一种曲柄连杆机构活塞往复单缸内燃机的制作方法

本发明属内燃发动机领域，具体涉及曲柄连杆机构活塞往复内燃机的节能去污及增压技术方案。

背景技术：

现有常规内燃发动机对发动装置的冷却，由于传统理念和认知的束缚，以致在理论上对现有冷却造成的大量热效率损失从本质上作出错误的认定，对所造成的约30％的燃料热效率损失和大量不良燃烧污染物及二氧化碳向大气中排放，长期以来习以为然、熟视无睹。克服此缺陷和不足之处，相对于用途最广、用量最大，其燃油耗用量约占全球燃油耗用量80％的常规内燃发动机，尤其面临当今燃油资源紧缺时而引起国际争端，大量不良燃烧污染物和二氧化碳向大气中排放，严重地威胁着人类身体健康、破坏着人类生存气候环境日趋严峻的形势，无疑会取得重大的经济效果和社会效益，是一个极待解决和必须解决的重大课题，由于本申请的发明，是对现有根深蒂固的权威的理论性的认知和理念作出否定，因此，下面用较长的篇幅作出阐述。

现有常规内燃发动机冷却与热效率关系认知上的缺陷和不足之处

为了清楚方便地表述现有冷却与热效率关系认知上的缺陷和不足之处，在此举出“特种发动机原理与结构”(朱仙鼎编著，上海科技出版社出版)一书中第125面具有代表性的权威论述进行阐述，其论述如下：

“长期以来，往往只从能的量上衡量发动机的经济性，热效率和热流图就是传统的热平衡分析法所采用的，它表示燃料燃烧释放出的热量在数量上的分配关系，所示一台船用柴油机7rnd90型的热流图(图11)，热量损失主要由冷却水和排气产生，占总热量的56.62％。但从能的质上来同时衡量发动机的经济性，就要采用可用功率和“火用”[注：此“火用”为一字，因无法打印以此代替]流图(图12)，它表示了燃料“火用”的分配关系，大量损失是由于燃料在缸内燃烧、传热和膨胀做功中的不可逆损失造成的，占燃料“火用”值的46.52％，而冷却水带走的较低温度的热量虽然数量较大，但其品位较低，只占燃料“火用”值的3.54％，其动力利用价值不高，较高温度排气带走的热量品质也较高，占燃料“火用”值的10.19％，所以充分利用排气余能是有价值的，合理的。这样的分析为我们改善发动机能量转换效率指明了方向，是值得我们重视的”。

以上的论述，仅以冷却介质与排气携带热量品位的对比进而从两种热回收利用价值的角度分析，充分利用排气余能当然是有价值合理的，作为改善发动机能量转换效率的方向无疑是正确的。但是，冷却水带走30.57％的热量是否只仅损失了3.54％的燃料“火用”值？是否可以采用新的技术手段避免冷却带走约30％的热效率损失？下面通过事例说明。

在上面举出的同一台发动机中，无论是以燃料热量分配还是以燃料“火用”值分配，发动机的有效热效率即有效功相同(同为39.57％)；但必须相同，否则在同一台发动机上就会有两个不同的有效功，这是绝对不可能也不允许的；以此为据继续分析如下：

绝热条件下以燃料热量分配和以燃料“火用”值分配的有效热效率相同：在绝热条件下没有传热，则发动缸外节省的以燃料热量分配的冷却损失热效率与发动缸内节省的以燃料“火用”值分配的传热损失热效率也应相同：

设发动缸周壁和活塞都是绝热的，在此情况下，发动缸外冷却带走的以燃料热量分配损失的热效率为零；发动缸内由传热造成的以燃料“火用”值分配损失的热效率也为零，则图(11)和图(12)两对比图中，图(11)以燃料热量分配得出的有效热效率就应当加上冷却带走的燃料热效率30.57％；因图(11)和图(12)两图的有效热效率必须相等，那么图(12)以燃料“火用”值分配的有效热效率数值，同样应加上30.57％，使两图的有效热效率(有效功)相同。以上分析说明：对发动装置进行冷却，发动缸内以燃料“火用”值分配的传热损失的热效率，等于发动缸外以燃料热量分配的冷却带走的热效率；那么，发动缸外冷却带走燃料热量30.57％的同时，带走了发动缸内30.57％的燃料“火用”值，而不应是3.54％。

非绝热条件下，发动缸外冷却，总是带走发动缸内品位最高即含“火用”值最高的热量。

设在非绝热条件下，发动缸内燃气在最高燃烧温度时，燃烧过程已经结束，活塞不下行作功，也没有其他因素引起发动缸内燃气温度下降，在此情况下，冷却水在发动缸外均匀连续地对发动缸进行冷却，我们就会发现：

发动缸内温度越高则与外界的温差越大，对外界传热越快，随着冷却的过程，缸内高温的顶端温度随之下降，而绝不是从底端温度由下向上减少，其顶端温度依然存在。顶端温度的下降，显然地说明发动缸内最高品位的热量首先流失，由此可以得出：尽管发动缸外冷却水携带的热量其温度低而品位低，进而推断为发动缸外冷却带走的热是燃料燃烧中品位低的热，但事实上发动缸外冷却时发动缸内传出发动缸外由冷却带走的热，却总是居于发动缸内顶端温度品位最高的热量，即“火用”值最高的热量。若增大冷却水的流量使冷却水的流速加快，则带走的热量更多，发动缸内顶端温度下降更快，传热造成的燃料“火用”值损失越大。

随着冷却过程的进行，发动缸内高温顶端的温度逐渐下降至低温底端的温度。如上述类似，现有常规内燃机对发动装置的冷却，冷却水总是带走发动缸内每工作循环从高至低各热力状态下“火用”值最高的热量。

非绝热条件下，以燃料热量分配和以燃料“火用”值分配的冷却损失的燃料热效率相同。

由图11和12示出结合第[0013]段表述，由100％的燃料热量具有100％的“火用”值，即燃料100％的热量等于燃料100％的“火用”值，那么，发动缸内中间温度1％的燃料“火用”值就等于1％的燃料热量。由此也可以得出，发动缸内由传热损失的燃料“火用”值的数值应等于发动缸外冷却水带走的燃料热量的数值。

从前面的探讨得出：现有对发动装置的冷却，无论发动缸外冷却水携带的热量其表象上品位再低，表示出的燃料的“火用”值再少，但所带走的燃料热量有多少，造成发动缸内传热损失的燃料“火用”值就有多少，而与冷却水中表现出的热的品位无关。

从上举例分析和内燃机基本常识可以看出：发动机发动缸内高温燃气是热源，发动缸壁是传热媒体，发动缸外冷却水是受热载体。由能量守恒定律可以直接地毫无疑义地得出：同一发动缸缸外冷却，缸壁(媒体)传热损失的发动缸内热量或“火用”值有多少，发动缸外冷却水携带的热量或“火用”值就有多少；反之，冷却水携带的燃料热量或“火用”值有多少，则发动缸内损失的燃料热量或“火用”值就有多少(因传热过程中缸壁携有的发动缸内传入的热量最终还是由冷却水带走)，此数值与缸壁(传热媒体)无关。

发动缸内传热损失的燃料热量或“火用”值的多少，取决于发动缸内燃气与发动缸外冷却水的温差及冷却水的流速(缸内燃气扰动的因素暂忽略不计)，假如发动缸内燃气与缸外冷却水介质没有温差，冷却介质也没有流动，发动缸壁(传热媒体)不会凭空地自发地造成发动缸内热量或者“火用”值的损失，发动缸内燃气的热量或“火用”值也就没有传热造成的损失。由此也可说明，发动缸内不可逆的传热损失是发动缸外冷却造成的，与发动缸壁(传热媒体)无关。以上举例充分地证明了现有发动缸外冷却方式，在损失了发动缸内约30％燃料热量的同时，也损失了发动缸内约30％的燃料“火用”值，两者是不可分割不可区别对待的整体；假如有一种新的技术手段，在发动缸内消除了热负荷对装置的危害而又不造成发动缸内燃料“火用”值的损失，那么，该技术手段就可节省现有冷却方式损失的约30％的燃料热效率，即发动机可在现有约40％的热效率基础上，再增加约30％的热效率，其热效率可约达70％。

