專利名稱：一種變容發動機的制作方法
技術領域：
本發明涉及內燃發動機領域，特別是四沖程點燃式(如汽油)發動機，也適用于柴油或二沖程發動機。
背景技術：
內燃發動機特別是四沖程汽油發動機(包括類似工作的其他燃料)是當今最重要的一種動力源，特別是輕型汽車廣泛使用的一種發動機。
經過一百多年的發展，目前四沖程汽油發動機已日趨完善，新技術不斷出現，其應用也日見廣泛。但至今為止所有發動機均可稱為定容發動機，即其四個沖程的行程容積是完全相同的，這就使這類發動機一些固有的矛盾無法徹底解決。
一.壓縮比和廢氣殘留量為避免汽油混合氣體發生爆燃現象，目前的壓縮比控制在8～11，即是在活塞頂部的燃燒空間容積約為汽缸總容積的1/10左右，而此正是排氣行程終點后的廢氣殘留容積。
但進氣終點時的氣壓為Pa＝0.07～0.09MP，溫度Ta＝400°K左右；而排氣終點氣壓Pb＝1.1MP左右，溫度Tb＝1000°K左右；因而殘氣量比K＝0.07左右。減小K值對提高發動機功率，效率，減少排放污染均有積極意義。采用增壓技術可以提高K值，但增壓系統復雜并顯著增加發動機制造成本。
二.提高作功行程的最高燃氣壓pm與平順性、效率的矛盾圖1是四沖程汽油發動機的示功圖，但發動機是以曲柄扭矩輸出而作功的，因而“扭矩—轉角”曲線(M-α)較之“氣壓—容積”曲線(P-V)更能準確地表示發動機的示功圖。圖2是曲柄—連桿機構受力分析圖當曲柄轉過α角時的扭矩 M＝F*R(sinα+cosα*tanβ)M＝F*R′式中F—燃氣對活塞的總推力，F＝P*S；p—氣缸內的氣壓；S—活塞頂面積；R—曲柄半徑；
R′—當量半徑；R′＝R(sinα+cosα*tanβ)β＝sin-1(R/L sinα)L—連桿長度根據上述公式，我們概略地計算出“扭矩—轉角”曲線，如圖1中曲線(M-α)所示，顯然M-α曲線所圍成的面積能更準確地表示整個工作循環中單個氣缸所作的功。
一般(定容)發動機要求氣缸內的最大燃氣壓力Pm出現在曲柄轉角α＝12～15°范圍(圖1中的d點處)，此時對應的M≈Fm*R′＝Pm*S*R′{當量半徑R′＝Rsinα}，而并非最大輸出力矩Mm，，即Pm產生的壓力幾乎絕大部分為發動機結構(活塞肖、連桿、曲軸、軸頸、機體)所承受，由于壓力P的升速很快，因而對機件的沖擊作用也較明顯，這就要求用足夠強的結構來承受，從而使發動機的進步輕量化受到限制。
從圖1可以看出一般(定容)發動機的扭矩曲線的峰值Mm并不與氣缸內的最大燃氣氣壓峰值Pm重合，這表明一般發動機的“氣壓—容積”曲線(P-V曲線)并不是發動機作功的的最佳曲線。
三.活塞結構復雜，工作條件惡劣，工作壽命短目前所有發動機中活塞的工作條件是極其惡劣的。在每1工作循環中要承受1次高溫、高壓燃氣的作用。既要將燃氣壓力傳遞給曲柄作功又要實現汽缸的密封，并要求慣性力小，這些相互關聯的要求使活塞幾乎毫無例外的采用輕金屬材料(如鋁合金)制造，在高溫、高壓作用下變形量也較大；由于活塞肖的支撐結構使活塞質量分布很不均勻，從而加重了溫差引起的變形。為減小其影響只能使活塞的形狀變得很復雜，因而加工難度也大。此外連桿—曲柄機構使活塞在作功及壓縮時存在一種相反的側向分力，使活塞壓向缸壁，從而使活塞的產生不均勻磨損，從而進一步影響了活塞的使用壽命。
以上這些問題雖然多年來汽車界從未停止過改進步伐，從結構、材料、加工等方面進行了許多研究，但上述問題并未徹底解決或基本解決。
發明內容
為此本發明公開一種新的變容發動機設計，較好的解決上述問題。
