双活塞转子内燃机.pdf

本发明公开了一种双活塞转子内燃机，其第一转子包括转轴盘，转轴盘的一端为两个第一活塞体，另一端为装有第一卵形齿轮的第一回转轴；盖板的底面与第一活塞体的端面连接；第二转子包括的第二回转轴，其一端设置有两个第二活塞体，另一端装有第二卵形齿轮；第二回转轴穿装于第一回转轴的轴孔内，并一起穿装于盘形件的轴孔内；盘形件的上、下端盘分别与燃烧室壳体和齿轮箱的法兰盘用螺栓连接；齿轮箱底部轴孔安装有动力输出齿轮轴；两个双卵形齿轮轴的上卵形齿轮分别与第一卵形齿轮和第二卵形齿轮啮合、下卵形齿轮分别与动力输出齿轮轴上的两个卵形齿轮啮合。本发明油耗低、功重比高、输出扭矩大、振动轻、结构简单紧凑；易设计、制造工艺性好。

权利要求书
1.  双活塞转子内燃机，其特征在于：第一转子为Y形结构，包括转轴盘，转轴盘的一端为与第一回转轴轴线对称的两个第一活塞体，另一端设置有第一回转轴，第一回转轴的端头设有键槽，第一回转轴轴心设有轴孔；
盖板为园盘状，盖板的中间设置有带中心通孔的凸台，盖板的周边设置有凸边；盖板的底面与第一活塞端面连接；
第二转子为T形结构，且设置有第二回转轴，第二回转轴的一端设置有与轴线对称的两个第二活塞体，第二回转轴的另一端开设有键槽，第一活塞体与第二活塞体的外周直径相等；
盘形件的盘轴中心设有轴孔，盘轴的两端连接有上端盘和下端盘，上端盘呈网格状，上端盘外周和下端盘外周均设置有螺孔；第二回转轴穿装于第一回转轴的轴孔内，第一回转轴和第二回转轴都穿装于盘轴中心的轴孔内，第一活塞体和第二活塞体外套装有燃烧室壳体；
燃烧室壳体呈倒盆状，室底的周边设置有法兰盘，法兰盘设置有螺孔，燃烧室壳体外周设有进排气口，燃烧室壳体进排气口的对侧设置有火花塞/喷油器的装配孔，火花塞/喷油器固定安装于装配孔；盘形件的上端盘与第一转子的转轴盘相邻，盘形件的上端盘的螺孔与燃烧室壳体法兰盘的螺孔通过螺栓连接；
齿轮箱呈盆状，其底部中间设置有轴孔，齿轮箱上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并与盘形件的下端盘螺孔通过螺栓连接；齿轮箱的轴孔轴线两侧安装有双卵形齿轮轴，双卵形齿轮轴装有上卵形齿轮和下卵形齿轮；第二回转轴和第一回转轴穿装于盘形件轴孔，且轴端位于齿轮箱内，第一回转轴轴端装有第一卵形齿轮，第二回转轴轴端装有第二卵形齿轮，第一卵形齿轮和第二卵形齿轮分别与齿轮箱内两侧的双卵形齿轮轴的上端卵形齿轮啮合，齿轮箱底部轴孔安装有动力输出齿轮轴，动力输出齿轮轴安装有上下并排交错的两个卵形齿轮，且分别与齿轮箱内两侧的双卵形齿轮轴的下卵形齿轮啮合。

2.  双活塞转子内燃机，其特征在于：燃烧室壳体a呈倒盆状，盆口周边设置有法兰盘，燃烧室壳体a内安装有第一转子a和第二转子a； 第一转子a为Y形件，其一端为第一回转轴a轴线对称的两个第一活塞体a，另一端设置有键槽，第一转子a的第一回转轴a轴心设有圆形通孔；第二转子a为T形件，其一端为第二回转轴a轴线对称的两个第二活塞体a，另一端设有键槽；第二回转轴a套装于第一转子a的圆形通孔内；
盘形件a包括上盘面和下盘面，所述上盘面和下盘面的中心均设置有通孔并通过轴套连接，盘形件a的上、下盘面沿周边均开设有螺孔，第一转子a和第二转子a的键槽端穿装于盘形件a的轴套中，盘形件a的上盘面与第一转子a相邻，盘形件a的上盘面螺孔通过螺栓与燃烧室壳体a法兰盘螺孔固定连接；盘形件a的下盘面螺孔通过螺栓与齿轮箱a法兰盘螺孔固定连接；
齿轮箱a呈盆状，其底部中间设置有轴孔，齿轮箱a上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并通过螺栓与盘形件a的下盘面螺孔连接；齿轮箱a底部中间的轴孔安装有动力输出齿轮轴a，第一、第二齿轮轴对称安装于动力输出齿轮轴a的轴线两侧，第一齿轮轴的上端安装有圆柱齿轮、第二齿轮轴的上端安装有圆柱齿轮，第一齿轮轴的下端安装有卵形齿轮、第二齿轮轴的下端安装有卵形齿轮，两个卵形齿轮轴上分别安装有卵形齿轮，动力输出齿轮轴a上安装有卵形齿轮，第一回转轴a和第二回转轴a的键槽端分别安装有圆柱齿轮且对应与第一、第二齿轮轴的上端的圆柱齿轮分别啮合，第一、第二齿轮轴的下端的卵形齿轮分别与两个卵形齿轮轴上的卵形齿轮啮合，两个卵形齿轮轴上的卵形齿轮同时与动力输出齿轮轴a上的卵形齿轮啮合。

3.  根据权利要求1或2所述的双活塞转子内燃机，其特征在于：所述盘形件或所述盘形件a均可为单层盘面，盘面中间设置有轴孔，盘面周边开设有螺孔。

说明书双活塞转子内燃机
技术领域
本发明涉及内燃机技术领域，特别涉及旋转活塞式内燃机。
背景技术
热机是将热能转换为机械能的装置，内燃机是热机的一个重要类型，内燃机主要包括点火系统、燃烧系统、传动系统、冷却系统、供油系统、润滑系统等。
自从公元1898年左右曲轴连杆式内燃机发明至今，在地面车辆、航运以及各种动力设备中，曲轴连杆式内燃机获得了最为广泛的应用，并大大加速了人类的历史进程。曲轴连杆式内燃机的基本工作原理，是活塞在汽缸内受燃烧的高压气体推动作上下运动，并通过连杆带动曲轴旋转，通过曲轴和连杆的传动作用，将活塞的直线往复运动转换成内燃机动力输出轴的单向旋转运动。
评价内燃机的主要技术指标有功重比（功率/重量比，有时也采用气缸升功率指标）、耗油率、制造工艺性、使用维护寿命等。对于曲轴连杆式内燃机，发动机功率输出是通过活塞、连杆和曲轴三者结合而成的曲轴连杆式传动系统完成的。这种内燃机主要有如下结构性缺点:
1、曲轴连杆式传内燃机气缸内混合气在压力最大、容积最小的时候燃烧时间短，活塞此时下行，使燃烧不完全，废气浓度高，作功效率低。现有的曲轴连杆式内燃机为了提高发动机性能，都在活塞到达上止点前不同程度的提前点火或喷油，目的是为了让混合气在燃烧室容积最小的时候燃烧更快、更完全，从而能得到更大的功率输出，并降低发动机的排放废气浓度，但这样做也产生了一定的负作用：因提前点火，缸内压力急剧升高，阻滞了活塞上行，增加了压缩负功，并容易引起燃烧爆震现象。这种矛盾在现有的曲轴连杆式内燃机中始终存在。
