位环槽109经 充气口90通往中间冷却器92的出气管91，另一侧环槽110经换气出口94通向回热器96 的进气管95。滑阀的阀芯107经过连杆被阀曲轴112带动，小副缸内的小配气活塞78行 到上、下止点时，阀芯被带动正行到1/2行程的中位关闭位置处。图9中阀芯107正把充 气口90开启，让中间冷却器92而来的低温压缩空气充进小副缸。阀曲轴112与副曲轴 76的传动比为1∶1。

在图9所示的中冷、回热式内燃机中，为了能利用主汽缸下部的空间作为气泵，压 气汽缸设在了主汽缸14的底部，同时，压气活塞也与动力活塞18合为一体，并经穿过 主汽缸底部缸盖32的活塞杆20与曲柄滑块机构曲柄环22相连。图中曲轴24通过滑块 23正带动曲柄环22和其上部的动力活塞18行到上止点位置处，副缸47经其上的通气道 60也刚与主汽缸14接通，副缸内的热压缩空气充进了球形的燃气混合燃烧室100内，喷 油器102也开始向燃烧室中喷入燃料并被电热塞104点燃，已便进行接下去的对外作功 过程。

图10和图11是转阀与换气进口和热气出口、副缸和主汽缸间的气口位置及角度范 围划分图。图中O线是主汽缸中动力活塞到达上止点时的位置线，由于图9中的内燃机 副曲轴与曲轴的转速相同，但为了不使副缸与主汽缸的接通角O线与C线之间的曲轴转 角过大(图中为70°)，副缸中的配气活塞要在与主汽缸未接通时(在D线和O线之间的 曲轴转角范围内)，对其中的压缩空气进行二次压缩，这一特点正好使压气汽缸相对于副 缸所形成的较低压缩比得到进一步提高，从而有利于提高中冷、回热式内燃机的基础热 效率。在双副缸的内燃机中，D线与O线之间的二次压缩角通常在110°，但一般不超过 120°，否则会使热气出口99所占的角度过小，如图10中所示。换气进口98处在C线至 m线角度范围内，与另一侧的热气出口99相比，开启角度是很大的。

按图10和图11中的角度划分，箭头152表示主汽缸内动力活塞作功过程所占的曲轴 转角，箭头151表示排气过程所占的曲轴转角，排气过程之后因要进行作功过程，排气 门在上止点前S线位置处关闭，提前关闭角在15°～20°之间。t线是副缸与主汽缸被转阀 61接通时刻的角度位置，可设在上止点前8°位置处。为防止副缸与主汽缸接通后从副缸 而来的压缩空气沿排气门泄漏，排气门的关闭位置S线与副缸和主汽缸的接通位置t线是 被隔开适当角度的。副缸在D线与t线之间是在完全封闭状态下先对其内的压缩空气进 行二次压缩的，图中这一角度范围为102°曲轴转角。

图9中的这种双副缸型中冷、回热式二冲程内燃机的工作过程如图12①～⑧所示， 下面结合工作过程图对这种内燃机的工作原理进行详细说明。

①进气过程进气过程在压气汽缸中进行，因压气汽缸设在了主汽缸的下部，当双 作用主动活塞18上行时，进气门33开启，空气被吸入动力活塞下侧的压气腔28，动力 活塞行到上止点后，其下侧的压气腔已充满了吸入的空气，然后进气门关闭，进气过程 结束。

②经中间冷却的压缩排出过程  当动力活塞18到达上止点后又开始下行时，对吸 入下侧压气腔中的空气进行压缩。在空气被压缩到其压力大于中间冷却器92内的气体压 力时，所形成的压缩空气便冲开出气阀42充入中间冷却器92中，由于中间冷却器已把 空气的压缩热导至外界，使所进行的压缩排出过程更接近于等温压缩，让所形成的压缩 空气的温度和压力相应降低，使压缩空气更容易被压进中间冷却器，活塞所消耗的压缩 功也较少。动力活塞18行到下止点后，压缩排出过程结束。实际中，压气汽缸与副缸所 形成的相对压缩比可超过6∶1。