本發明的目的是這樣來實現的一種變容發動機，由汽缸、汽缸蓋及其上的進排氣機構、火花塞、活塞、連桿、曲軸等組成，其與一般定容發動機的最大不同在于其活塞由外活塞及內活塞組成，外活塞上安裝有活塞環；內活塞中帶有活塞肖孔，活塞肖及與其相配合的連桿；外活塞內孔直徑略大于內活塞外圓直徑，即內活塞滑動地套裝在外活塞中；外活塞頂面內壁用彈性元件支撐在內活塞上，即在自由狀態下外活塞頂面內壁與內活塞頂部間有一可壓縮空間。
在外活塞內孔下端制有環槽，槽內裝有彈性卡環，卡環內圓直徑小于內活塞外圓直徑，從而使內活塞不能從外活塞內孔中脫出。
所述彈性元件可以是一個或多個螺旋彈簧、蝶形彈簧、錐形彈簧或不等距彈簧，也可以是不少于兩個相互套合的彈簧組，其中內短彈簧的剛度大于外長彈簧的剛度。(外)彈簧高度大于內、外活塞裝配后的可移動(壓縮)空間高度，以使活塞組裝配后在內、外活塞、彈簧、彈性卡環之間不存在自由間隙。
外活塞上無活塞肖孔，其形狀呈徑向對稱結構，消除了因質量分布不均引起的溫度變形，這使其內、外表面都可以是正圓形，從而省去了復雜的橢圓面加工。為使從連桿小頭油孔噴出的冷卻潤滑油能充分冷卻外活塞，在其頂面內壁中央有突起的分流錐體及相連的導流弧面。
由于內活塞不接觸燃氣，因而其頂面可以是不封閉的，這使內活塞的結構設計可以充分考慮結構剛度及加工的工藝性，在其上的兩活塞肖孔座側面之間及側面與內活塞內孔壁之間均有筋板連接，從而顯著地降低了內活塞的受力變形。由于內活塞不接觸高溫燃氣，且有冷卻潤滑油的充分冷卻，因而內活塞溫升不高，從而可使其上的活塞肖孔直徑略小于活塞肖直徑，即活塞肖孔與活塞肖實現緊配合，避免了活塞肖孔的磨損，延長了活塞的使用壽命。
為了使外活塞上的油環刮下的潤滑油有回流通道，在內活塞外圓面上部制有導油槽，在導油槽下部制有與內活塞內孔相通的回油孔。
為了保證彈簧在活塞往復運動時的穩定性，在內活塞頂板上制有彈簧定位孔，并在孔的底部或側壁上制有冷卻潤滑油的回流孔，以使從連桿小頭油孔噴出的冷卻潤滑油能順暢地流回油池。
可以看出本變容發動機的彈性支撐雙活塞結構(設計合適的彈簧剛度值)使外活塞頂面與氣缸蓋之間的空間即行程容積將隨各工作行程條件而變1)在壓縮行程上止點位置，由于混合氣體的壓力使外活塞壓縮彈簧，則使外活塞頂面與氣缸蓋之間的空間，滿足所設定壓縮比的燃燒條件(壓力P、溫度T)要求，這是本變容發動機的基礎設計之一。(如設定的壓縮比ε＝10，此時氣缸內的壓力約為1MP左右，燃燒室容積約為汽缸總容積的十分之一)；2)在排氣行程終點，氣缸內的壓力約為0.1MP左右，在彈簧力及慣性力作用下外活塞遠離內活塞，使外活塞頂面與氣缸蓋之間的廢氣殘留空間變得很小，從而使廢氣殘留量明顯減少；3)在進氣行程中，由于其起始點(上止點)處，外活塞位于氣缸內最高位置，而在終點(下止點)處，此時內活塞停止運動，但外活塞在慣性力作用下繼續下移，從而有效地擴大了進氣容積。
4)在作功行程中，當混合氣體點燃，氣體壓力急劇上升時，外活塞在此壓力作用下克服彈簧(高剛度區)繼續少量下移，擴大了燃燒室容積，從而減緩了燃燒速度，即減慢了氣體壓力上升速度，并使燃氣壓力曲線峰值右移，如前所述，則可增加輸出力矩，即增加了有效功率輸出，并改善了發動機各結構部件的受力狀態。
圖1發動機示功圖；圖2連桿—曲柄機構受力分析圖圖3本變容發動機活塞結構示意圖(左邊是本活塞結構的正視圖，右邊是本活塞結構的側視圖)圖4本變容發動機的四個行程中容積變化示意圖圖5本變容發動機外活塞結構示意圖圖6本變容發動機外活塞與氣門相對關系結構示意圖圖7本變容發動機內活塞結構示意圖圖8本變容發動機活塞彈簧剛度及結構示意圖圖例說明1.外活塞101.頂面 102.氣環槽 103.油環槽 104.頭部外圓面