综前所述，现有将实质上由发动缸外冷却造成的发动缸内燃料“火用”值的损失与发动缸外的冷却分割开来，把发动缸内品位高(热能密集温度高)的热流入冷却水中稀释为品位低(热能分散温度下降)的热所表现出的极低的“火用”值，当作冷却损失的燃料“火用”值，将实质上是由冷却造成的但可以采用新的冷却技术手段大幅减少或基本上避免的燃料“火用”值热效率损失，简单而孤立地认定为发动缸内不可抗拒的不可逆传热损失，这种认知上的脱离事物本质和真实性的误区，致使长期以来对冷却造成约30％的燃料热效率损失习以为然，熟视无睹；禁锢了人们从创新冷却技术的方向，跨步地大幅度地提高发动机能量转换效率，阻碍了常规内燃机的进步和发展。

现有冷却技术方式的缺陷和不足之处

在活塞往复式内燃机中，热负荷对发动装置的危害，主要是在发动缸内燃烧室的顶面、发动缸内壁面上段、活塞顶面、排气口及段排气管进口等热负荷严重的部位，而热负荷最严重的时刻，是发动机每工作循环中发动缸内燃烧温度最高的时刻，以上热负荷严重的部位和时刻，也是发动缸内向外界传热最多的部位和时刻。

现有的冷却方式，无论是采用水冷或风冷，都是以确保发动装置热负荷严重部位在热负荷最高峰时安全可靠地工作为基准，确定发动装置每工作循环冷却应带走热量所需用的水量，在发动缸外大面积的、不间断地、基本上无调控或大致调控地对发动装置进行冷却；这种在发动缸外不集中、不准确地针对热负荷严重的部位和时间以及发动缸内热负荷大小的具体情况，大面积不间断地冷却方式，从前面对“冷却与热效率关系的探讨”中可以看出，它必定会在发动缸内不需要消除热负荷危害的时刻和部位以及非高工况的情况下带走发动缸内大量的品位高的热量，造成大量的过剩冷却的热效率损失。此外，更不能将消除热负荷危害而携出的热能保留在发动机的工质中，使之成为有效热效率，以及准确地掌握发动缸内混合气燃烧的温度，避免发动缸内不良燃烧污染物的生成。

现有冷却方式带走了约30％的燃料热能，相当于损失了约30％的燃料，这个巨大的损失是可以利用现有发动机已有技术的功能，发动机的工作过程和发动机基本构造特点，尤其是本领域先前工作者曾经作过大量研究和探讨取得的经验成果，重新作出新的冷却技术方案，从而达到大幅度地减少或基本上避免的。

本领域先前工作者曾经采用喷水冷却取得的经验成果和技术上的缺陷与不足之处

有关书籍采用泵喷水液对发动装置进行冷却的记载：

“特种发动机结构与原理”(朱仙鼎主编，上海科技出版社出版)第47-48面：“对实际运行中的燃气轮机装置、以提高功率或改善热效率向燃烧室喷水，形成质量流的复合……”，“通过喷水实现压缩机的中间冷却，还可以向压缩机中空气受压缩时喷水，成为湿空气压缩，水在受压缩时吸热蒸发，使压缩温升减小，压缩耗功可比中间冷却时减少很多”；“用有毛细孔的材料做成中空叶片，工作时冷却液从叶面渗出蒸发产生冷却作用，可使低质钢承受925℃的进气温度，优质钢承受1100℃的更高温度”；“最理想的湿压缩是以水蒸汽的饱状态开始和终了，成为可逆的湿压缩，自然要求控制喷水过程而难以准确实现。大量的纯净水处理仍是一个技术难题”。

“柴油机原理”(刘颖主编，华中学院出版社出版)第18面：“水蒸汽是许多化学反应中起巨大催化作用的物质之一，例如co与o2在完全干燥的状态下，加热到600℃仍无燃烧发生，但加入少量的水蒸汽立即爆炸式燃烧”；第65面：“喷水冷却有多种方式，即进气管喷水、进气管加水蒸汽、燃油用机械搅拌渗水，用超声波将燃油与水乳化、以及将水直接喷入燃烧室中，这些方式，由于水吸收热量和稀释燃油的密度，两者都可以降低高峰的燃烧温度，从而降低氧化氮nox的生成量。此外，喷水冷却还有降低燃烧噪音作用，“在上世纪六十年代，我国对柴油渗水曾进行大量的研究和实践工作，当时的目的在于节约燃油”，喷水冷却还有不少问题有待解决……”。

“工程热力学”第397面：“水的临界面温度低，在高温汽化时压力甚高”。

现有增压技术的缺陷和不足之处

为了提高发动机的功重比，现有技术主要是采用废气涡轮增压的方式来实现，但其最大的缺陷是瞬时反应滞后，难以达到较高的增压度(增压后增大的功率与未增压功率之比)，难以在用量最大用途最广的中小型发动机尤其是用于交通工具的发动机上应用；难以准确地掌控发动机每工作循环增压空气的量和温度及其水蒸汽和微量水雾在增压空气中的成份。

现有常规发动机的结构和工作系统不能适应新发明的冷却技术方案和增压技术方案的应用，需对发动机现有的结构及工作系统作出相应地改造和增减，方能形成一种新型的曲柄连杆机构活塞往复内燃发动机。

技术实现要素：

为了克服所述现有冷却及增压技术方案的缺陷和不足之处，达到在确保装置不受到热负荷危害的前提下，基本上避免现有冷却方式带走约30％的燃料热效率损失和消除发动缸内各不良燃烧污染物的生成，并且成数倍的提高发动机的功重比，采用以下技术方案首先发明一种曲柄连杆机构活塞往复单缸内燃机。

一种曲柄连杆机构活塞往复单缸内燃机，主要由发动机机体、曲柄连杆机构、增压机构、增压缸内吸入空气量调控系统、增压缸内中冷喷水系统、二次发动缸内喷水系统、一次燃油泵喷系统、排气系统、综合调控系统以及燃油水液输送系统、机油循环系统、排气能量回收系统构成。

发动机机体由机体横隔板(18)分为上下两部分联接而成。综合调控系统设置在发动机的顶盖板(25)上，增压缸进出风通道设在发动机底部；排气能量回收系统设在发动机的后面。

增压机构与动力机构复合，设置在发动机下部分的中间：图1示出：所述增压机构的增压框架由框架柱(11)联接框架的上下两端而成，增压框架上端面(14)联接发动缸活塞(16)，下端联接或直接作成增压缸活塞(8)，增压缸活塞直径≥发动缸活塞直径2倍(具体数值依设计要求确定)，两活塞同步运动且行程相同，曲柄连杆机构设置在增压框架内，连杆(14)小头与发动缸活塞销(15)联接，大头与曲柄销(10)连接；图3示出：曲轴(12)两端从增压框架前后的开口伸出与轴座联接。

图1和图10联合示出：增压缸底盖板(1)缸外部分设置有增压缸进风管(113)、增压空气蓄气通道联通管(39)、缸内部分设有增压缸进气止回阀(6)和压缩空气止回阀(4)；增压缸底盖板(1)的下面，设置增压缸进风通道(7)和压缩空气下蓄气通道(3)，增压空气上下蓄气通道由蓄气通道连通管(39)联接为一体，压缩空气上蓄气通道(20)设置在机体横隔板(18)上并环绕发动缸进风口(21)区段，形成发动缸底座(19)。

增压空气流动机制：增压缸内吸入的新鲜空气，从发动机顶盖(25)中间的通风口(32)进入发动机体内(可协助喷水冷却系统消除热负荷对发动装置的危害)。发动缸活塞作功从上止点下行时，增压缸进气阀(6)和压缩空气止回阀(4)关闭，增压缸活塞(8)压缩增压缸内已吸入的空气，当增压缸内压缩空气的压力＞增压空气蓄气通道内压缩空气压力时压缩空气止回阀(4)打开，缸内的压缩空气进入压缩空气蓄气通道[含下蓄气通道(3)、上蓄气通道(20)和联通管(39)]暂时储存；活塞继续下行，当发动缸活塞下行至发动缸进风口(21)附近时，排气阀(73)开启(图5示出)，发动缸内预排气开始，发动缸活塞下行至发动缸进风口(21)打开时，压缩空气以涡流进入发动缸(22)，对发动缸活塞(16)顶部及发动缸扫气并进行降温，扫气结束，排气阀(73)关闭；活塞继续下行至下止点时，增压缸压缩空气止回阀(4)关闭。活塞从下止点返行，增压缸内进气开始，增压缸吸气止回阀(6)开启；发动缸活塞上行继续压缩发动缸及蓄气通道内的空气，至发动缸进风口(21)关闭时，发动缸活塞将发动缸和蓄气通道内的压缩空气隔开，蓄气通道内的空气保持隔开时的压力储存在蓄气通道内，活塞继续上行压缩发动缸(22)内的空气至上止点，发动缸内的压缩和增压缸内的吸气工作完成，增压缸吸气止回阀(6)关闭。活塞从上止点返行向下运动，下轮循环开始。