③出中间冷却器的低温压缩空气进入副缸的冷腔    在副缸54内的小配气活塞78 上行吸气时，控制阀106也使中间冷却器92与副缸54的冷腔接通，让中间冷却器而来的 低温压缩空气充入副缸。

④回热过程    当副缸54内的小配气活塞78到达上部位置又向下返回时，控制阀 106使副缸54的冷腔与回热器96接通，下行的小配气活塞把吸进冷腔内的低温压缩空气 又排向回热器96。因回热器被安置在排气管路5内，进入回热器的低温压缩空气便被主 汽缸排出的高温排气加热，变成热压缩空气，使排气中的热量得到回收。低温压缩空气 经回热器回热后，其温度和压力重新升高，但由于副缸及相应工作过程之间的隔离性， 升高的气体压力并不会反传到所进行的压缩排出过程。

⑤经回热的热压缩空气进入副缸的热腔    在副缸47内的配气活塞72离开上止点 向下移动时，转阀使副缸的热腔48与回热器96的出气管相通，被回热器加热了的热压 缩空气便随下行的配气活塞72充进副缸47中。

⑥副缸内的二次压缩过程    在副缸47的转阀转过换气进口但与主汽缸还未接通 时，上行的配气活塞72把吸入副缸热腔48内的热压缩空气进行二次压缩，使相对压气 汽缸的较低压缩比被进一步提高，这一过程随着副缸与主汽缸的接通而结束。如热腔的 副缸容积稍大于或等于冷腔的副缸容积时，再进行二次压缩过程后，可使总压缩比升高 到10∶1至12∶1。

⑦主汽缸内的燃烧作功过程    随着副缸内的配气活塞72继续上行，转阀61让副 缸与主汽缸14接通，副缸内被提高了压力的热压缩空气便立即进到燃气混合燃烧室100 和主汽缸14中，此刻喷油器103便向燃烧室内开始喷油，同时电热塞104(或火花塞) 也把形成的燃油混合气点燃，经燃烧形成作功所需的高温高压燃汽，推动行到上止点的 动力活塞18下行作功。作功过程中，上行的配气活塞连续地把副缸内的热压缩空气压入 燃烧室参与燃烧，产生新的作功燃气去推动主汽缸中的动力活塞向下移动，这一过程直 到配气活塞72行到上止点为止。然后，已进入主汽缸的全部燃气继续推动着动力活塞向 下运行作功。动力活塞行到下止点后，作功过程结束。

⑧排气过程    动力活塞18完成作功过程后，排气门6开启，开始上行的动力活塞 18把作功后的高温废气排出主汽缸14，被排出的废气在流过回热器96后，其部分热量 被回热器相应吸收。活塞行到上止点后，排气过程结束，以便继续进行接下来的作功过 程。

以上对本发明的中冷、回热式内燃机的工作过程是分开描述的，实际上，主汽缸中 的动力活塞是以二冲程方式工作的，其它各部分的工作过程也是按相互顺序连续进行的， 从而实现从进气过程开始至最后的排气过程结束、由八个工作过程及动作组成的整体循 环过程。

上述是本发明内燃机的具体工作过程，从热循环的角度去概括划分以上各运转状态， 这种双副缸型的中冷、回热式内燃机主要包括进气、经中间冷却的压缩排出、回热、二 次压缩、燃烧作功和排气六个过程。在中冷、回热式内燃机中，作为提高效率的中间冷 却器，由于可把压缩过程中的压缩热导致外界，使压气汽缸产生的压缩空气从未冷却时 的400℃以上降低到不超过50℃。最大限度的降低压缩终点时压缩空气的温度和压力， 所带来的好处是使活塞消耗的压缩功减少，内燃机的最高循环温度和压力相应大幅度降 低，从而有利于减少内燃机所受的热负荷和机械负荷，也有利于提高内燃机的机械效率。 另外，所进行的中间冷却过程也为将要进行的回热过程提供了很大的温度差。回热器能 直接提高循环的热效率，由于中间冷却器已给回热器回收排气热量创造了很大的温度差， 在500℃以上的排气温度下，如果回热器能把其内的低温压缩空气从50℃升高到350℃以 上，其效率提高幅度是很大的。在采用双副缸的中冷、回热式内燃机中，如让热腔的副 缸容积适当大于冷腔的副缸容积，还会进一步扩大回热器的吸热潜力。综合中间冷却器 和回热器所产生的有益温度变化值，两者的高低温度差可很容易的超过600℃，所带来的 有益压力变化也会超过10bar，因此所增加的有效效率在原效率的基础上至少提高20％以 上，从而可使中冷、回热式内燃机的有效效率达到或超过60％，成为具有最高循环热效 率的热机。