2、在曲轴连杆式内燃机运转过程中，连杆对活塞的作用力方向周期性改变，且在发动机功率输出最大时，连杆对活塞的作用力沿气缸壁面法线方向也达到最大值附近，由此引起活塞和气缸之间的摩擦功率损耗很大，且容易导致活塞和气缸之间表面因摩擦引起的损坏。
3、在曲轴连杆式内燃机的运转过程中，活塞始终处于一种往复运动状态，进气时活塞在下止点瞬间又很快进入压缩行程，从而在缸体容积最大时没有更多的时间吸进更多的新鲜混和油气，排气时活塞到上止点瞬间又很快进入进气行程，从而使气缸容积最小的时候没有更多的时间让废气最大程度的排出，这些情况最终都影响更多的新鲜混和油气进入气缸，从而导致发动机换气效率低，使发动机升功率的提高受到一定的影响。
4、曲轴连杆机构不是轴对称部件，内燃机运转过程中由曲轴连杆机构引起的振动大、噪声大；曲轴连杆机构难平衡，其制造工艺较复杂，成本高；在使用过程中，活塞、曲轴连杆机构等易磨损，维修费用高；采用曲轴连杆的内燃机极限转速低，严重制约了发动机功重比的提高。
5、曲轴连杆式内燃机的节气门、曲轴连杆等结构复杂，占用空间大，导致发动机结构不够紧凑。
进入20世纪以来，能源危机的显现，以及环境污染问题的严重化，促进了对曲轴连杆式内燃机的设计改进工作。目前，经过增压燃烧、电喷化改进等多个阶段的设计改进，曲轴连杆式内燃机的技术性能指标基本上已经达到极致，但是受上述曲轴连杆式内燃机的结构性缺点的限制，要想获得更好技术性能指标的内燃机，只有采用新的内燃机设计方案。
早在20世纪初，出现了一种被称为三角转子式发动机的内燃机，并在后来获得了较为广泛的应用。与曲轴连杆式内燃机相比，三角转子式发动机采用齿轮传动形式的动力输出机构，传动机构轴对称性较好，发动机极限转速高，因此功重比更为出色，结构也更为紧凑。但三角转子式发动机也存在着一些不足之处。比如气缸内燃烧不充分、油耗过大，输出轴扭矩过小，气缸密封困难等。这是因为三角转子发动机气缸内燃气作用在转子侧面的膨胀压力被分为两个力，一个力推动输出轴旋转，而另一个力指向输出轴中心，从而导致整机的输出扭矩过小；因为其汽缸狭长而使燃烧率过低，油耗过高；因为使用特殊形状的气缸，导致了汽缸加工制造及气缸密封设计制造的难度。上述的三角转子式发动机存在的若干问题，导致其在能源危机及环境污染问题日益严重的今天难以大范围推广使用。
进入21世纪，一方面，从社会需求的角度：
1、能源危机更加显著，环境问题日趋严重，内燃机的排放标准不断提高，从而促使人类寻找更加节能环保的内燃机技术；
2、在车船动力装置领域，尤其是市场巨大的家用轿车领域，受电池续航和安全性、充电公用设施建设覆盖度等的限制，在相当长一段时间内纯电动驱动的家用轿车市场占有率依然很低，需要内燃机以油电混合的形式为未来城市的绿色环境建设贡献力量；
3、在军事技术领域，未来信息化的战场环境，将进一步促进各种无人飞行器装备的研发投入，相对航空涡轮发动机等其他动力装置，内燃机以其明显的低油耗、长寿命、低成本等技术优势，将在无人飞行器动力装置领域继续占据一席之地。
4、其他方面，如在私人飞机等新兴通用航空市场领域、以及航模产业等，内燃机将延续其重要的动力装置角色和地位。
另一方面，从内燃机技术发展的角度：
1、曲轴连杆式内燃机经过若干设计改进，其技术性能已经基本到达极限，其技术性能指标功重比、耗油率、制造工艺性、使用维护寿命等难以达到更高的要求；
2、三角转子式发动机是内燃机技术的一个突破，但其高油耗、低输出扭矩、密封困难等技术软肋使得它很难成为新一代内燃机技术的主体；
3、三角转子式发动机虽然具有诸多技术软肋，但它采用的全新结构形式，打开了设计新思路，开启了“旋转活塞式内燃机”的先河，有望解决曲轴连杆式内燃机的诸多结构性缺点，故而在21世纪的今天，出现了更多的“旋转活塞式内燃机”类的发明专利。但就目前为止，该类发明专利中，有的专利是曲轴连杆式内燃机的变种，其结构上仍然保留曲轴连杆状的零部件，影响了内燃机的性能实现；有的专利结构设计过于复杂，影响了内燃机的功重比、制造工艺性、使用维护寿命等；有的专利缺少必要的量化设计与分析，按照其方案设计制造出来产品实际上达不到专利标称的技术性能。
综上所述：21世纪需要一种功重比、耗油率、制造工艺性、使用维护寿命等技术指标有重大突破的内燃机技术，而“旋转活塞式内燃机”有可能成为满足这些技术指标要求的新一代内燃机技术。
发明内容
本发明的目的是提供双活塞转子内燃机，该发明借鉴了“旋转活塞”的优秀设计理念，通过根本区别于曲轴连杆式内燃机，也显著区别于三角转子式发动机的热力转换结构设计，实现内燃机在功重比、耗油率、制造工艺性、使用维护寿命等主要技术指标的重大突破，以满足人类对内燃机技术的使用需求。
本发明采取以下技术方案来实现上述目的。
本发明的第一技术方案：双活塞转子内燃机，其特征在于：第一转子为Y形结构，包括转轴盘，转轴盘的一端为与第一回转轴轴线对称的两个第一活塞体，另一端设置有第一回转轴，第一回转轴的端头设有键槽，第一回转轴轴心设有轴孔；
盖板为园盘状，盖板的中间设置有带中心通孔的凸台，盖板的周边设置有凸边；盖板的底面与第一活塞端面连接；
第二转子为T形结构，且设置有第二回转轴，第二回转轴的一端设置有与轴线对称的两个第二活塞体，第二回转轴的另一端开设有键槽，第一活塞体与第二活塞体的外周直径相等；
盘形件的盘轴中心设有轴孔，盘轴的两端连接有上端盘和下端盘，上端盘呈网格状，上端盘外周和下端盘外周均设置有螺孔；第二回转轴穿装于第一回转轴的轴孔内，第一回转轴和第二回转轴都穿装于盘轴中心的轴孔内，第一活塞体和第二活塞体外套装有燃烧室壳体；