105.卡環槽 106.內頂面107內圓面 108分流錐體109.導流弧面110.裙部外圓面111.避閥坑112.減重槽 113.回流孔2.內活塞21.上表面22.彈簧安裝孔23. 回流孔24.活塞肖孔座25.外圓面26.底面27.活塞肖孔28.肖孔端面 29.筋板 210.內頂板 211.集油槽212.回油孔 213，減重槽3.彈簧4.連桿 41.桿身 42.噴油道43.連桿小頭44.小頭肖孔 45.噴油孔5.肖孔襯套51.環形油槽 52.油孔 53.襯套外圓面54.襯套內圓面55.襯套外端面6.活塞肖61.外圓面62.內孔7.卡環8.曲軸9.汽缸10.汽缸蓋11.排氣閥12.火花塞13.進氣閥具體實施方案圖3所示是本發明“變容發動機”一種實施例示意圖，由圖可以看出變容發動機的活塞由外活塞1及內活塞2及彈簧3組成。外活塞1頭部外圓面104有安裝的活塞氣環及油環的氣環槽102及油環槽103；外活塞1內孔107是圓柱形孔，其下端口處有一卡環槽105，槽105中安裝有卡環7，卡環7內徑小于內活塞2的外圓面25直徑。
內活塞2滑動地安裝在外活塞內孔107中，活塞2上加工有活塞肖孔座24，孔中緊配安裝有活塞肖6，活塞肖6穿套在連桿4小頭孔的軸承套5中，軸承套5壓配在連桿4小頭孔44中，軸承套5上有油槽51；連桿4小頭上部有出油孔43，內活塞2的內頂面210上有彈簧安裝孔22，以穩定彈簧位置。外活塞頂表面101，可以是平面、凸面也可以是符合燃燒室要求的凹面形狀如碗形等。
本發明結構給發動機帶來的最大變化是四個沖程容積不等，即將原本是定容發動機變成“變容發動機”，雖然內活塞仍是按定容發動機特性工作，但由于外活塞1用彈簧3支撐在內活塞2的上部，從而使汽缸容積和工作特性在四個行程中發生明顯的變化請參見圖4設計的出發點是保證作功行程(III行程)的初始狀態點燃被壓縮混合氣體所需的燃燒的溫度TC及壓力PC，即控制合適的壓縮比，其要點是彈簧剛度的控制，使發動機在壓縮行程(II行程)終點時(上止點)，外活塞頂部101與汽缸蓋10間形成的燃燒室容積VC符合設計的壓縮比要求。例如選取壓縮比ε＝10，在壓縮終點汽缸內壓力Pc＝1MP左右，外活塞在壓力Pc作用下下移l2距離，使形成的燃燒室容積Vc約為汽缸9總容積Vo的1/10左右。(在本發明中汽缸總容積Vo定義為在壓縮行程下止點處，外活塞1頂面以上的汽缸容積。因為在此行程初始狀態時，內活塞2位于下止點處，由于汽缸內壓力P約等于大氣壓，因而外活塞1在彈簧3作用下處于自由狀態；此時汽缸容積與定容發動機基本相當)。
本發明結構的變容發動機的壓縮比ε還受到外活塞1慣性力的影響。由于往復運動的活塞具有運動慣性，在發動機不同轉速下外活塞1的慣性力是不相同的，在低速時(如怠速狀態)，由于活塞慣性力小，因慣性力引起的壓縮空間變化也較小，即壓縮比ε也略小；而在高速時由于外活塞1慣性力增大，則由此引起的附加壓縮量也略有增加，即增大了壓縮比，從而改善了高速時的燃燒條件，而這正是目前定容發動機努力解決的技術問題。
在排氣沖程(IV行程)，排氣閥11打開，高壓、高溫廢氣迅速外排；隨即活塞上移實現強排，這與定容發動機相同。但在排氣行程終點A4位置(內活塞2位于上止點處)由于此時殘氣壓力Pr很低(略大于0.1MP)，在慣性力和彈簧力作用下外活塞1將繼續上移(與內活塞2在軸向相距最遠)，使外活塞1與汽缸蓋10之間的殘留空間Vr最小。這表明本變容發動機在排氣終點其汽缸內的廢氣殘留量遠小于定容發動機的殘留量。