在图13所示的中冷、回热式内燃机中，主汽缸14采用了对质的布局方式，由于要 利用汽缸的底部作为气泵，这种内燃机采用了曲柄滑块式传动机构，每侧的动力活塞18 分别经活塞杆20连接到传动机构的曲柄环22上。在这里，动力活塞18是经两根平行的 活塞杆20与曲柄环22相连的，这种结构的特点是可以在汽缸底部的缸盖32上布置直径 较大的进气门33，如图14所示。在图13中，为主汽缸14所设的副缸采用的是双副缸结 构，如只采用图13中所示的一套总体结构时，它便相当于一台四汽缸直列的普通四冲程 内燃机，实际中，发动机的这种结构布置方式所占用的轴向空间是最小的。

当利用主汽缸14的底部作为气泵而在其底部设置缸盖32时，为了在较薄的缸盖上 能布置下进气门及其相应的控制机构，在图15中给出了一种经改进的进气门布置方案， 在这种方案中，缸盖32中的进气门33装在所设的气门导管38上，在气门杆34的端部设 有挡座36，在挡座底面不设弹簧，这与普通内燃机中的气门不同。所设的横置弹簧114 经顶座115顶在安装轴117上的摇臂118的弹力臂120上，让摇臂118的前端119也顶在 进气门的挡座36的底面37上，使进气门处在关闭状态。摇臂118通过其上的控制臂121 (或自身的某一部位)还被凸轮轴127上的凸轮128作用。在需开启进气门33时，凸轮 128能使摇臂118的前端119离开进气门挡座36的底面37，并使横置弹簧114被相应压 缩。安装轴117上的压臂122的前端压在气门杆34上，压臂上的拉力臂123被穿过顶座 115的拉杆124上的顶座115与拉杆挡块125之间的开启弹簧126作用，让压臂外端与摇 臂外端受到夹紧的作用力。之所以不用凸轮的直接控制力来开启进气门，这是因为压气 汽缸是以气泵方式进行工作的，当活塞进行完压缩排出过程后，留在余隙容积内的少量 压缩空气是应推动活塞膨胀作功的，使这部分压力被相应回收。在采用图15的这种机构 控制进气门后，当活塞完成压缩排出过程后要远离缸盖32并将开始进气过程时，凸轮 128首先控制摇臂118的前端119离开气门杆的挡座36，消除进气门所受的关闭作用力， 与此同时，拉杆124上的开启弹簧126通过拉杆和压臂122也给进气门施加了一个开启作 用力，但因这时压气汽缸内的残留气体压力还较高，进气门所受的开启力还小于汽缸内 气体对进气门的作用力，随着活塞的继续远离，进气门所受的开启力很快便超过汽缸内 的气体压力，这时进气门33便会被开启弹簧126迅速开启，以较快的速度移到最大开度 位置，让外界的空气能更流畅的充进压气汽缸。完成进气过程后，凸轮128转过摇臂 118，横置弹簧114经摇臂118的前端也带动气门的挡座36使气门关闭。由于这种被弹簧 开启的进气门更能配合活塞回收少量压缩空气的压缩功，同时也使进气门在压力达到平 衡后迅速开启，因此，实际中这种机构会优于用凸轮直接控制的进气门，在高转速下， 也会优于利用空气负压来开启的进气门。