燃烧室壳体呈倒盆状，室底的周边设置有法兰盘，法兰盘设置有螺孔，燃烧室壳体外周设有进排气口，燃烧室壳体进排气口的对侧设置有火花塞/喷油器的装配孔，火花塞/喷油器固定安装于装配孔；盘形件的上端盘与第一转子的转轴盘相邻，盘形件的上端盘的螺孔与燃烧室壳体法兰盘的螺孔通过螺栓连接；
齿轮箱呈盆状，其底部中间设置有轴孔，齿轮箱上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并与盘形件的下端盘螺孔通过螺栓连接；齿轮箱的轴孔轴线两侧安装有双卵形齿轮轴，双卵形齿轮轴装有上卵形齿轮和下卵形齿轮；第二回转轴和第一回转轴穿装于盘形件轴孔，且轴端位于齿轮箱内，第一回转轴轴端装有第一卵形齿轮，第二回转轴轴端装有第二卵形齿轮，第一卵形齿轮和第二卵形齿轮分别与齿轮箱内两侧的双卵形齿轮轴的上端卵形齿轮啮合，齿轮箱底部轴孔安装有动力输出齿轮轴，动力输出齿轮轴安装有上下并排交错的两个卵形齿轮，且分别与齿轮箱内两侧的双卵形齿轮轴的下卵形齿轮啮合。
所述盘形件可为单层盘面，盘面中间设置有轴孔，盘面周边开设有螺孔。
本发明中燃烧室壳体、第一转子、盖板、第二转子共同分隔出四个彼此隔离且容积可变的气缸，在内燃机运行过程中，对应于动力输出齿轮轴的匀速转动，第一转子和第二转子的转速和相对角度位置周期性变化，该四个气缸也依次周期性地增减变化容积，并依次周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程，从而内燃机气缸产生循环功，并通过动力输出齿轮轴向外输出动力。
本发明的第二技术方案：双活塞转子内燃机，其特征在于：燃烧室壳体a呈倒盆状，盆口周边设置有法兰盘，燃烧室壳体a内安装有第一转子a和第二转子a； 第一转子a为Y形件，其一端为第一回转轴a轴线对称的两个第一活塞体a，另一端设置有键槽，第一转子a的第一回转轴a轴心设有圆形通孔；第二转子a为T形件，其一端为第二回转轴a轴线对称的两个第二活塞体a，另一端设有键槽；第二回转轴a套装于第一转子a的圆形通孔内；
盘形件a包括上盘面和下盘面，所述上盘面和下盘面的中心均设置有通孔并通过轴套连接，盘形件a的上、下盘面沿周边均开设有螺孔，第一转子a和第二转子a的键槽端穿装于盘形件a的轴套中，盘形件a的上盘面与第一转子a相邻，盘形件a的上盘面螺孔通过螺栓与燃烧室壳体a法兰盘螺孔固定连接；盘形件a的下盘面螺孔通过螺栓与齿轮箱a法兰盘螺孔固定连接；
齿轮箱a呈盆状，其底部中间设置有轴孔，齿轮箱a上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并通过螺栓与盘形件a的下盘面螺孔连接；齿轮箱a底部中间的轴孔安装有动力输出齿轮轴a，第一、第二齿轮轴对称安装于动力输出齿轮轴a的轴线两侧，第一齿轮轴的上端安装有圆柱齿轮、第二齿轮轴的上端安装有圆柱齿轮，第一齿轮轴的下端安装有卵形齿轮、第二齿轮轴的下端安装有卵形齿轮，两个卵形齿轮轴上分别安装有卵形齿轮，动力输出齿轮轴a上安装有卵形齿轮，第一回转轴a和第二回转轴a的键槽端分别安装有圆柱齿轮且对应与第一、第二齿轮轴的上端的圆柱齿轮分别啮合，第一、第二齿轮轴的下端的卵形齿轮分别与两个卵形齿轮轴上的卵形齿轮啮合，两个卵形齿轮轴上的卵形齿轮同时与动力输出齿轮轴a上的卵形齿轮啮合。
所述盘形件a可为单层盘面，盘面中间设置有轴孔，盘面周边开设有螺孔。
本发明中燃烧室壳体a、第一转子a、第二转子a、盘形件a共同分隔出四个彼此隔离且容积可变的气缸，在内燃机运行过程中，对应于动力输出齿轮轴a的匀速转动，第一转子a和第二转子a的转速和相对角度位置周期性变化，该四个气缸也依次周期性地增减变化容积，并依次周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程，从而内燃机气缸产生循环功，并通过动力输出齿轮轴a向外输出动力。
综合上述两个技术方案，从动力输出齿轮轴向转子的传动关系观察，动力输出齿轮轴上的匀速转动运动分别经过两路，每路包含有成串联关系的两个卵形齿轮组的传动转换，转换成第一转子和第二转子的具有固定相位差的周期性变转速运动。由此使得由包括第一转子和第二转子在内的多个发动机部件共同分隔出的四个气缸的容积依次周期性增减变化，并依次周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程，从而实现内燃机的热功转换和动力输出。
本发明所提供的双活塞转子内燃机，具有如下的有益效果：能大幅度的降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放；能大幅度的提高发动机的功重比；结构简单，制造工艺性好；振动和噪音水平低，运转平稳，运动部件少，使用维护寿命长；结构紧凑，动力输出扭矩大；发动机多个设计参数可调节，仅需很小的结构设计调整，本发明即可改变为高性能的泵。
附图说明
图1是本发明第一技术方案的立体结构示意图。
图2是本发明第一技术方案中第一转子的立体结构示意图。
图3是本发明第一技术方案中盖板的立体结构示意图。
图4是本发明第一技术方案中第一转子与盖板组合的立体结构示意图。
图5是本发明第一技术方案中第二转子的立体结构示意图。
图6是本发明第一技术方案中盘形件的立体结构示意图。
图7是本发明第一技术方案中燃烧室壳体的主视图。
图8是图7中A-A向剖视结构示意图。
图9是本发明第一技术方案中燃烧室壳体的立体结构示意图。
图10是本发明第一技术方案中卵形齿轮的立体结构示意图。
图11是本发明第一技术方案中双卵形齿轮轴的立体结构示意图。
图12是图11中A向视图。
图13是本发明第一技术方案中动力输出齿轮轴的立体结构示意图。
图14是本发明第一技术方案中齿轮箱壳体的立体结构示意图。
图15是本发明第二技术方案的立体结构示意图。