進入吸氣沖程(I行程)時，進氣閥13打開，在曲柄連桿的拉動下活塞下行，吸入新鮮混合氣，當內活塞2移至下止點B1時，外活塞1由于慣性力將壓縮彈簧3而繼續下移l1行程，則由于外活塞1慣性力引起的增容V1＝l1*S(S—外活塞1頂面積，近似等于汽缸9的截面積)而l1(V1)的大小正比于發動機的轉速即低速時活塞往復速度小，即外活塞1慣性力小，l1(V1)也較小；高速時外活塞1慣性力大，因而l1(V1)也增大。即高速時進氣容積大于低速時的進氣容積，從而較好地補償了發動機高速時充氣不足的問題。例如設外活塞直徑D＝7cm，質量m＝1kg，工作行程L0＝10cm，壓縮比ε＝10；當發動機轉速n＝3000rpm時，可以計算出可以l1≈l2即V1≈VC；)。
可以看出該變容發動機有很高的充氣效率1)由于外活塞1在排氣行程終點時的慣性上移壓縮廢氣殘留空間，可以達到95％～98％的廢氣排放效率，因而廢氣殘留量大大低于定容發動機。
2)外活塞1在吸氣行程終點的慣性下移行程l1增加了汽缸的吸氣容積(V1)，即本變容發動機吸氣容積大于相同往復行程量的定容發動機。可以看出本變容發動機的充氣效率η遠大于定容發動機的0.7～0.8的數值，即本變容發動機具有自增壓作用。
另外由于高溫殘氣量大幅度減少，因而吸入的新鮮混合氣體的溫升也減小(進氣終了溫度下降)，例如設廢氣排放效率為96％，即廢氣殘留量約為總進氣量的二十五分之一(而定容發動機約為十分之一或更大)，則廢氣對新進混合氣體的加熱作用明顯減小，計算表明進氣終點的氣體溫度將下降30°～50°K，這給提高壓縮比ε創造了條件，即可以將壓縮比ε提高到12或更高，而不致引起爆然現象，從而提高了發動機效率；并由于廢氣量的減少，使燃燒條件得到改善，從而提高了輸出功率、扭矩，使變容發動機有很好的動力性，燃油經濟性及更好的排放性能。
在壓縮行程(III行程)起始點(下止點)，由于缸內氣壓約為0.1MP左右，外活塞1在彈簧3作用下回復到自由位置，即處于壓縮行程開始的B2位置，由于此時進、排氣閥門13、11均關閉，隨著內活塞2上升，外活塞1逐漸壓縮混合氣體，缸內壓力P上升；同時受P的作用，外活塞1也逐漸壓縮彈簧3。當內活塞2行至上止點A2位置時，此時燃燒室內被壓縮的混合氣體的壓力P上升至發動機要求的初始燃燒條件(PC、TC)。在此壓強PC作用下，外活塞1壓縮彈簧3下移l2，形成必要的燃燒空間VC(彈簧的剛度設計可以滿足上述的要求)。但本發明的變容發動機在壓縮行程終點形成的燃燒空間VC并不是定值，除上述條件外，VC還受到外活塞1慣性影響在高速時，外活塞1慣性力大，造成的慣性壓縮量也增大，即在高速時燃燒空間VC將略有減小，即提高了壓縮比；相反低速時外活塞1慣性力小，燃燒空間VC將稍有增大，即壓縮比變小。而這正好滿足了發動機高、低速運行時對壓縮比變化的需要，實現了自變壓縮比的功能。
在作功行程(III行程)時，由于壓縮比控制在設定范圍內，因而點燃壓縮混合氣的條件與定容發動機基本相同。但由于變容發動機充氣效率高，殘氣比低，因而燃燒條件更好。隨著氣缸內壓力P3迅速上升，外活塞在P3作用下壓縮彈簧3而下移(如圖中l3)，從而擴大了燃燒室空間，減緩了燃燒速度，降低了氣壓的上升速度，即略為降低了峰值氣壓Pm和峰值溫度Tm，并使變容發動機的峰值壓力Pm右移，如圖1中的P′-V′曲線。