增压缸内吸入空气量调控系统：图9示出：压缩空气止回阀(4)阀杆伸出发动机底盖板(2)的下面，其阀杆头与增压缸内吸入空气量调控机构(111)摇杆的右端头接；吸入空气量调控机构(111)摇杆的左端与吸入空气量调控机构(111)的调节杆(49)下端联接，图4示出[注：图4中：左边调控轴的轴段一(58)、二(82)、三(78)由前往后依次排出；图中摇杆机构一、二、三、四和凸轮一、二、三、四对应，由图左上→左下→右下→右上依次排出]，调节杆(49)的上杆头伸出发动机顶盖板(25)，与综合调控系统左调控轴轴段三(78)尾部的移动凸轮(77)联接，移动凸轮(77)工作的形状，顺左调控轴轴向，依以最佳热效率空燃比设计的发动机最低至最高工况每工作循环增压缸内吸入空气量工作参数的连线作出；左调控轴后退，移动凸轮(77)驱动调节杆(49)上升，吸入空气量调控机构(111)拉动压缩空气止回阀(4)后退，使压缩空气止回阀(4)的关闭留有一定的间隙，压缩空气蓄气通道内的压缩空气就相应地一定量地返回增压缸(9)内，增压缸内就相应地减少了从外界吸入的空气；左调控轴前行，在吸入空气量调控机构(111)板弹簧和压缩空气止回阀弹簧(5)力的作用下，压缩空气止回阀(4)关闭间隙就相应地减小或完全关闭，增压缸内就增加或全部吸入外界的空气。

燃油泵泵喷系统的一次燃油泵喷系统：图9结合图4示出：燃油泵喷咀(84)的喷咀安置于发动缸内燃烧室的顶部，泵头与摇杆机构一的异型摇臂一(83)的臂头联接；摇杆机构一用左调控轴的轴段二(82)作摇臂轴，其固定摇臂一[即与摇杆轴作固定联接的摇臂](86)的左端与左凸轮轴(56)的凸轮一(88)相联接，凸轮一(88)工作的形状，顺左调控轴轴向，依设计的发动机最低至最高工况每工作循环喷油提前角、定时、定量、定速率工作参数的连线作出；固定摇臂一(86)的右端固定在摇臂轴即左调控轴的轴段二(82)上，其固定端与异型摇臂一(83)的结合处形成臂头一(85)与异型摇臂一(83)的臂头槽(87)吻合且可在臂头槽(87)内作摇臂轴轴向滑动；异型摇臂一(83)作出臂头槽的一端滑动地套装在摇臂轴上，与摇臂轴滑动联接且由轴座固定其轴向位置不变。当凸轮一(88)驱动固定摇臂一(86)时，在摇杆机构一的作用下，燃油泵喷咀(84)就在凸轮一(88)上设计的工作参数作泵喷燃油的工作。

增压缸内中冷泵喷系统：图1、4、9联合示出：泵喷水咀一(33)的喷咀(52)正对增压缸进风管(113)，其柱塞泵头与摇杆机构二的异型摇臂二(34)臂头相联接；图4示出：摇杆机构二用左调控轴的轴段一(58)作摇臂轴，其结构和技术特征与摇杆机构一相同，固定摇臂二(35)与左凸轮轴(56)上的凸轮二(36)联接；凸轮二(36)工作的形状，顺左调控轴轴向，根据增压缸内吸入空气量和吸入空气温度，结合对发动活塞顶面以及发动缸内壁面冷却以满足发动缸内最佳点火温度为基点而设计的最低至最高工况每工作循环喷水提前角，定时、定量、定速率工作参数的连线作出；当凸轮二(36)驱动固定摇臂二(35)时，泵喷水咀一(33)就在凸轮二(36)上设计的工作参数下工作。

二次燃油泵喷系统：此系统除左凸轮轴(56)上凸轮一(88)，以优化发动缸内燃烧或使用汽油作燃料，采用二次燃油泵喷的工作参数替代一次燃油泵喷的工作参数后所制造的凸轮，其凸轮的形状有所不同外，其系统结构、技术特征、以及工作原理与“一次燃油泵喷系统”相同。当用汽油作燃料时，第一次喷入适量的汽油，其油雾与以涡流供入的空气预混合形成浓度较稀的混合气；第二次喷入汽油时，经压缩后的浓度较稀的混合气密度大，喷入油雾的穿透力相应地弱小，在点火处形成最佳点火浓度的高温度混合气；采用此二次喷油，克服了汽油浓度低难以点火的问题，从而可增大混合气压缩比和空燃比，在提高发动机热效率的同时，还可以降低最高燃烧温度减少氧化氮的生成，以及消除不完全燃烧产生的污染物及带来的热效率损失。其工作参数由具体设计得出。

二次发动缸内喷水系统：图1和图4联合示出：该系统泵喷水咀二(24)的喷咀安置在发动缸内燃烧室顶部热负荷严重的部位，泵喷水咀二(24)的泵头与摇杆机构三的异型摇臂三(31)联接；摇杆机构三用右调控轴的轴前段(68)作摇杆轴，其结构和技术特征及工作原理，与摇杆机构一或二相同，所不同的是摇杆机构三的异型摇臂(31)与摇杆机构二的异型摇臂(34)的朝向相对，固定摇臂三(27)与摇杆机构二的固定摇臂二(35)的朝向相反(见图4示出)。固定摇臂三(27)与右凸轮轴(67)上的凸轮三(26)相联，凸轮三(26)工作的形状，顺右调控轴轴向，依设计的发动机最低至最高工况每工循环二次喷水工作参数的连线作出，当凸轮三(26)驱动固定摇臂三(27)时，泵喷水咀二(24)就在凸轮三(26)上设计的工作参数下工作。

此二次喷水以确保发动装置不受到热负荷的危害安全可靠地工作为前提；以基本上不造成发动缸内燃料“火用”值(作功能力)的损失和全面消除各不良燃烧污染物生成为目标；有机地利用混合气在发动缸内燃烧过程的特点、准确地定部位定时定量定速率泵喷水液后发动缸内混合气发生的物理变化、发动机结构特点、发动机工作过程特点、然后针对消除各不良燃烧污染物生成所必需的温度环境，确定出喷水工作采用的技术手段和喷水参数取值理念，对“二次发动缸内喷水系统”的工作参数作出明确的界定；聚合燃油喷入量、最佳空燃比、压缩比、增压中冷对燃气最高温度抑制等因素，得出发动缸内燃气燃烧最高温度(此温度是可以用模拟计算和实验得出的)，用下面界定的工作参数作出“二次发动缸内喷水系统”凸轮工作的形状。当系统工作时，系统就会在新界定工作参数作出的凸轮驱动下工作，达到预期的节能去污目标。

“二次发动缸内喷水系统”中技术要素的限定：

最佳喷水部位：是指发动缸内最先受到缸内燃气顶端温度侵袭的燃烧室顶面热负荷最严重的部位。

第一次喷水：第一次喷水的时间段是在燃气最高温度出现至预排气后期的期间，其任务是：在新界定的工作参数下，准确地定部位、定时、定量、定速率地向发动缸内泵喷水液，抑制高温污染物no生成的温度出现，消除nox的生成，进而消除hc和co的生成以及消除发动缸内燃烧室顶面热负荷的危害。

准确地定时定量定速率：在基本上不使喷水冷却造成发动缸内燃料“火用”值的损失、而且抑制生成高温污染物no温度(约≥2100℃)出现的限定下，所进行的泵喷水液的定时、定量、定速率。