图16是本发明第二技术方案中第一转子a的立体结构示意图。
图17是本发明第二技术方案中第二转子a的立体结构示意图。
图18是本发明第二技术方案中盘形件a的立体结构示意图。
图19是本发明第二技术方案中燃烧室壳体a的立体结构示意图。
图20是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角0°时刻）。
    图21是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角45°时刻）。
图22是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角90°时刻）。
图23是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角135°时刻）。
图24是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角180°时刻）。
图25是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角225°时刻）。
图26是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角270°时刻）。
图27是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角315°时刻）。
图28是本发明第一技术方案的转子运动及气缸容积变化示意图（动力输出齿轮轴转角360°时刻）。
图29是本发明第一技术方案的气缸最大与最小容积状态示意图。
图30是一个卵形齿轮组啮合传动的瞬时传动比示意图。
图31是本发明成串联关系的两个卵形齿轮组总传动比示意图。
图32是本发明的第一转子和第二转子相对动力输出齿轮轴固定相位差瞬时传动比示意图。
图33是本发明归一化的燃烧室容积变化量-时间关系曲线。
图34是曲轴连杆式内燃机归一化的燃烧室容积变化量-时间关系曲线。
图35是理想定容循环（用串珠细实线Ⅰ表示）、曲轴连杆式内燃机实际循环（用粗虚线Ⅲ表示）、本发明的实际循环（用粗实线Ⅱ表示）的示功图（p-v图）。
图中：1、第一转子，11、转轴盘，12、第一活塞体，13、第一回转轴，2、盖板，21、凸台，22、凸边，3、第二转子，31、第二回转轴，32、第二活塞体，4、盘形件，41、上端盘, 42、下端盘，5、燃烧室壳体，51、室顶, 52、室底，53、进排气口，54、装配孔，6、齿轮箱壳体，7、第一卵形齿轮，8、第二卵形齿轮，9、双卵形齿轮轴，91、上卵形齿轮，92、下卵形齿轮，10、动力输出齿轮轴，100、火花塞/喷油器；
1’、第一转子a, 12’、第一活塞体a，13’、第一回转轴a，2’、第二转子a，21’、第二回转轴a，22’、第二活塞体a，4’、盘形件a，5’、燃烧室壳体a，53’、进排气口a，6’、齿轮箱壳体a，10’、动力输出齿轮轴a；
101、102、103、104、圆柱齿轮；
201、202、203、204、卵形齿轮；
301、第一齿轮轴，302、第二齿轮轴，303、卵形齿轮轴。
具体实施方式
下面结合附图和实施例对本发明作进一步的说明。
本发明的第一技术方案：参见图1至图14，以及图20至图29，双活塞转子内燃机，其特征在于：第一转子1为Y形结构，包括转轴盘11，转轴盘11的一端为与第一回转轴13轴线对称的两个第一活塞体12，另一端设置有第一回转轴13，第一回转轴13的端头设有键槽，第一回转轴13轴心设有轴孔；
盖板2为园盘状，盖板2的中间设置有带中心通孔的凸台21，盖板2的周边设置有凸边22；盖板2的底面与第一活塞12端面连接；
第二转子3为T形结构，且设置有第二回转轴31，第二回转轴31的一端设置有与轴线对称的两个第二活塞体32，第二回转轴31的另一端开设有键槽，第一活塞体12与第二活塞体32的外周直径相等；
盘形件4的盘轴43中心设有轴孔，盘轴43的两端连接有上端盘41和下端盘42，上端盘41呈网格状，上端盘41外周和下端盘42外周均设置有螺孔；第二回转轴31穿装于第一回转轴13的轴孔内，第一回转轴13和第二回转轴31都穿装于盘轴43中心的轴孔内，第一活塞体12和第二活塞体32外套装有燃烧室壳体5；
燃烧室壳体5呈倒盆状，室底52的周边设置有法兰盘，法兰盘设置有螺孔，燃烧室壳体5外周设有进排气口53，燃烧室壳体5进排气口53的对侧设置有火花塞/喷油器100的装配孔54，火花塞/喷油器100固定安装于装配孔54；盘形件4的上端盘41与第一转子1的转轴盘11相邻，盘形件4的上端盘41的螺孔与燃烧室壳体5法兰盘的螺孔通过螺栓连接；
齿轮箱6呈盆状，其底部中间设置有轴孔，齿轮箱6上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并与盘形件4的下端盘42螺孔通过螺栓连接；齿轮箱6的轴孔轴线两侧安装有双卵形齿轮轴9，双卵形齿轮轴9装有上卵形齿轮91和下卵形齿轮92；第二回转轴31和第一回转轴13穿装于盘形件4轴孔，且轴端位于齿轮箱6内，第一回转轴13轴端装有第一卵形齿轮7，第二回转轴31轴端装有第二卵形齿轮8，第一卵形齿轮7和第二卵形齿轮8分别与齿轮箱6内两侧的双卵形齿轮轴9的上端卵形齿轮91啮合，齿轮箱6底部轴孔安装有动力输出齿轮轴10，动力输出齿轮轴10安装有上下并排交错的两个卵形齿轮，且分别与齿轮箱6内两侧的双卵形齿轮轴9的下卵形齿轮92啮合。
所述盘形件4可为单层盘面，盘面中间设置有轴孔，盘面周边开设有螺孔。