对压气汽缸的出气阀设置，要求在高速状态下被压出汽缸的空气在流经出气阀时， 不应再受到出气阀背部的弹簧对气流所施加的阻力，以尽可能减少所产生的压力损失， 这对依靠气泵提供压缩空气进行运转的中冷、回热式内燃机是非常重要的。图16所提供 的出气阀及相应的控制机构便能满足上述要求，由图可见，缸盖32中的出气阀42通过 自身的气阀顶杆43装在阀座130的气阀导管133上，阀座的隔板131是与外套管132制 成一体，使其背部形成中空的腔室134，在腔室内设有被弹簧135作用而顶在隔板131上 的升降套筒136，升降套筒面向出气阀的方向是开口的。在升降套筒136内装有其背部被 小弹簧138作用的挡塞139，该挡塞又顶在出气阀的气阀顶杆43上。挡塞可被升降套筒 开口处的挡圈137阻挡，但挡圈与挡塞之间留有适当的间隙，以便让挡塞139能顶在气 阀顶杆43上。升降套筒136的尾部穿出弹簧座149并通过其尾部所设的插孔141被伸进 的摇臂142控制，摇臂142由凸轮143带动。当活塞把吸进的空气进行压缩，使其压力接 近出气阀背后的气体压力时，凸轮143经摇臂142便使升降套筒136通过其上的挡圈137 带动挡塞139离开出气阀的气阀顶杆43，让出气阀42这时不再受其背部的弹簧关闭作用 力，只要汽缸内被压缩的空气压力超过出气阀背部的气体压力，所形成的压缩空气便推 开不受弹力作用的出气阀42，充进通向中间冷却器的管路93内，让流出汽缸的压缩空气 所受到的阻力最小。当活塞行到止点位置而返回时，凸轮143是以很陡的凸轮型面转离 开摇臂142的，让摇臂迅速失去控制力，使弹簧135能快速带动升降套筒136及其内的挡 塞139等回位，回位的挡塞也带动出气阀42随即关闭。在回位过程中，升降套筒承受了 较大的关闭冲击力。由于出气阀处在出气管路的压力腔内，因此上述的各控制部件也设 在压力腔内，凸轮是被外面伸进的凸轮轴127带动。

图17还给出了一种由电磁铁控制的出气阀的结构，当出气阀42将开启时，电磁线 圈145通电，衔铁146便带动中间顶杆147离开出气阀顶杆43，让出气阀不再受弹簧138 的弹力作用。

图18示出了一种利用双作用副缸来构成双副缸型的中冷、回热式内燃机，在这种内 燃机中，主汽缸14被制成双作用汽缸，通过在其底部增设缸盖32，构成下部的气泵结 构。动力活塞18经穿过缸盖32的活塞杆20与十字头式曲柄连杆机构的十字头21相连。 在主汽缸旁的副缸中，被分开的配气过程是在具有双作用功能的副缸47的缸套50内进 行，副缸内的配气活塞72把副缸分为顶部的热腔48和底部的小容积冷腔55，配气活塞 72经穿过缸套底部缸盖53的活塞杆74与十字头式曲柄连杆机构的十字头75相连，十字 头再经连杆73与副曲轴76相连。在图18中，副缸47顶部的阀门为转阀61，并且采用 了与图9相同的让缸套与转阀连为一体的结构。转阀61的通气道60能依次与缸盖1的阀 体内壁上相应的换气进口98和热气出口99相通(参看图10)。因转阀与缸套合为一体构 成了可转动的副缸，其下部的冷腔55与充气口和换气出口的连通也是靠转阀实现的。如 图所示，在双作用缸套50的底部设有通气道51来构成相应的转阀，同时在缸体的阀壁 上设有充气口90和换气出口94，以便让副缸下部的冷腔55能经通气道51分别与充气口 和换气出口接通。充气口90直接连通在缸体15内的中间冷却器92的出气端上，换气出 口94经连接管路95与回热器96连通。在这里，由于是利用双副缸进行配气，副曲轴76 与曲轴24的传动比为1∶1，与缸套连为一体的转阀61通过其顶部轴62上的圆锥齿轮66 被凸轮轴9上的圆锥齿轮67带动，转阀与曲轴的传动比也为1∶1。在图18中，主汽缸内 的动力活塞18正行到下止点，副缸上的顶部、底部转阀也同时把回热器的换气进、出口 接通，副缸中的配气活塞72在下行时把已吸进的低温压缩空气压入回热器96中让排气 加热，而被回热器加热了的热压缩空气则从开启的换气进口92进入副缸的热腔48。