由于發動機輸出功率正比于轉速n和轉距M，而轉距M又正比例于氣體壓力P和曲軸有效半徑R′(R′＝R sinα)，由于變容發動機的峰值壓力Pm右移，即P′-V′曲線右移，峰值壓力Pm對應的轉角α較大，因而R′明顯增大，也就使變容發動機的輸出M增大，即變容發動機的輸出轉距較大，在相同轉速下，輸出功率也越大，如變容發動機的轉距—容積曲線(M′-V′)所示(從能量守衡原理也能解釋這種變化)。這說明變容發動機有更好的容積效率，同時由于降低了缸內氣壓P的上升速度和峰值壓力Pm，使發動機結構(活塞、連桿、軸承、曲軸、機體等)受力情況有較大的改善，因而可以將這些受力另、部件結構設計得更輕巧些，從而可減輕發動機的重量，有利于整車的油耗降低并使發動機運轉更為平穩，其使用壽命更長。
為了不使燃燒條件變化過大，因而外活塞1在P3作用下位移量l3不能過大，即要求彈簧3此時的的剛度很高(在壓縮行程，外活塞1在P2作用下位移量l2時，要求彈簧3的剛度較低)，故本發明中彈簧3是采用變剛度彈簧(如組合彈簧、錐形彈簧或變距彈簧)。
可以看出，雙活塞結構把原來由單一活塞要承受的惡劣工作條件(承受高溫、高壓燃氣及高速傳遞動力)分別由內、外活塞分擔如外活塞1只承受高溫、高壓燃氣壓力并實現與汽缸間的密封，但汽缸的壓力由外活塞1通過彈簧3傳遞給內活塞2；內活塞2將此壓力經活塞肖6---連桿4---曲柄8而變成發動機的動力輸出。所以雖然內活塞2結構及受力與單活塞(定容)發動機基本相似，但內活塞2基本上不承受高溫作用(特別在采用強制油冷卻時)，和承擔汽缸密封，因而活塞的熱變形小；同時便于采用合理受力結構以減少應力變形，從而極大地改善了結構復雜的內活塞的工作條件。在定容發動機中活塞外圓必須加工成橢圓形，及上小下大的錐形或其他復雜形狀，至使加工難度大，活塞壽命短。而變容發動機的雙活塞結構中，上述問題幾乎不存在，外活塞1由于可采用簡單的圓柱結構，因而加工容易；加之在往復運動時由于壓縮、作功行程中交替存在的側面壓力，會使外活塞1發生自轉，這樣可使外活塞1的磨損均勻化，有效地延長了活塞壽命，而定容發動機活塞的偏磨是不可避免的。
下面進一步討論功能參數及結構特征間的關系從圖3可以看出外活塞1與內活塞2之間的最大的軸向間隙是l0，為了使排氣行程終點時能將廢氣盡可能多的排出，外活塞頂面101位于汽缸最高位置(由于排氣終點汽缸內氣壓約等于大氣壓，外活塞1在彈簧3的作用下與內活塞頂部21間相距為最大間隙是l0)；而在壓縮終點處又必須控制外活塞頂部與汽缸蓋之間的空間予設的壓縮比(ε)范圍，由于此時汽缸內的氣壓為PC，則作用于外活塞2上的氣體壓力FC＝PC*S (S-外活塞頂面積)此FC力壓縮彈簧3使外活塞2下降l2距離，l2＝FC/K2＝PC*S/K2(K2——彈簧3此段的剛度)即使外活塞頂面101與汽缸蓋10之間形成的空間容積VC，符合在設定的壓縮比ε下燃燒室的空間容積要求。如取壓縮比為ε，ε＝VC/V0(V0——汽缸總容積Vo定義為在壓縮行程下止點處，外活塞1頂面以上的汽缸容積)。設彈簧3此段的剛度為K2，則可以解出K2＝ε(S*PC/V0)如前所述，為達到適當減慢燃燒速度，以降低燃燒峰值氣壓Pm及減慢燃氣壓力P上升速度的目的，則要求外活塞1在燃燒氣壓p3作用下繼續下降l3以適當擴大燃燒空間，由于Pm＞＞PC，為不使燃燒條件變化過大而影響正常燃燒過程，必須控制l3值的大小，一般可取l3≤l2，即此時彈簧3的剛度K3≥K2(Pm/PC)從結構上講，這表明彈簧3必須具有變剛度特征，如采用螺旋彈簧與多片蝶形彈簧套裝來滿足上述要求，如圖8(I)所示，此外也可以采用錐形彈簧、不等距彈簧來滿足上述要求，如圖8(II、III)所示。