燃烧室壳体5、第一转子1、盖板2、第二转子3共同分隔出四个彼此隔离且容积可变的气缸，在内燃机运行过程中，对应于动力输出齿轮轴10的匀速转动，第一转子1和第二转子3的转速和相对角度位置周期性变化，该四个气缸也依次周期性地增减变化容积，并依次周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程，从而内燃机气缸产生循环功，并通过动力输出齿轮轴10向外输出动力。
本发明的第二技术方案：参见图15至图19，双活塞转子内燃机，其特征在于：燃烧室壳体a5’呈倒盆状，盆口周边设置有法兰盘，燃烧室壳体a5’内安装有第一转子a1’和第二转子a2’； 第一转子a1’为Y形件，其一端为第一回转轴a13’轴线对称的两个第一活塞体a12’，另一端设置有键槽，第一转子a1’的第一回转轴a13’轴心设有圆形通孔；第二转子a2’为T形件，其一端为第二回转轴a21’轴线对称的两个第二活塞体a22’，另一端设有键槽；第二回转轴a21’套装于第一转子a1’的圆形通孔内；
盘形件a4’的中心开设有圆形通孔，第一转子a1’和第二转子a2’的键槽端穿装于盘形件a4’的圆形通孔中，盘形件a4’的上、下盘面沿周边均开设有螺孔，盘形件a4’的上盘面与第一转子a1’相邻，盘形件a4’的上盘面螺孔通过螺栓与燃烧室壳体a5’的法兰盘螺孔固定连接；盘形件a4’的下盘面螺孔通过螺栓与齿轮箱a6’法兰盘螺孔固定连接；
齿轮箱a6’呈盆状，其底部中间设置有轴孔，齿轮箱a6’上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并通过螺栓与盘形件a4’的下盘面螺孔连接；齿轮箱a6’底部中间的轴孔安装有动力输出齿轮轴a10’， 第一齿轮轴301、第二齿轮轴302对称安装于动力输出齿轮轴a10’的轴线两侧，第一齿轮轴301的上端安装有圆柱齿轮102、第二齿轮轴302的上端安装有圆柱齿轮104，第一齿轮轴301的下端安装有卵形齿轮201、第二齿轮轴302的下端安装有卵形齿轮204，两个卵形齿轮轴303上分别安装有卵形齿轮202，动力输出齿轮轴a10’上安装有卵形齿轮203，第一回转轴a13’和第二回转轴a21’的键槽端分别安装有圆柱齿轮101、103且分别对应与第一、第二齿轮轴301、302的上端的圆柱齿轮102、104啮合，第一、第二齿轮轴301、302的下端的卵形齿轮201、204与两个卵形齿轮轴303上的卵形齿轮202分别啮合，两个卵形齿轮轴303上的卵形齿轮202同时与动力输出齿轮轴a10’上的卵形齿轮203啮合。
所述盘形件a4’可为单层盘面，盘面中间设置有轴孔，盘面周边均开设有螺孔。
燃烧室壳体a5’、第一转子a1’、第二转子a2’、盘形件a4’共同分隔出四个彼此隔离且容积可变的气缸，在内燃机运行过程中，对应于动力输出齿轮轴a10’的匀速转动，第一转子a1’和第二转子a2’的转速和相对角度位置周期性变化，该四个气缸也依次周期性地增减变化容积，并依次周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程，从而内燃机气缸产生循环功，并通过动力输出齿轮轴a10’向外输出动力。
实施例1：本发明的第一技术方案，双活塞转子内燃机，包括燃烧系统、传动系统等，参见图1至图14,以及图20至图29。
第一转子1为Y形零件，包括转轴盘11，转轴盘11的一端为与第一回转轴13轴线对称的两个第一活塞体12，另一端设置有第一回转轴13，第一回转轴13的端头设有键槽，第一回转轴13轴心设有轴孔，盖板2为园盘状，盖板2上也开设有与第一活塞体12上位置对应的若干通孔，第一转子1和盖板2之间使用若干个穿过第一活塞体12和盖板2通孔的螺栓连接固定。第二转子3为T形结构，且设置有第二回转轴31，第二回转轴31的一端设置有与轴线对称的两个第二活塞体32，第二回转轴31的另一端开设有键槽，第一活塞体12与第二活塞体32的外周直径和扇形角度                                                都相等。第二转子3与第一转子1同轴安装且可相对转动，在进行第二转子3与第一转子1的同轴安装时，首先将第二转子3的键槽结构端穿过第一回转轴13轴心的轴孔，然后再进行第一转子1和盖板2之间的装配固定。盘形件4的盘轴43中心设有轴孔，盘轴43的两端连接有上端盘41和下端盘42，上端盘41呈网格状，上端盘41外周和下端盘42外周均设置有螺孔；第二回转轴31穿装于第一回转轴13的轴孔内之后，再一起穿装于盘轴43中心轴孔内。第一活塞体12和第二活塞体32外套装有燃烧室壳体5，燃烧室壳体5呈倒盆状，燃烧室壳体5的室顶51设置有网格孔，室底52的周边设置有法兰盘，法兰盘设置有螺孔，燃烧室壳体5外周设有进排气口53，燃烧室壳体5进排气口53的对侧设置有火花塞/喷油器100的装配孔54，火花塞/喷油器100固定安装于装配孔54。盘形件4的上端盘41与第一转子1的转轴盘11相邻，盘形件4的上端盘41的螺孔与燃烧室壳体5法兰盘的螺孔通过螺栓连接；齿轮箱6呈盆状，其底部中间设置有轴孔，内燃机的动力输出齿轮轴10从该孔处穿出，以向外输出动力，齿轮箱6上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并与盘形件4的下端盘42螺孔通过螺栓连接。动力输出齿轮轴10安装有上下并排交错的两个卵形齿轮，且分别与齿轮箱6内两侧的双卵形齿轮轴9的下卵形齿轮92啮合。在由齿轮箱6和盘形件4围成的空间内，第一卵形齿轮7通过键连接方式安装固定在第一转子1的键槽结构端，第二卵形齿轮8通过键连接方式安装固定在第二转子3的键槽结构端，双卵形齿轮轴9装有上卵形齿轮91和下卵形齿轮92，双卵形齿轮轴共有2个，其中一个双卵形齿轮轴9的上卵形齿轮91与第一卵形齿轮7啮合传动，下卵形齿轮92与动力输出齿轮轴10的一个卵形齿轮啮合传动，另一个双卵形齿轮轴9的上卵形齿轮91与第二卵形齿轮8啮合传动，两个双卵形齿轮轴9的下卵形齿轮92分别与动力输出齿轮轴10上的两个卵形齿轮啮合传动。