抑制生成no温度出现的“最佳喷水时刻”：若发动缸内无生成no的高温，则无需喷入消除no生成的水液；若已出现生成no的温度，其no已生成；由此，消除no生成喷水始点的最佳时刻，是no即将生成的时刻，即生成no的临界温度(约2100℃)出现的时刻。

抑制生成no温度出现的“最佳喷水量”：

由一定成份且一定量和一定压缩比(暂不计其他因素)的混合气，在发动缸内一定的燃烧时刻会有一定的热力状态可以得知，一定成份且一定量和一定压缩比的生成高温污染物no的混合气，在发动缸内“最佳喷水时刻”的热量为一定值。相对于一定值的热量，喷入“最佳喷水部位”的水液越少，吸收缸内燃气的热量越少，喷水后缸内燃气顶端温度越高，喷入水液瞬时吸热汽化升温形成的水蒸汽团温度同步地升高，爆发力越大；反之，喷入的水液越多，瞬时吸热汽化升温形成的水蒸汽团温度相应地降低，爆发力相应地减小。由此得出：发动机在生成no工况下工作，在发动缸内生成no临界温度出现的时刻，喷入的能抑制生成no的温度出现且最少的水液量为“最佳喷水量”，此“最佳喷水量”在一定的生成no的工况下为一定值；此值由混合气在发动缸内燃烧产生的热值，结合喷入水液后水液汽化吸热及汽化后水蒸汽升温的吸热、缸内混合气温度和成份的重新混合(即喷水后缸内产生的物理变化)、发动缸活塞作功快速下降等因素的降温作用联合确定。

持续喷水量：喷入“最佳喷水量”后，先期形成的高温燃气团与未燃混合气重新混合，随即迅猛全面地燃烧，燃气的顶端温度急剧上升；与此同时，发动缸活塞作功迅速下降，当活塞的下降仍不能抑制燃气顶端的温度上升为生成no温度时，以“最佳喷水量”定义(即能抑制生成no温度出现且最少的水液量)要求，继续喷射水液，抑制生成no温度的出现，其喷入水液的量亦称为“最佳喷水量”；此喷水量，同样由混合气燃烧产生的热值，结合喷入水液后水液汽化吸热及汽化后水蒸汽升温吸热，缸内燃气温度和成份与未燃混合气重新混合、发动缸活塞作功快速下降等因素的降温作用联合确定。

喷水速率：上述喷水的速率与发动缸内生成no临界温度出现的速率同步。

最佳物理变化：在“最佳喷水部位”的“最佳喷水时刻”喷入“最佳喷水量”，喷入水液在约2100℃的高温下，瞬时吸热汽化升温形成高温高压的水蒸汽团，以喷咀处燃烧室顶面为背面，冲散发动缸内先期形成的高温燃气团，如此同时，缸内混合气产生扰动和对流，缸壁处较低温度混合气的厚度减小，缸内混合气的温度和成份重新混合，形成一个新的动态平衡；先期形成的高温燃气团前峰生成no的温度，在喷入水液的吸热、高温水蒸汽团的扰动和活塞作功快速下降的共同作用下消退；重新混合后的燃气随之迅猛全面地燃烧。

渗水冷却：在生成no的温受到抑制或在不出现生成no温度的工况下，“最佳喷水部位”受到热负荷危害时，采用渗水冷却，其渗水的定时定量和速率，依“最佳喷水部位”受到热负荷危害的时刻、大小和速率确定；从泵喷咀渗出的可以消除热负荷危害且最少的水液量为“最佳渗水量”，以此准确地消除热负荷对“最佳喷水部位”的危害。

最佳空燃比：确保燃料完全燃烧的最佳热效率空燃比。

第二次喷水：第二次喷水的任务是，在基本上不造成发动缸内燃料“火用”值损失的前提下，消除发动缸内壁上段部位、排气口、排气阀、以及排气管进口区位热负荷的危害；其喷水的定时，选择在发动缸内预排气进行至扫气工作即将结束的时刻；喷水量依具体工况下发动缸内预排气的量和温度、发动缸内壁面上段、排气阀、排气口、以及排气管进口区位、排气系统和动力涡轮内工作部件等的热负荷危害大小确定，此喷水量以消除上述部位热负荷危害且最少的水液量为“二次最佳喷水量”；喷水速率依喷水量和排气延续期的时间确定。

由上述限定技术要素构成的“二次发动缸内喷水系统”喷水工作过程和冷却原理：

将系统的泵喷咀安置在“最佳喷水部位”，设缸内混合气由“最佳空燃比”混合而成，发动机在最佳热效率点工作；

①发动机进入一定的生成高温污染物no工况时，第一次喷水中，抑制生成no温度出现的喷水：当发动缸内先期形成的高温燃气团前峰即将出现生成no温度时(即最佳喷水时刻时)，向发动缸内喷入“最佳喷水量”，于是，发动缸内混合气发生“最佳物理变化”，在“最佳物理变化”的作用下，缸内先期形成的高温燃气团前峰顶端可生成no温度的上升受到抑制，同时消除了污染物hc和co生成的温度环境，重新混合后的混合气随之全面猛烈地燃烧；与此同时，发动缸活塞对外界作功迅速地下降，当活塞迅速下降仍不能抑制混合气燃烧的顶端温度出现生成no的温度时，喷入“持续喷水量”(即“最佳喷水量”)，抑制生成no的温度出现。

②第一次喷水中对“最佳喷水部位”热负荷消除的喷水：在发动缸内生成no的温度受到抑制后，“最佳喷水部位”仍受到热负荷危害时，采用“渗水冷却”对该部位的热负荷进行消除。

③在不出现生成no温度的工况下，第一次喷水仅只在“最佳喷水部位”受到热负荷危害时，用“渗水冷却”消除其热负荷的危害。

④第二次喷水的定时，选择在发动缸内预排气后期至扫气工作即将进行的时刻；在此段期间里，工质在发动缸内作功完毕，具有较高作功能力的预排气已从排气口进入排气系统并流向涡作功，因此，此二次喷水不会造成发动缸内燃料“火用”值的损失。喷水开始时，发动缸内温度较高，喷入的水液立即汽化升温形成较强膨胀力的水蒸汽，可协助缸内的扫气将残余的废气挤出发动缸外，随着缸内温度的降低，喷出的水液以雾化出现，扩大缸内的冷却面积和冷却效果，在发动缸内扫气工作即将结束时，第二次喷水结束，排气阀随即关闭；由扫气、水蒸汽和少量水雾形成的“冷气团”停留在排阀背后排气管进口区段部位，对该部位的内腔继续冷却。此次喷水对发动缸内壁面上段、排气阀、排气口、排气管进口区段等部位携带的热负荷进行清除，预防下轮发动缸内燃气对以上部位叠加热负荷的危害；停留在排气阀背后的冷气团，可对下轮预排气前峰的高温“排气”进行降温，在下轮“排气”的推动下流入涡轮时，可对流经沿途排气管内壁和涡轮内的工作部件起到冷却的作用。

上述喷水冷却过程中没有发动缸外冷却造成的燃料效率损失：由于上述喷水冷却从发动装置和排气系统内可靠地消除了热负荷的危害，因此，省去了现有发动缸外的冷却设置，也就自然地省去了现有冷却方式在发动缸外造成的大量的约30％的燃料热效率损失。

二次发动缸内喷水对发动缸内燃料“火用”值(作功能力)损失的分析：

①第一次喷水中喷入抑制生成no温度出现的水液对发动缸内燃料“火用”值损失的分析：从前面阐述的第一次喷水抑制生成no温度出现的原理和过程可以看出，抑制生成no的温度出现，是以发动缸内喷入“最佳喷水量”后，燃气的温度和成份重新混合，活塞作功快速下降、喷入水液汽化以及水蒸汽升温(其升高温度与缸内燃气顶端温度相同)的吸热作用共同完成的。