如把双作用副缸的缸套50以固定方式装在缸体15中时，副缸顶部的转阀便要采用 如图1中所示的单独转阀结构，副缸底部的冷腔也要采用与图9中相同的三位三通滑阀 来与充气口和换气出口进行接通。如把配气活塞72的活塞杆74通过轴承与十字头75相 连，让配气活塞能与缸套同转也可消除因缸套50与配气活塞72之间的转动摩擦力。图 18中的中冷、回热式内燃机由于配气活塞和动力活塞都采用了十字头式曲柄连杆机构， 是一种中、低转速的较大功率发动机。

图19示出的是副缸采用升降式气门的双副缸型中冷、回热式内燃机。与上述各实施 方案不同，图19中内燃机的副缸采用了升降式气门来控制与换气进口和热气出口的接 通，由图可见，副缸的配气过程也是被分开在两个副缸中进行，靠近主汽缸14侧的副缸 47的容积构成热腔48，另设的小副缸54构成冷腔55，图中的小副缸54与副缸47成V 型排列。副缸47顶部的阀门为升降式气门，副缸与换气进口98的连通由设在缸盖1上的 被凸轮71控制的顶置式菌形气门52控制，该气门的开启时间相当于图10中C线至m线 之间的换气进口98所占的角度。副缸的热气出口99与主汽缸14的连通由装在缸盖1上 的阀孔内的柱塞气门80和相应的密封座86控制，柱塞气门80的头部具有密封锥面81和 凸缘台82，其尾部具有为抬升气门而左右突出的横挡83(图中角度只能示出一个)。柱 塞气门的尾部被弹簧85推动使气门被关闭，其头部的密封锥面81压在热气出口99与燃 气混合燃烧室100之间的密封座86上，头部上的凸缘台82堵在密封座的通气孔中。所设 的由凸轮轴89上的凸轮88控制的摇臂87伸在柱塞气门的横挡83底面，以便能带动柱塞 气门提升开启。柱塞气门80被凸轮88控制开启的角度及时刻相当于图11中t线至C线 的角度范围。由于留给柱塞气门的开启时间并不多，在柱塞气门头部所设的凸缘台82可 使气门的有效升程从气门速度较大的位置开始。图中的柱塞气门80处在关闭位置，当凸 轮88转到开启位置时，经摇臂87带动气门尾部的横挡83，在克服弹簧85的弹力后便可 带动柱塞气门升高开启。因柱塞气门具有左右突出的横档83，其摇臂87和凸轮88也是 双排的，处在凸轮71两侧。在柱塞气门关闭时，为了能密封压力较大的作功燃气，要求 弹簧85的弹力也要足够大，这就要求柱塞气门头部的密封锥面81和相接触的密封座86 具有很大的硬度和耐冲击性，同时也要求凸轮能产生很大的控制力使关闭气门的弹簧85 能被压缩。

为配合副缸47的倾斜顶面，配气活塞72的顶面也是倾斜的，并没有导流槽77。所 设的小副缸54通过控制阀106依次与充气口90和换气出口94接通，控制阀与图9中相 同，采用的也是三位三通滑阀。副缸的配气活塞72和小副缸的小配气活塞78分别经各 自的连杆与副曲轴76连接，副曲轴与曲轴24的传动比为1∶1。