第一卵形齿轮7、第二卵形齿轮8、上卵形齿轮91和下卵形齿轮92、以及动力输出齿轮轴10上的两个卵形齿轮，其偏心率均为，其长半轴尺寸彼此相等；双卵形齿轮轴9的上卵形齿轮91和下卵形齿轮92，其长半轴方向彼此空间垂直；动力输出齿轮轴10上的两个卵形齿轮，其长半轴方向也彼此空间垂直；在某个时刻，当第一卵形齿轮7的长半轴和与之相啮合的上卵形齿轮91短半轴共线时，该双卵形齿轮轴9的下卵形齿轮92长半轴和与之相啮合的动力输出齿轮轴10的卵形齿轮短半轴共线，此时，第二卵形齿轮8的短半轴和与之相啮合的双卵形齿轮轴9的上卵形齿轮91长半轴共线，此时，第一转子1处于瞬时转速最低点，第二转子3处于瞬时转速最高点，且第一转子1和第二转子3的零件对称面彼此垂直，各个气缸容积相等。
由于发动机各运动部件及负载的惯性作用，可认为动力输出齿轮轴10上的转速n0为恒转速，此恒转速n0分别通过一路“动力输出齿轮轴10-双卵形齿轮轴9-第一卵形齿轮7”和另一路“动力输出齿轮轴10-双卵形齿轮轴9-第二卵形齿轮8”，每路都包含有成串联关系的两组卵形齿轮传动关系，分别对应第一卵形齿轮7亦即第一转子1和第二卵形齿轮8亦即第二转子3的变速转动。根据卵形齿轮设计规范，偏心率为的卵形齿轮组，其瞬时传动比如图30所示，图30中的横坐标为主动轮的转动角度，纵坐标为从动轮相对主动轮的瞬时传动比，其瞬时传动比的最大值为2，最小值为0.5，理论上瞬时传动比连续变化处处一阶以上可导，则可计算得到本技术方案成串联关系的两组卵形齿轮组总传动比如图31所示，图31中横坐标为动力输出齿轮轴10的转动角度，纵坐标为第一转子1或第二转子3相对动力输出齿轮轴10的瞬时传动比，其瞬时传动比的最大值为4，最小值为0.25，理论上瞬时传动比连续变化处处一阶以上可导。根据前述的第一卵形齿轮7、第二卵形齿轮8、双卵形齿轮轴9、以及动力输出齿轮轴10的各卵形齿轮相对位置关系，可知对应动力输出齿轮轴10上的转速n0，第一转子1和第二转子3的瞬时传动比或者说瞬时转速都周期性变化且相差一个固定的相位差，如图32所示，图32中若以粗实线表示第一转子1的瞬时传动比，则粗虚线就表示第二转子3的瞬时传动比，对于动力输出齿轮轴10转动一周（360度），分别由两条曲线表示的第一转子1和第二转子3的瞬时传动比变化二个周期，且其两者的相位差为0.5个瞬时传动比变化周期，这表明，在动力输出齿轮轴10的匀速转动过程中，第一转子1和第二转子3做交替加减速的转动，因此第一转子1和第二转子3之间的夹角周期性的增减变化，瞬时传动比可理解为从动齿轮转速相对主动齿轮转速的导数，因此可通过积分计算图32中由虚实两条曲线围成的某一个封闭区域，得出第一转子1和第二转子3之间的夹角变化量最大值=-=124度（约取整数），取本发明的燃烧室理论压缩比为11:1，则可计算得出每个活塞体的扇形夹角均为15.6度，在内燃机的运行过程中，第一活塞体12和第二活塞体32之间最小夹角为=12.4度，最大夹角为=+=136.4度，并由此可取燃烧室壳体5上的进排气口53的扇形方孔夹角均为15.6度，进排气口53的扇形方孔的间距夹角为12.4度。内燃机运行过程中，对应动力输出齿轮轴10转动1周，第一转子1和第二转子3的相对位置变化如图20-图28所示，图20-图28中，随着动力输出齿轮轴10的转角变化，由燃烧室壳体5、第一转子1、盖板2、第二转子3共同分隔出的四个气缸的容积周期性增减变化，动力输出齿轮轴10转动1周，第一转子1和第二转子3也转动一周，每个气缸容积增减变化二次，并依次处于吸气、压缩、做功、排气冲程，于是，每个气缸完成四个冲程即一个热力循环，整个内燃机完成十六个冲程即四个热力循环。
本发明第一技术方案的热功转换原理为：每个气缸内的气体通过作用力于活塞体上而对外输出功，任何时刻，每个气缸内的气体对气缸两侧的活塞体都施加了相等的气体压力作用，因此该气缸两侧活塞体分别从该气缸内气体处获得了大小相等而方向相反的力矩作用+（+号表示该力矩方向和活塞体角速度方向相同）和-（-号表示该力矩方向和活塞体角速度方向相反），力矩的作用轴线为活塞体的旋转轴，每个活塞体在获得的力矩作用下分别以角速度和转动，因此每个活塞体从该气缸内气体处分别获得了功率+和-，该功率经过齿轮啮合传动，最终都传递到内燃机的动力输出齿轮轴10上代数叠加得到该气缸内气体的净输出功，由此可见，每个气缸内气体通过动力输出齿轮轴10对外输出的净功为气缸一侧的活塞体上所受的气体作用力矩与气缸两侧活塞体角速度之差的乘积。也可以理解为该气缸内气体的扇形容积变化的角速度，也就是说，由于第一转子1和第二转子3存在角速度差，因此气缸内气体能通过活塞体和动力输出齿轮轴10对外输出净功，由于第一转子1和第二转子3的角速度差周期性交替变化，因此气缸容积周期性增减变化，气缸也就能周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程中。
为进一步说明本发明第一技术方案的气缸容积变化特点，将该技术方案的气缸容积变化过程归一化处理，并与归一化处理后的曲轴连杆式内燃机的气缸容积变化过程相比较。归一化的方法是工程上常用的一种无量纲化的方法，本发明采用归一化的目的是为了统一比较的尺度。本发明归一化的方法是在内燃机动力输出齿轮轴10（或内燃机曲轴）恒转速的合理假设条件下，通过计算得出两种内燃机气缸容积的瞬时变化量(0-1数值区间，气缸处于最小容积状态时容积变化量为0，气缸处于最大容积状态是容积变化量为1)与相应时间（0-1数值区间）的对应关系。根据图32所示的第一转子1和第二转子3相对动力输出齿轮轴10瞬时传动比关系，得出归一化后处理后的本发明第一技术方案气缸容积变化量（容积增量）随时间变化关系如图33所示，相应的数值列表如表1所示。