②上述共同作用抑制生成no温度出现所需减去的热量，只限于除去喷水使燃气温度重新混合和活塞作功下降对燃气温度上升抑制作用后，混合气先期燃烧的燃气团燃烧高峰时燃气中可生成no的温度所含有的热量，此热量相对于发动缸内燃料全部释放出的热量，所占的比例是很小的，因此，消除发动缸内no生成所喷入的水液量是很少的，喷入水液汽化和升温造成的发动缸内燃料“火用”值(作功能力)的损失，约为整个燃料“火用”值的3％(含消除发动缸燃烧室顶面热负荷危害渗水冷却和第二次喷水的汽化潜热造成的燃料“火用”值的损失)。此热效率的损失，可由生成的高温高压水蒸汽向外界作功，高工况时持续抑制生成no温度出现的过程增加了高温定压燃烧的时间，先期高温燃气与未燃烧混合气混合后快速全面的燃烧，污染物hc和co的完全燃烧，以及采用最佳热效率空燃比提高发动机热效率等所增加的热效率补充，其损失(火用)值的热效率基本上可以忽略不计。

③发动缸内的第二次喷水，是在发动缸内预排气即将结束至扫气工作即将结束之间的期间内进行的，在此段期间内，工质在发动缸内作功完毕且流入排气系统并进入涡轮作功，喷入的水液仅只与缸内残存工质接触，因此，也基本上不会造成燃料“火用”值的损失。喷入水液所吸收的热量，是喷入水雾及生成水蒸汽所冷却的部位引起热负荷危害的有害热量；且吸热升温后的水蒸汽可在涡轮内作功。由此，相当于回收了现有冷却方式带走的热量，增加了发动机的有效热效率。此外，由于二次喷水可有效地消除排气系统和涡轮装置内工作部件热负荷的危害，使其在≥1200℃的排气下，仍能不受热负荷的危害而安全可靠地工作，大幅度地提高动力涡轮的功率和热效率，也即大幅度地提高发动机的功率和热效率。

排气系统：图4和图5联合示出：该系统摇杆机构四用右调控轴的轴后段(74)作摇臂轴，摇杆机构四的结构和技术特征与摇杆机构三相同；异型摇臂四(72)与排气阀(73)上端的压板相联接，固定摇臂四(71)与凸轮四(70)联接，凸轮四(70)工作的形状，顺左调控轴轴向，依发动机最低至最高工况每工作循环排气定时、定量、定速率、工作参数的连线作出；当凸轮四(70)驱动固定摇臂四(71)时，排气阀(73)就在凸轮四上设计的工作参数下工作。

发动缸、排气口及排气阀，图5和图8联合示出：发动缸(22)、发动缸盖板及缸盖板上凸台(102)为整体结构；排气口(23)位于缸盖板内壁面下边缸壁上(参看图1)，凸台插口横截面与排气口横截面重合，使凸台插口空间与排气口空间形成一整体空间；排气阀闸板(100)及闸盖板(101)为整体结构，闸板的形状依插口空间和排气口空间形成的整体空间的形状作出，排气阀关闭时，闸板(100)形状与所述整体空间形状以及闸板盖板(101)的下面与凸台(102)的上面紧密贴合。

排气阀开启装置主要由定位架、摇杆、承压板构成，8示出：定位架下部分左右两边和凸台(102)左右两边的高度相同，该两边与另两高度相同且比左右两边高的前后两横板(104)的下部分形成四边形框架装配在凸台(102)上；定位架前后两横板(104)上端左右部位作出定位柱(108)，中间部位作出圆孔装配摇杆轴(107)；两摇杆相同共用摇杆轴(107)，两摇杆下段(106)的端头与排气阀闸盖板(101)左右两端上的挂钩(105)联接，摇杆上段(109)端头与承压板(73)的下平面相联；承压板(73)的四角作有与定位柱对应的定位孔，将承压板定位孔穿过定位柱108)装配在定位架上；承压板(73)的上面与异型摇臂四(72)相联，当异型摇臂四(72)压迫承压板(73)下行时，承压板(73)压迫两摇杆上段(109)的端头，则两摇杆下段(106)的端头通过挂钩(105)带动排气阀闸板(100)上升开启；反之，在排气阀闸板(101)左右两端拉力弹簧(110)的拉力下，排气阀下行关闭，两摇杆的上端(109)推动承压板(73)回到原位。

前述燃油泵喷系统、增压缸内吸入空气量调控系统、增压缸内中冷喷水系统、二次发动机缸内喷水系统、排气系统，此五项工作系统，有着内在的有机的不可分割的关联，在任一同一工况的同一工作循环中，各自都有一定的工作参数，共同制约着发动机遵循设计的目标运转，因此，必须统一地同步地处在任一同一工况的同一工作循环中，且分别在各自的设计的工作参数下工作；根据这一要求设计以下综合调控系统。

综合调控系统，图4示出：该调控系统设置在发动机的顶盖板(25)上，主要由左调控轴、右调控轴、左凸轮轴、右凸轮轴、定时齿轮、定时链条、横向联接板、衔铁、电磁铁、电开关、调速器、指令板构成。左右两调控轴分别与各自的轴座滑动联接，可在轴座内轴向滑动；左调控轴由轴段一(58)、二(82)、三(78)采用圆柱插入圆筒，再从圆筒上具有一定弧面宽度的定位口内插入定位销并固定在圆柱上作轴向定位串联而成；如轴段三(78)和轴段二(82)的联接：轴段二(82)的后部分作出圆筒(79)，圆筒(79)上按设计作出具有一定弧面宽度的轴向定位口(81)，轴段三(78)的前部分作出圆柱(115)装入圆筒(79)内；轴向定位销(80)穿入定位口(81)固定在圆柱(115)上，将轴段二和三串联起来，图4还示出：轴段一和二的联接与上述联接方法相同。于是，轴段一、二、三同步地作轴向运动，但轴段一和轴段二还可分别在各自设计的定时、转角及速率下自由地转动，轴段三(78)只作轴向运动而互不干扰；轴段三(78)尾部作出的移动凸轮(77)工作的形状，依设计的发动机最低至最高工况每工作循环耗用空气量的参数，顺左调控轴轴向作出，与增压缸内吸入空气量调控系统调节杆(49)杆头联接(参看图9示出)；轴段二(82)和轴段一(58)分别作摇杆机构一和摇杆机构二的摇臂轴；左凸轮轴上的凸轮一(88)和凸轮二(36)，分别依设计的发动机最低至最高工况每工作循环“燃油泵喷”和“增压缸内中冷喷水”的工作参数顺凸轮轴轴向作出；固定摇臂一(86)、二(35)分别与凸轮一(88)、二(36)对应并联接，异型摇臂一(83)、二(34)分别与燃油泵喷咀(84)的泵头、增压缸内中冷喷水泵喷水咀一(33)的泵头联接；右调控轴由轴前段(68)和轴后段(74)采用左调控轴的联接方法联接而成，同理，轴前段(68)和轴后段(74)同步地作轴向运动且分别在各自设计的定时、转角及速率下转动而互不干扰；轴前段(68)和轴后段(74)分别作摇杆机构三和摇杆机构四的摇臂轴。右凸轮轴(67)上的凸轮三(26)和凸轮四(70)，分别依设计的发动机最低至最高工况每工作循环“二次发动缸内喷水”和“排气”工作参数作出；固定摇臂三、四(27、71)分别与凸轮三、四(26、70)联接，异型摇臂三、四(31、72)分别与二次发动缸内喷水泵喷水咀二(24)的泵头、排气阀(73)的压板联接；左、右凸轮轴上的左、右定时齿轮(57、66)，通过定时链条(91)与曲轴上定时齿轮(53)联接(图9示出)。

图4示出：用横向联接板(60)将左、右调控轴横向联接起来；横向联接板(60)与调控轴前排轴座之间装有弹簧(59)；横向联接板中间部位装有衔铁(61)，衔铁(61)的前面是电磁铁(62)，电线(63)的两端分别联接电磁铁(62)和横向联接板右端上的电开关(64)；调速器(75)设在图右角，其链齿轮(95)参看图5示出，由链条(96)与曲轴(12)尾部的链齿轮(43)联接；调速器(75)伸缩杆(69)上指令板(65)与电开关(64)对应接触联接；发动机工作时，用电磁铁(62)通电磁力和与其相反的系统弹簧(59)合力(通电磁力＞弹簧力＞系统阻力)双向牵引，由调速器伸缩杆(69)上的指令板(65)指令：当指令板(65)随发动机工况前行与电开关(64)接触，电开关开启，电磁铁(62)通电磁力拉动衔铁(61)使横向联接板(60)前移；指令板(65)随发动机工况后退与电开关分离，电磁铁(62)通电磁力消退，弹簧(59)合力使横向联接板后退；指令板(65)随发动机工况稳定在某一位置时，若指令板与电开关接触，电磁铁(62)通电磁力使横向联接板(65)前移的同时，电开关(64)与指令板(65)分开电磁铁通电磁力消退，弹簧(59)合力又使横向联接板(60)后退，则电开关(64)又与指令板(65)接触，横向联接板动态地随指令板稳定在发动机的某一工况的位置。于是左调控轴和右调控轴上各摇杆机构的异型摇臂分别联接的各工作系统，以及第一调控轴轴段三(78)上移动凸轮(77)联接的“增压缸内吸入空气量”系统，统一地同步地随发动机工况的变化，同处在任一工况的任一工作循环中，且分别在所处的任一同一工作循环各自设计的工作参数下工作。