圖5是外活塞1的結構示意圖。由于其上無活塞肖孔，因此氣環槽102距頂面106及相互間距離可以更遠一些，這可以減少經活塞環切口的泄流量及熱變形量。其頭部104(氣環槽102以上部分)直徑略小于裙部直徑，以補償接觸高溫引起的熱變形，其頂面101形狀主要決定于汽缸蓋設計(燃燒室結構、氣閥布置，火花塞位置等)，圖6是一種對稱傾斜氣門、中置火花塞的一種半球形燃燒室布局。為使廢氣盡可能排盡，外活塞1在排氣終點十分貼近汽缸蓋，為避免氣門與外活塞頂面101相碰，在頂面101上加工出與氣門數相同的避閥坑111，如圖6所示。
外活塞1頂部內表面106中部有冷卻潤滑液分流錐108及導流弧面109，以使由連桿小頭43噴出的潤滑油能很好地冷卻外活塞1的整個頂部內表面106，防止外活塞頂面101的溫升過高。為提高冷卻效果內表面106可用噴砂處理，以使其表面粗糙。內表面106在對應于接觸彈簧3位置應是平面，以便與彈簧3的上表面良好的接觸。外活塞內孔107下端有槽105用以安裝彈性卡環7，以阻止內活塞2從外活塞內孔107中脫出。可以看出由于活塞肖不與外活塞1相連，因而外活塞1可以制成厚度均勻的軸對稱結構，這樣避免了因質量分布不均而引起的不均勻熱變形，即不必將外圓面104，109加工成橢圓形，這樣使外活塞的加工變的簡單容易，即顯著地降低加工成本，并且由于無不均勻熱變形，使外活塞工作條件得以改善，不但有助于改善汽缸工作條件也減輕了磨損，延長了活塞及缸套的使用壽命，為減輕重量和減少精加工面，可將外活塞裙部109中間部分直徑減小。
圖7是內活塞2的結構圖，可以看出內活塞2與常規活塞有一個很大的不同是內活塞2的采用軸向開放式結構，這是由于內活塞2不接觸汽缸內的高溫，高壓氣體，這使得內活塞2的結構的設計和制造變的容易通過設置加強筋29，使內活塞2的徑向剛度得到很大提高，這可使內活塞2在傳遞動力時的側向壓力引起的不均勻變形減至很小；同時由于內活塞2離高溫氣體，而且又采用強制噴油冷卻潤滑故使熱變形也減小，從而使內活塞2的外圓面25也不用加工成橢圓形，這不但簡化了加工，而且也提高了內、外活塞的配合精度。凹槽22是用以安裝彈簧3，其底部或側面的孔23是上述冷卻外活塞1內表面的潤滑油的回流通道。由于內活塞溫開較小，活塞肖座23上的活塞肖孔27的直徑略小于活塞肖6外圓直徑，因而活塞肖6是緊壓在活塞肖孔27中的，從而可以有效延長內活塞的壽命。外圓縮頸211是為收集從外活塞1的油環槽103中刮下來的潤滑油，并經孔212回流到油池中，下部的縮頸是為了減少精加工面及改善內外活塞的配合精度而加工。
總上所述可以看出本變容發動機的內，外活塞結構與定容發動機活塞在結構上有很大差異，其結構及加工工藝性有很大改善，可以看出采用彈性雙活塞變容發動機有如下優點1.減少廢氣殘留量，增加進氣量，使廢氣殘留比大大降低，充氣效率顯著增加，使發動機的燃燒狀況得以改善，并可以將壓縮比ε提高到12或更高，從而提高了發動機效率；燃油經濟性及尾氣排放均得到改善；2.由于進氣行程具有增壓作用，加之有效輸出扭矩增加，因而提高了升功率比，在相同功率輸出條件下，減輕發動機重量，從而進一步降低油耗。
3.由于作功行程時發動機結構受力改善，則可以減小內活塞、活塞肖、連桿、軸承、曲軸、機體的結構尺寸，從而使發動機輕量化，更有利于進一步減小整車的燃油消耗。
4.由于彈性活塞系統具有的的緩沖、吸能作用，使氣缸內燃氣壓力上升不致過快，因而使發動機工作更平穩，使發動機工作狀態得到進一步改善.