表1：归一化的燃烧室容积变化量-时间关系数值表
时间t 归一化容积变化量V 0 0.00000 0.05 0.00248 0.1 0.00997 0.15 0.02317 0.2 0.04344 0.25 0.07296 0.3 0.11519 0.35 0.17517 0.4 0.25904 0.45 0.37057 0.5 0.50282 0.55 0.63453 0.6 0.74489 0.65 0.82762 0.7 0.88675 0.75 0.92839 0.8 0.95750 0.85 0.97746 0.9 0.99042 0.95 0.99771 1 1.00000
图33和表1中，随时间从0增长到1（对应整个的容积增加时间段），气缸容积的瞬时增量从0增加到1（对应容积增量从0到达最大）。
对比图34和表2所示的曲轴连杆式内燃机的归一化后处理气缸容积增量随时间变化关系。
表2：曲轴连杆式内燃机归一化的燃烧室容积变化量-时间关系数值表
时间t 归一化容积变化量V 0 0.00000 0.05 0.00820 0.1 0.03245 0.15 0.07177 0.2 0.12456 0.25 0.18871 0.3 0.26168 0.35 0.34069 0.4 0.42286 0.45 0.50541 0.5 0.58579 0.55 0.66184 0.6 0.73188 0.65 0.79468 0.7 0.84946 0.75 0.89582 0.8 0.93358 0.85 0.96278 0.9 0.98351 0.95 0.99588 1 1.00000
可见，本发明第一技术方案的气缸容积变化速度在气缸瞬时容积最大和最小时都明显降低，因而本发明的热力循环更加倾向于热效率高的理想定容循环。
从图35所示的多个热力循环示功图（p-v图）上看，理想定容循环（用串珠细实线Ⅰ表示）在示功图上围成的面积最大，表示理想定容循环下的单位工质，产生循环功最大；曲轴连杆式内燃机实际循环（用粗虚线Ⅲ表示）在示功图上围成的面积最小，表示曲轴连杆式内燃机实际循环下的单位工质，产生循环功最少；本发明的实际循环（用粗实线Ⅱ表示）在示功图上围成的面积虽然小于理想定容循环的围成面积，但本发明的实际循环在示功图上的围成面积比曲轴连杆式内燃机实际循环在示功图上的围成面积明显大得多，因而本发明的热力循环更加倾向于热效率高的理想定容循环，本发明的实际循环功比曲轴连杆式内燃机实际循环功明显增加，从而有利于发动机油耗的明显降低。
实施例2：本发明实施例1中，所述盘形件4可取消呈网络状结构的上端盘41，保留盘形件4的下端盘42，以及下端盘42中间设置的轴孔以及盘面周边开设的螺孔，使得盘形件4只有单层盘面。即：盘形件4可为单层盘面，中间设置有轴孔，盘面周边均开设有螺孔。燃烧室壳体5的法兰盘、盘形件4与齿轮箱6的法兰盘依次通过螺栓固定连接。其它与实施例1相同。
实施例3：本发明的第二技术方案，双活塞转子内燃机，包括燃烧系统、传动系统等，参见图15至图19。
第一转子a1’为Y形零件，其一端为对称于第一回转轴a13’轴线的两个第一活塞体a12’，另一端设置有键槽，第一转子a1’的第一回转轴a13’轴心设有圆形通孔。第二转子a2’为T形件，其一端为第二回转轴a21’轴线对称的两个第二活塞体a22’，另一端设有键槽；第二回转轴a21’套装于第一转子a1’的圆形通孔内。第一活塞体a12’与第二活塞体a22’的扇形角度和外周直径都相等。盘形件a4’的中心开设有圆形通孔，第一转子a1’和第二转子a2’的键槽端穿装于盘形件a4’的圆形通孔中，盘形件a4’的上、下盘面沿周边均开设有螺孔，盘形件a4’的上盘面与第一转子a1’相邻，盘形件a4’的上盘面螺孔通过螺栓与燃烧室壳体a5’的法兰盘螺孔固定连接；盘形件a4’的下盘面螺孔通过螺栓与齿轮箱a6’法兰盘螺孔固定连接。燃烧室壳体a5’呈倒盆状，盆口周边设置有法兰盘，侧面开设有进排气口a53’，侧面相对于进排气口a53’处开设有装配孔，火花塞/喷油器装配固定在该装配孔处。燃烧室壳体a5’、第一转子a1’、第二转子a2’、盘形件a4’共同分隔出四个彼此隔离且容积可变的四个气缸，在内燃机运行过程中，随着第一转子a1’和第二转子a2’的转速和相对角度位置变化，该四个气缸依次周期性地增减变化容积，并依次周期性地处于吸气、压缩、做功、排气冲程。齿轮箱a6’呈盆状，其底部中间设置有轴孔，动力输出齿轮轴a10’从该轴孔处穿出以对外输出动力，齿轮箱a6’上端箱口的周边设置有法兰盘，法兰盘设有螺孔并通过螺栓与盘形件a4’的下盘面螺孔连接；。在由齿轮箱a6’和盘形件a4’围成的空间内，第一、第二齿轮轴301、302对称安装于齿轮箱a6’底部中间的轴孔轴线的两侧，齿轮箱a6’底部中间的轴孔安装有动力输出齿轮轴a10’，第一齿轮轴301的上端安装有圆柱齿轮102、第二齿轮轴302的上端安装有圆柱齿轮104，第一齿轮轴301的下端安装有卵形齿轮201、第二齿轮轴302的下端安装有卵形齿轮204，两个卵形齿轮轴303上安装有卵形齿轮202，动力输出齿轮轴a10’上安装有卵形齿轮203，第一回转轴a13’和第二回转轴a21’的键槽端分别安装有圆柱齿轮101、103且对应与第一、第二齿轮轴301、302的上端的圆柱齿轮102、104分别啮合，第一、第二齿轮轴301、302的下端的卵形齿轮201、204与两个卵形齿轮轴303上的卵形齿轮202分别啮合，两个卵形齿轮轴303上的卵形齿轮202同时与动力输出齿轮轴a10’上的卵形齿轮203啮合。