燃油水液输送系统，图5和图4联合示出：燃油水液联体输送泵(42)由燃油柱塞泵和水液柱塞泵并联而成，固定在发动机顶盖板(25)上，其泵头朝下，与泵头对应的挺杆(92)固定在增压框架上端面(14)上，增压框架位于下止点(即发动缸活塞位于下止点)时，挺杆(92)上端面距输送泵泵头压缩至终点的距离＝活塞行程的长度。当挺杆(92)驱动输送泵工作时，一次性将燃油和水液从各自的泵腔里压出，然后经各自的输送管将泵出的燃油和水液分别送往燃油泵喷咀和水液泵喷咀的泵腔，多余的燃油和水液分别从各自的溢流阀流出，各自溢流阀分别控制输送燃油和水液的压力。

机油输送系统，图9示出：用活塞单出杆双向输出泵作机油泵(112)，泵杆与增压框架的侧伸出部分(99)联接，机油泵活塞行程＝发动缸活塞行程。当增压框架下行时，泵活塞向下压出下泵腔机油的同时上泵腔吸进机油，增压框架由下向上运动，上泵腔的机油泵出，下泵腔吸进机油，如此循环不断地泵出机油。机油泵泵出的机油，经机油输送主管(50)和支管分别送往机油离心滤清器(76)和需润滑的工作部件。

机体横隔板，图2结合图1和图9示出：机体横隔板(18)上，除设置的压缩空气上蓄气通道(20)及其形成的发动缸底座(19)外，还固定有增压缸内中冷喷水的泵喷水咀一(33)的喷咀(52)、存水箱(51)、存油箱(41)；开有机油输送主管(50)通过口、增压缸内吸入空气调节杆(49)活动口，燃油水液联体输送泵挺杆(92)活动口、以及增压缸吸入空气和机油下行流动口(17)，具有承载所述工作部件和对所述通口中的部件定位功能。燃油和水液存储箱，分别供燃油水液联体泵(42)的用油和用水，以及分别伫储溢流的燃油和水液；增压缸吸入空气和下行的机油经下行通口，对发动缸活塞伸出发动缸外的部分及流经的工作部件进行冷却和润滑。

排气涡轮能量系统：前述的增压系统可方便地使增压后的功率约为未增压功率的5倍，则发动缸内排气携有的能量也会成倍地增加，发动机必须配有排气涡轮回收排气中携带的能量以提高发动机的热效率。图5图6示出：排气涡轮(97)设置在发动机后盖板(47)的外边，图5和图2示出，减速齿轮组设在发动机后盖板(47)与机体形成的齿轮箱(55)内；图2、3和图6示出：齿轮组首齿轮(46)装配在涡轮轴上，齿轮组尾齿轮(44)用超越离合器(45)与曲轴尾段部位联接，回收的功率由曲轴向外界输出。

发动机机罩：图1示出：发动机机罩(37)将发动机顶盖板(25)上面的设置罩在内面，由空气过滤网(28)和机油散热网(29)构成，两网之间布置有联接机油离心滤清器(76)的机油支管(30)，机油支管(30)上的喷头将过滤后的机油喷洒在机油散热网上散热，散热后的机油对发动机顶盖板上的设置进行降温润滑后，随过滤后的新鲜空气一道从发动机顶盖板(25)中间的进风口(32)进入发动机体内，然后对流经沿途的工作部件润滑和冷却，最后流入增压缸底盖板(1)下面的机油箱。

机用纯净水的回收与制取装置：前述“增压缸内中冷喷水”和“二次发动缸内喷水”都需要耗用纯净水，其纯净水的耗用量约与燃油耗用量相同，为了省去大量纯净水的制取、伫储、运输及所需设施和人工耗用的费用，从而减少发动机使用费，我国发明专利“zl200810169739.x”发明了“一种内燃机用纯净水的回收与制取装置”，只需将该装置安装在发动机排气涡轮的排气管后面，定时地对装置加入少量的自然清洁水或自来水，就可以满足发动机工作耗用纯净水的需求[注：此发明为单个产品，已成为现有技术，为简化本说明书的篇幅，其结构、技术特征、工作原理，，在本申请说明书中不再重叙，敬请查看此发明专利的记载]。

单缸发动机防涡轮喘振设置，5示出：在发动缸排气管(94)进口部位装有一涡轮吸气止回阀(93)，当发动缸前后两轮排气间断期排气涡轮发生喘振时，在涡轮鼓风作用下，涡轮吸气止回阀(93)开启，消除排气涡轮喘振；发动缸排气阀开启后，涡轮吸气止回阀自动关闭，发动缸排气和涡轮的工作正常进行。

汽油机：以上所述发动机各工作系统和设置及其工作原理，除左凸轮轴(56)上一次燃油泵喷系统凸轮一(88)外，其余的都适合汽油机使用，尤其是增压缸内吸入空气量调控系统与燃油泵喷系统，在综合调控系统的调控下，同步地随发动机工况工作，可保障发动缸内在任一工况的任一工作循环中都有一个最佳的空燃比；因此，只需将左凸轮轴上用一次燃油泵喷参数制作出的凸轮一(88)换成第[0041]段记载的用二次燃油泵喷工作参数制造的凸轮，以上所述的发动机就成为了汽油机。

积极效果

由增压缸内喷水中冷后的压缩空气进入发动缸时对发动缸活塞顶部和发动缸内壁面冷却，喷入“最佳喷水量”抑制生成no温度出现的同时消除了热负荷对燃烧室顶面的危害、在生成no温度受到抑制和不生no温度的工况下渗出微量水液对燃烧室顶面热负荷严重部位冷却、从预排气后期至排气结束期间的第二次喷水对发动缸内壁面及排气口冷却、排气阀关闭后由水蒸汽和少量水雾及扫气形成的冷气团停留在排气阀背面对排气阀和排气管进口区段冷却及其对流经沿途的排气管和涡轮冷却；此外，还有发动机顶盖板(25)中间进风口(32)进入的新鲜空气对发动缸顶部的外边冷却、机体横隔板通风口(17)流动空气对发动缸活塞(16)伸出发动缸下面部分冷却，发动缸排气口(23)从发动缸顶面热负荷严重部位移至发动缸侧边分散热负荷危害，以及消除no生成时对最高燃烧温度的限制等全方位的冷却技术措施，可确保发动装置在工作时不受到热负荷的危害而安全可靠地工作。

如前第[0063-0067]段所述，在新界定的定部位、定时、定时、定速率的工作参数下进行喷水冷却，基本上不会造成发动缸内燃料热效率的损失；增压缸内中冷喷水还可节省大量的压缩耗功，发动缸顶盖板进风口和机体横隔板通风口流动空气在发动装置外边进行冷却而携带的热量随着空气进入了增压缸内，也没有造成热量的损失；综上所述，新的冷却技术方案在避免了现有冷却方式造成的热效率损失的同时也没有造成新的热效率损失，由此，在动力涡轮回收排气能量后的出口温度与现有增压涡轮出口温度相同时，发动机的热效率则应在现有热效率的基础上(参见附图11、12示出)增加现有冷却损失的约30％热效率，其热效率可达70％左右，此热效率约为现有汽油机热效率的2倍，或为现有柴油机的1.75倍。