对于喷油器的设置，在图19中把喷油器设在了柱塞气门中，为了安装喷油器102， 在柱塞气门80中设有孔道84，喷油器102的头部伸进柱塞气门的孔道中。当让喷油器 102在柱塞气门的孔道84内能相对滑动，并通过密封件与孔道内壁密封时，喷油器是通 过其尾部与缸盖1的上盖12固定连接的。另外，也可把喷油器固定在柱塞气门的孔道 中，但由于喷油器会随气门的开闭上下移动，要通过滑动油路给喷油器提供燃油。

在图19给出的中冷、回热式内燃机中，主汽缸14内的动力活塞18是经两平行的活 塞杆20与曲柄滑块机构的曲柄环相连的，以使主汽缸底部缸盖32上的进气门33(参看 图14)具有较大的直径尺寸。由于动力活塞上行时只是为了排出作功后的废气，受到的 作用力很小，因此所设的曲柄环22向左偏置，以便作功时减小动力活塞18所受的侧推 力，如图中状态所示。

在以上所给出的不同类型中冷、回热式内燃机中，对于作用和功能相同，但结构不 同的部件或构成，可完全重新组合或替换，以形成更多的机体变型，满足不同的布置和 用途。

当把中冷、回热式内燃机用于车辆当中时，尤其是用于公路和铁路车辆，要求发动 机能产生较大的制动力，这在中冷、回热式内燃机中是很容易实现的，并且还同时可以 把刹车能量进行回收利用，这是普通内燃机无法相比的。能产生较大制动力并可回收利 用刹车能量的中冷、回热式内燃机及所增设的相应系统如图20所示，在这里，出中间冷 却器92的管路分成两条，管路91经截止阀155与充气口90连通，另一管路又分成两股， 一股经可控单向阀160通向储气瓶162，另一股经减压阀164连接到截止阀155后的通向 小副缸充气口90的管路上。同时，内燃机的曲轴24还经离合器66和一组增速齿轮171 带动增压器172，该增压器为叶轮式、串联在通向进气门33的进气管路39上。在叶轮式 增压器不工作时，要求所具有的流通面积不影响进气管路39内的空气流动。在整个系统 布置中，还要求进气门能被另设的向外放气的延迟关闭机构40控制。

实际中，利用图20中的制动及刹车能量回收系统主要是控制车辆的初始减速和下坡 时减速，较紧急的制动仍由车辆自身的制动系统完成。当需减速时，把制动踏板173(也 可用手动)踩较小的角度，电源开关174经两条线路158、170分别通过电磁阀157、169 利用中间冷却器内的压缩空气压力让截止阀155关闭，同时让离合器166接合，立即带 动增压器172运转。转动的增压器172开始为发动机提供超额的进气空气，让压气汽缸 产生的压缩空气大幅度增加，同时使发动机的制动力也相应增加，使车辆的行驶速度开 始降低。多产生的压缩空气被充进中间冷却器92后，因截止阀155已经关闭，而所设的 减压阀164为保持经充气口进入小副缸的压缩空气压力不变(不升高)，不会让过多的压 缩空气流过减压阀，这部分增多的压缩空气便推开可控单向阀160充入储气瓶162内， 让刹车能量以储存压缩空气的形式被回收。如松开制动踏板173，离合器166便立即分 离，让增压器172停止运转。而截止阀155则会相应延迟开启，因中间冷却器内的压缩 空气压力还高于正常值。如进一步踩制动踏板进行较急的刹车，因电源开关的触点已互 相离开，也会达到上述松开制动踏板的同样效果。

在设有自动的压力控制开关163时，当松开制动踏板而控制油门踏板时，如储气瓶 162内的气体压力超过规定值，压力控制开关163便会自行带动一个多路开关176，通过 电磁阀161开启可控单向阀160，也通过电磁阀157让截止阀155关闭，同时还使进气门 33的延迟关闭机构40开始动作，让压气汽缸停止产生压缩空气，当然这时发动机也不再 消耗压缩功。压气汽缸停止产生压缩空气后，储气瓶162内所储存的压缩空气便经开启 的单向阀160和减压阀164继续流向小副缸的充气口90，发动机在这种状态下运转，因 没有压缩功的消耗，其油耗会更少，使运行效率相应提高。当储气瓶162内的气体压力 降到规定值后，压力控制开关带动多路开关176关闭，发动机恢复正常的运转状态。