5.由于內，外活塞的工作條件有很大改善，使其結構工藝性也有很大改善，從而降低了制造成本，延長了使用壽命。
總之變容發動機從原理到結構與定容發動機相比都有很大的變化和改進，值得進一步研究和推廣。
權利要求1.一種變容發動機，由汽缸、汽缸蓋及其上的進排氣機構、火花塞、活塞、連桿、曲軸等組成，其特征在于其活塞由外活塞及內活塞組成，外活塞上安裝有活塞環；內活塞中帶有活塞肖孔、活塞肖及與其相配合的連桿；外活塞內孔直徑略大于內活塞外圓直徑；外活塞頂面內壁用彈性元件支撐在內活塞上。
2.根據權利要求1所述的變容發動機，其特征在于在所述外活塞內孔下端制有環槽，槽內裝有彈性卡環，卡環內圓直徑小于內活塞外圓直徑。
3.根據權利要求1所述的變容發動機，其特征在于所述彈性元件可以是一個或多個螺旋彈簧、蝶形彈簧、錐形彈簧、不等距彈簧等或其組合；也可以是不少于兩個相互套合的彈簧組。
4.根據權利要求1所述的變容發動機，其特征在于所述外活塞形狀呈徑向對稱結構，其頂面內壁中央有突起的冷卻潤滑油分流錐體及相連的導流弧面。
5.根據權利要求1所述的變容發動機，其特征在于所述內活塞的頂面是不封閉的，內活塞上的兩活塞肖孔座側面之間及側面與內活塞內孔壁之間均有筋板連接；內活塞上的活塞肖孔直徑略小于活塞肖直徑。
6.根據權利要求5所述的變容發動機，其特征在于所述內活塞外圓面上部制有導油槽，在導油槽下部制有與內孔相通的回油孔。
7.根據權利要求5所述的變容發動機，其特征在于所述內活塞頂板上制有彈簧定位孔，在孔的底部或側壁上制有冷卻潤滑油的回流孔。
專利摘要一種變容發動機，與其它定容發動機的最大不同在于每氣缸中有兩個互相套裝的活塞。內活塞與連桿通過活塞銷相連接，外活塞帶有活塞環并用彈簧支撐在內活塞上。其特點是各沖程的容積變化不同。在排氣沖程，外活塞到達氣缸最高點，廢氣的幾乎完全排出(理論排氣率可達95％～98％)，從而使提高壓縮比(≥12)成為可能；在吸氣沖程，由于外活塞在進氣終點的慣性增容位移，使進氣量大于一般定容發動機的進氣量，實現自增壓作用，改善了燃油經濟性和排放。由于外活塞的彈性儲能作用，降低了峰值氣壓和峰值氣壓的升速，從而降低結構受力，為減輕發動機自重創造條件；并提高運轉平穩性。由于峰值氣壓后移，使輸出扭矩增加，提高發動機效率。總之變容發動機較定容發動機在性能有很大提高。
文檔編號F02B75/32GK2864121SQ20052000000
公開日2007年1月31日 申請日期2005年1月4日 優先權日2005年1月4日
發明者王希平, 王宏 申請人:王希平