由于热效率的增加，汽油发动机的功率会相应地增加1倍，co2的排气量减少1倍；柴油发动机的功率增加0.75倍，co2的排气量减少0.75倍。

如前第[0053]段所述，在“最佳喷水部位”“最佳喷水时刻”“最佳喷水量”时，发动缸内发生“最佳物理变化”；喷入水雾瞬时吸热汽化升温，形成高温高压的水蒸汽团以发动缸顶面为背面猛烈的爆发，缸内的混合气出现扰动和对流，其温度和成份重新混合，缸壁处较冷混合气厚度减小或消除，由此，消除了高低温污染和高低温缺氧污染物生成的环境，从发动缸内避免了各不良燃烧污染物的生成，从而基本上消除发动机各不良燃烧污染物的排放。

增压技术方案，由第[0035、0036、0040]段所述，增压机构由动力机构直接驱动，机械强度好，传动直接、效率高，充分利用了动力机构的工作部件和运转空间；消除了现有涡轮增压瞬时反应滞后而带来的各种缺陷。

设有的增压缸内中冷和吸入空气量调控系统，可掌握增压空气的量、成份、温度、便于实现各工作循环都有一个最佳空燃比、以利于组织缸内的燃烧和温度状况，提高发动机的热效率，优化发动机的工作性能，使发动机按设计的节能去污的目标运转；排气涡轮的设置，将排气中携有的新冷却技术节省的约30％的热能回收并转换为发动机的功率向外输出，确保了新冷却技术的节能效果。

综上所述增压系统一系列的优点，有利实现发动机超高增压，若如图1示出，将增压缸活塞直径设计为大于发动缸活塞直径2倍以上，可使增压后的功率为不增压功率的5倍。

可用汽油作燃料作汽油机使用，对现有技术继承性好，易于实现。

本发明发动机积极效果简要归纳：①热效率达70％左右，此效率约为现有汽油机热效率的2倍，柴油机热效率的1.7倍。②可基本上避免各不良燃烧污染物向大气中排放；由于热效率的提高相应于热效率的增加而增大了发动机的单位功率；co2的减排量，约为现有汽油机排量的1倍或现有柴油机排量的0.7倍。③增压后的功率为不增压功率的的5倍。④节能+增压后的单位功率：相当于现有汽油机的单位功率为：1×2(热效率增大)×5(增压)＝10倍；相当于现有柴油机的单位功率为：1×1.7(热效率增大)×5(增压)＝8.5倍。⑤可使用汽油作燃料。

综上所述，由于本发明的活塞往复式内燃机具有上述显著的重大的节能、去污、强化发动功率的积极效果，且在制造技术上继承性好，易于实现，必将很快地取代现有常规活塞往复式发动机，由此，除上述发动机本身的积极效果外，还可以推动我国内燃机领域和相关制造业的发展，必将取得重大的经济效果和社会效益，使我国的内燃机走入世界先进水平的领先地位。

附图说明

图1：发动机主视图；图2：机体横隔上设置图；图3：动力机构与增压框架配合图；图4：综合调控系统平面图；图5：发动机纵剖左视图；图6：去掉发动机后盖板后视图；图7：增压机构框架上端平面图；图8：排气阀及启动设置图；图9：去掉发动机左机壳左视图；图10：增压机构进出气系统结构图；图11：热量分配热平衡图；图12：(火用)值分配热平衡图。

具体实施方式

图1结合图5示出：发动机机体由机体横隔板(18)分为上下两部分联接而成，综合调控系统设置在发动机的顶盖板(25)上，增压缸进风和出风通道设在发动机的底部，排气能量回收系统设在发动机的后面。

图1、3、5示出：增压机构与动力机构复合，设置在机体下部分的中间，增压机构框架由框架柱(11)联接框架上下两端而成，增压框架的上端(14)联接发动缸活塞(16)，下端联接或直接作成增压缸活塞(8)；增压缸活塞直径≥2倍的发动缸活塞直径，曲柄连杆机构设在增压框架内，连杆(14)的小头与发动缸活塞销(15)联接，大头与曲柄销(10)联接，曲轴(12)两端从框架前后开口伸出与轴座联接。

图1结合图9和图10示出：增压缸由支撑与机壳联接；增压缸底盖板(1)上，增压缸内部分设有增压缸进气止回阀(6)、压缩空气止回阀(4)、发动缸外部分设有进气管(113)、机油下行孔(114)、压缩空气连通管(39)、增压缸吸入空气量调控机构调节杆(49)和机油输送管(50)及其机油泵(112)的装配通口；增压缸底盖板下面，设有增压缸吸入空气通道(7)和压缩空气下蓄气通道(3)，压缩空气下蓄气通道(3)由压缩空气连通管(39)与上蓄气通道(20)连通形成一整体蓄气装置，结合图2示出，上蓄气通道(20)设置在机体横隔板(18)上并环绕发动缸进风口(21)区段，形成发动缸底座(19)。

增压缸内吸入空气量调控系统：图9示出，压缩空气止回阀(4)阀杆伸出发动机底盖板(2)的下面，其杆头与增压缸吸入空气调控机构(111)摇杆的右端联接，增压缸吸入空气调控机构(111)摇杆的左端与调节杆(49)的下端联接，调节杆(49)上端伸出发动机上盖板(25)与调控系统(参照图2)右调控轴第三轴段(78)尾部的移动凸轮(77)联接，移动凸轮(77)工作的形状，顺左调控轴轴向，依以最佳热效率空燃比设计的发动机最低至最高工况每工作循环增压缸内吸入空气量的工作参数的连线作出[注：图4中：左边调控轴的轴段一(58)、二(82)、三(78)由前往后依次排出；图中摇杆机构一、二、三、四和凸轮一、二、三、四对应，由图左上→左下→右下→右上依次排出]。

一次燃油泵喷系统：图9结合图4示出：燃油泵喷咀(84)安置于发动缸内燃烧室的顶部，其泵头与摇杆机构一的异型摇臂一(83)的臂头联接；所述摇杆机构一用左调控轴的轴段二(82)作摇臂轴，与摇臂轴作固定联接的摇臂称之为“固定摇臂”一(86)，固定摇臂一(86)左端与左凸轮轴(56)的凸轮一(88)相联接；凸轮一(88)工作的形状，顺调控轴轴向，依设计的发动机最低至最高工况每工作循环喷油提前角、定时、定量、定速率工作参数的连线作出；固定摇臂一(86)与异型摇臂一(83)结合处形成的臂头(85)，与异型摇一(83)的臂头槽(87)吻合且可在臂头槽(87)内作轴向滑动；异型摇臂一(83)作出臂头槽的一端滑动地套装在摇杆轴上，与摇杆轴滑动联接且由轴座固定其轴向位置不变。

增压缸内中冷泵喷系统：图1、4、9联合示出：泵喷水咀一(33)的泵体与喷咀(52)之间由高压水管(38)相联(图1中双点划线示出)，喷咀(52)正对增压缸进风管(113)，泵喷水咀一(33)的柱塞泵头与摇杆机构二的异型摇臂二(34)联接；摇杆机构二用左调控轴的轴段一(58)作摇臂轴，其结构和技术特征与摇杆机构一相同，摇杆机构的固定摇臂二(35)与左凸轮轴(56)上的凸轮二(36)联接；凸轮二(36)工作的形状，顺左调控轴轴向，根据增压缸内吸入空气量和吸入空气温度，结合对发动活塞顶面以及发动缸内壁面冷却以满足发动缸内最佳点火温度为基点，而设计的最低至最高工况每工作循环喷水提前角，定时、定量、定速率工作参数的连线作出。

二次燃油泵喷系统：此系统除左凸轮轴上的凸轮一(88)，以优化发动缸内燃烧或使用汽油作燃料所采用二次燃油泵喷的工作参数与一次燃油泵喷的工作参数不同而凸轮的形状有所不同外，其系统结构、技术特征、以及工作原理与“一次燃油泵喷系统”相同。

二次发动缸内喷水系统：图1和图4联合示出：该系统泵喷水咀二(24)的喷咀安置在发动缸内燃烧室顶面热负荷严重的部位，泵头与摇杆机构三的异型摇臂三(31)联接；摇杆机构三用右调控轴的轴前段(68)作摇臂轴，其结构和技术特征与摇杆机构一或二相同，所不同的是摇杆机构三的异型摇臂(31)与摇杆机构二的异型摇臂二(34)的朝向相对，固定摇臂三(27)与摇杆机构二的固定摇臂二(35)的朝向相反；固定摇臂三(27)与右凸轮轴(67)上的凸轮三(26)相联，凸轮三(26)工作的形状，顺右调控轴轴向，依设计的发动机最低至最高工况每工作循环二次喷水工作参数的连线作出。