发动机正常运转时，如接通单设的开关178，在截止阀155关闭、离合器166被接合 后，因增压器172增加了发动机的充气，这时可利用发动机自身的动力给储气瓶162充 气，或者带动其它的气动装置工作。在发动机长时间停止运转，中间冷却器和回热器内 已没有压缩空气时，如开启电源开关180，让电磁阀161带动可控单向阀160开启，便可 放出储气瓶162内的压缩空气，让发动机获得基本的起动气压。

以上对中冷、回热式二冲程内燃机的不同类型、工作过程和相应的辅助系统进行了 详细说明。中冷、回热式内燃机是一种以可靠和较容易实现的结构达到了最高的循环热 效率，为进一步大幅度提高热机的效率开辟了一条新路。由于中冷、回热式内燃机新增 了不同的部件和系统，为使所提高的效率不被如气体节流损失和转阀摩擦力等减少太多， 实际中应在以下方面进行更有效的改进、完善和加强。

1.减小气体的流动损失。为压气汽缸设置主动控制的进气门和出气阀，以适应发动 机的高转速和减小压缩空气被排出汽缸时所受的节流。

2.让余隙容积内的压缩空气压力能被活塞回收。在中冷、回热式内燃机中，可让活 塞回收的压缩空气压力主要处在两个部位，首先是压气汽缸内的压气活塞在进行完压缩 排出过程后，其余隙容积内的压缩空气压力还较大，应适当推迟进气门的开启，让这部 分气体的压力推动活塞回返，然后再使进气门迅速开启，以进行进气过程。另外是在副 缸与主汽缸接通并进行完燃烧过程后，行到上止点的配气活塞是不能把余隙容积和通气 道内的残留压缩空气充进主汽缸的，由于这部分气体压力很大，应推动配气活塞下行作 功，这就要求控制阀门推迟与下一个气口的接通。在图1和图4所示的单副缸内燃机中， 转阀推迟与充气口接通的角度如图7中转离A线的箭头153所示，配气活塞在此角度内 被推动下行。在图9、图13、图18和图19所示的双副缸内燃机中，转阀推迟与换气进口 接通的角度如图10中转离C线的箭头154所示，副缸内的配气活塞在这一角度里被推动 下行，使残留其内的气体压力被回收。

3.中间冷却器要有足够的冷却能力。增加冷却器的冷却能力，可给回热器回收排气 中的热量创造很大的温度差，有利于回热器更多的吸收排气中的热量。这一要求在船用 内燃机中是最容易得到满足的，因此，船用的中冷、回热式内燃机将具有最高的热效率。 同样，冬季的低温也有利于中冷、回热式内燃机的效率提高。

4.回热器应有足够的换热能力。提高回热器的换热能力主要是加大回热器的热交换 面积和与排气采用逆流换热方式。同时，对已回收的热量，就不让其再损失掉。

5.至少在活塞顶面、主气缸盖的底面和排气管的内壁要铺设陶瓷的隔热层，最大限 度的减小发动机的散热损失，使排气保持较高的温度，以便回热器更多的回热。

6.减少转阀的漏气损失和所受的摩擦阻力。

7.主汽缸中的动力活塞和副缸中的配气活塞都制成双作用结构，也可进一步减少所 产生的摩擦阻力。

8.与现有的涡轮增压技术相结合。中冷、回热式内燃机采用涡轮增压后，不仅直接 增加了发动机的输出功率，也可进一步实现更有利的二级压缩、二级中间冷却的压缩过 程。

充分协调好上述各有利条件，把中冷、回热式内燃机的不良因素降到最低，便可以 得到一种具有最高效率、并适合未来发展的全新型内燃机。这种中冷、回热式二冲程内 燃机适合制成较大的功率，把它用于船舶、电站、动力源和车辆等方面是完全可行的。