排气系统：图4和图5联合示出：该系统摇杆机构四用右调控轴的轴后段(74)作摇臂轴，摇杆机构四的结构和技术特征与摇杆机构三相同；异型摇臂四(72)与排气阀(73)上端的承压板相联接，固定摇臂四(71)与凸轮四(70)联接，凸轮四(70)工作的形状，顺右调控轴轴向，依发动机最小至最大各工况每工作循环排气定时、定量、定速率、工作参数的连线作出。

发动缸、排气口及排气阀：图5和图8联合示出：发动缸(22)、发动缸盖板及缸盖板上的凸台(102)为整体结构；排气口(23)位于缸盖板内壁面下边缸壁上(参看图1示出)，凸台插口横截面与排气口横截面重合使凸台插口空间与排气口空间形成一整体空间，排气阀闸板(100)及闸盖板(101)为整体结构，闸板的形状依插口空间和排气口空间形成的整体空间的形状作出。

排气阀开启装置：图8示出：该装置主要由定位架、摇杆、承压板构成；定位架下部分左右两边和凸台(102)左右两边的高度相同，所述定位架左右两边，与另两高度相同且比左右两边高的前后两横板(104)的下部分形成四边形框架装配在凸台(102)上；定位架前后两横板(104)上端左右部位作出定位柱(108)，中间部位作出圆孔装配摇杆轴(107)；两摇杆相同共用摇杆轴(107)，两摇杆下段(106)的端头与排气阀闸盖板(101)左右两端上的挂钩(105)联接，两摇杆上段(109)的端头与承压板(73)的下平面相联；承压板(73)的四角作有与定位柱(108)对应的定位孔，通过定位柱与定位孔装配在定位架上。

综合调控系统，图4示出：该调控系统设置在发动机的顶盖板(25)上，主要由左调控轴、右调控轴、左凸轮轴、右凸轮轴、定时齿轮、定时链条、横向联接板、衔铁、电磁铁、电开关、调速器、指令板构成。左右两调控轴分别与轴座滑动联接，可在轴座内轴向滑动；左调控轴由轴段一(58)、二(82)、三(78)采用圆柱插入圆筒，再从圆筒上具有一定弧面宽度的定位口内插入定位销并固定在圆柱上作轴向定位串联而成；如轴段三(78)和轴段二(82)的联接：轴段二(82)的后部分作出圆筒(79)，圆筒(79)上按设计作出具有一定弧面宽度的轴向定位口(81)，轴段三(78)的前部分作出圆柱(115)装入圆筒(79)内；轴向定位销(80)穿入定位口(81)固定在圆柱(115)上，将轴段二和三串联起来，图4还示出：轴段一和二的联接与上述联接方法相同。于是，轴段一、二、三同步地作轴向运动，但轴段一和轴段二还可分别在各自己设计的定时、转角及速率下自由地转动，轴段三(78)只作轴向运动而互不干扰；轴段三(78)尾部移动凸轮(77)工作的形状，依设计的发动机最低至最高工况每工作循环耗用空气量的参数，顺左凸轮轴轴向作出，与增压缸内吸入空气量调控系统调节杆(49)杆头联接(参看图9示出)。

轴段二(82)和轴段一(58)分别作摇杆机构一和摇杆机构二的摇臂轴；左凸轮轴上的凸轮一(88)和凸轮二(36)，分别依设计的发动机最低至最高工况每工作循环“燃油泵喷”和“增压缸内中冷喷水”的工作参数顺凸轮轴轴向作出；固定摇臂一、二(86、35)分别与凸轮一、二(88、36)联接，异型摇臂一(83)、二(34)分别与燃油泵喷咀(84)的泵头、增压缸内中冷喷水泵喷水咀一(34)的泵头联接。

右调控轴由轴前段(68)和轴后段(74)采用左调控轴的联接方法联接而成，同理，轴前段(68)和轴后段(74)同步地作轴向运动且分别在各自设计的定时、转角及速率下转动而互不干扰；轴前段(68)和轴后段(74)分别作摇杆机构三和摇杆机构四的摇臂轴。右凸轮轴(67)上的凸轮三(26)和凸轮四(70)，分别依设计的发动机最低至最高工况每工作循环“二次发动缸内喷水”和“排气”工作参数作出；固定摇臂三、四(27、71)分别与凸轮三、四(26、70)对应并联接，异型摇臂三、四(31、72)分别与二次发动缸内喷水泵喷水咀二(24)的泵头、排气阀(73)的承压板联接；左、右凸轮轴上的左、右定时齿轮(57、66)，通过定时链条(91)与曲轴上定时齿轮(53)联接(图9示出)。

图4示出：用横向联接板(60)将左、右调控轴横向联接起来，横向联接板(60)与调控轴前排轴座之间装有弹簧(59)；横向联接板中间部位装有衔铁(61)，衔铁(61)的前面是电磁铁(62)，用电线(63)将电磁铁(62)与横向联接板(60)右端上的电开关(64)相联起来；调速器(75)设在图右角，其链齿轮(95)参看图5示出，由链条(96)与曲轴(12)尾部的链齿轮(43)联接；调速器(75)伸缩杆(69)上指令板(65)与电开关(64)对应接触联接。

燃油水液输送系统：图4和图5联合示出：燃油水液联体输送泵(42)固定在发动机顶盖板(25)上，其泵头朝下，与泵头对应的挺杆(92)固定在增压框架上端面上，增压框架位于下止点(即发动缸活塞位于下止点)时，挺杆(92)上端面距输送泵泵头压缩至终点的距离＝活塞行程的长度。

机油输送系统：图9示出，用活塞单出杆双向输出泵作机油泵(112)，其泵杆与增压框架侧伸出部分(99)联接，机油泵活塞的行程＝发动缸活塞行程，机油输出主管(50)将机油送往离心滤清器(76)，机油输支管(30)将过滤后的机油经喷头喷洒在机油散热网(29)上，然后机油下行对发动机顶盖上的工作部件润滑，从顶盖板通风口(32)进入机体对流经沿途工作部件润滑；动力轴主轴承由机油主管另接出支管输入机油进行润滑。

机体横隔板：图2、1、9联合示出：机体横隔板(18)上，除设置的增压空气上蓄气通道(20)及其形成的发动缸底座(19)外，还固定有增压缸内中冷喷水的泵喷水咀一(33)的喷咀(52)，安置有存水箱(51)、存油箱(41)；开有机油输送主管(50)安装通口、增压缸内吸入空气量调节杆(49)活动口、燃油水液联体输送泵挺杆(92)活动口、以及增压缸内吸入空气和机油下行流动口(17)。

排气涡轮功率回收系统：图5和6示出，排气涡轮(97)设在发动机后盖板(47)的后面；图9、2、3示出：减速齿轮组设在机体后面的齿轮箱(55)内；图2和6示出：齿轮组首齿轮(46)装配在涡轮轴上；图3和6示出：齿轮组尾齿轮(44)用超越离合器(45)与曲轴尾段联接。

发动机机罩：图1示出：发动机机罩(37)将发动机盖板(25)上面的设置罩在内面，机罩(37)由空气滤清网(28)和机油散热网(29)构成，两网之间布置有联接机油滤清器(76)的支管(30)，以管(30)上装有喷咀将机油喷洒在机油散热网上。

防涡轮喘振设置：图5示出：排气管(94)进口部分装置排气涡轮吸气止回阀(93)，当涡轮发生喘振时，在涡轮的鼓风作用下吸气止回阀开启，涡轮喘振消除；无喘振时，止回阀自动关闭，排气工作正常运转。

汽油机：将图4示出的左凸轮轴上用一次燃油泵喷工作参数制造的凸轮(88)，换成用二次燃粙泵喷工作参数制造的凸轮，所述发动机即可成为汽油机。

机用纯净水的供给：采用发明专利“zl200810169738.x”发明的“一种内燃机用纯净水的回收与制取装置”联接在涡轮排气管上，即可获得发动机所需的纯净水。