卵形齿轮201、卵形齿轮202、卵形齿轮203、卵形齿轮204，其偏心率都为，其长半轴尺寸彼此相等；圆柱齿轮101、圆柱齿轮102、圆柱齿轮103、圆柱齿轮104的节园半径等齿轮参数相等；在某一时刻，卵形齿轮201的短半轴和与之相啮合的卵形齿轮202的长半轴共线，此时，该卵形齿轮202的短半轴和与之相啮合的卵形齿轮203的长半轴共线，此时，卵形齿轮204的长半轴和与之相啮合的卵形齿轮202的短半轴共线，此时，该卵形齿轮202的长半轴和与之相啮合的卵形齿轮203的短半轴共线，此时，第一转子a1’处于瞬时转速最高点，第二转子a2’处于瞬时转速最低点，且第一转子a1’和第二转子a2’的零件对称面彼此垂直，各个气缸容积相等。
由于发动机各运动部件及负载的惯性的作用，可认为动力输出齿轮轴a10’上的转速n0为恒转速，此恒转速n0分别通过“动力输出齿轮轴a10’-卵形齿轮轴303-第一齿轮轴301-圆柱齿轮101”和“动力输出齿轮轴a10’-卵形齿轮轴303-第二齿轮轴302-圆柱齿轮103”的成串联关系的两组卵形齿轮传动关系，分别对应圆柱齿轮101亦即第一转子a1’和圆柱齿轮103亦即第二转子a2’的周期性变速转动。根据卵形齿轮设计规范，偏心率为的卵形齿轮组，其瞬时传动比如图30所示，图30中的横坐标为主动轮的转动角度，纵坐标为从动轮相对主动轮的瞬时传动比，其瞬时传动比的最大值为2，最小值为0.5，理论上瞬时传动比连续变化处处一阶以上可导，则可计算得到本技术方案成串联关系的两组卵形齿轮组总传动比如图31所示，图31中横坐标为动力输出齿轮轴a10’的转动角度，纵坐标为第一转子a1’或第二转子a2’相对动力输出齿轮轴a10’的瞬时传动比，其瞬时传动比的最大值为4，最小值为0.25，理论上瞬时传动比连续变化处处一阶以上可导。根据前述的卵形齿轮201、卵形齿轮202、卵形齿轮203、卵形齿轮204的相对位置关系，可知对应动力输出齿轮轴a10’上的转速n0，第一转子a1’和第二转子a2’的瞬时传动比或者说瞬时转速都周期性变化且相差一个固定的相位差，如图32所示，图32中若以粗虚线表示第一转子a1’的瞬时传动比，则粗实线就表示第二转子a2’的瞬时传动比，对应于动力输出齿轮轴a10’转动一周（360度），分别由两条曲线表示的第一转子a1’和第二转子a2’的瞬时传动比变化2个周期，且其两者的相位差为0.5个瞬时传动比变化周期，这表明，在动力输出齿轮轴a10’的匀速转动过程中，第一转子a1’和第二转子a2’做交替加减速的转动，因此第一转子a1’和第二转子a2’之间的夹角周期性的增减变化，瞬时传动比可理解为从动齿轮转速相对主动齿轮转速的导数，因此可通过积分计算图32中由虚实两条曲线围成的某一个封闭区域，得出第一转子a1’和第二转子a2’之间的夹角变化量最大值=-=124度（约取整数），取本发明的燃烧室理论压缩比为11:1，则可计算得出每个活塞体的扇形夹角均为15.6度，在内燃机的运行过程中，第一活塞体a12’和第二活塞体a22’之间最小夹角为=12.4度，最大夹角为=+=136.4度，并由此可取燃烧室壳体5上的进排气口53’的扇形方孔夹角（夹角的定义同实施例1）均为15.6度，进排气口53的扇形方孔的间距夹角（夹角的定义同实施例1）为12.4度。内燃机运行过程中，对应动力输出齿轮轴10转动1周，第一转子a1’和第二转子a2’的相对位置变化，可参考图20至图28所示的实施例1所示情况，由燃烧室壳体、第一转子、第二转子、盘形件共同分隔出的四个气缸的容积周期性增减变化，动力输出齿轮轴10转动1周，第一转子和第二转子也转动一周，每个气缸容积增减变化二次，并依次处于吸气、压缩、做功、排气冲程，于是，每个气缸完成四个冲程即一个热力循环，整个内燃机完成十六个冲程即四个热力循环。
本发明第二实施例的热功转换原理，以及气缸容积变化特点，与第一实施例相同，参见图33（表1）和图35，对此不再赘述。
实施例4：本发明实施例3中，盘形件a4’可为单层盘面，中间设置有轴孔，盘面周边均开设有螺孔。燃烧室壳体a5’的法兰盘、盘形件a4’与齿轮箱a6’的法兰盘依次通过螺栓固定连接。其它与实施例3相同。
本发明具有如下的有益应用效果：
1、能大幅度的降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
首先，与图34及表2所示的曲轴连杆式内燃机燃烧室容积变化-时间关系特性相比，图33及表1所示的本发明燃烧室容积变化-时间关系特性，表明本发明的气缸容积在其最小或最大时变化很慢。当气缸内气体处于压缩冲程后期时，缓慢的气缸容积变化速度将有利于气缸内可燃油气混和物的充分混合，并提供了气缸内可燃油气混和物充分燃烧所需要的时间，从而能允许发动机的点火提前角大为减小，大大减小了气缸内气体的压缩负功，增加了发动机的循环功；而当气缸内处于作功冲程起始时，同样由于气缸容积是从其最小值开始缓慢增加，使得气缸内可燃油气混和物燃烧更加充分，与曲轴连杆式内燃机同样燃油供应量就可以产生更高的气缸内压力峰值，从而增加了发动机的循环功，并改善了发动机的废气排放。因而能降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。
从图35所示的多个热力循环示功图（p-v图）上看，理想定容循环（用串珠细实线Ⅰ表示）在示功图上围成的面积最大，表示理想定容循环下的单位工质产生循环功最大，曲轴连杆式内燃机实际循环（用粗虚线Ⅲ表示）在示功图上围成的面积最小，表示曲轴连杆式内燃机实际循环下的单位工质产生循环功最少，本发明的实际循环（用粗实线Ⅱ表示）在示功图上围成的面积虽然小于理想定容循环的围成面积，但本发明的实际循环在示功图上的围成面积比曲轴连杆式内燃机实际循环在示功图上的围成面积明显大得多，因而本发明的热力循环更加倾向于热效率高的理想定容循环，本发明的实际循环功比曲轴连杆式内燃机实际循环功明显增加，从而有利于发动机油耗的明显降低，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。
 其次，据有关资料，曲轴连杆式内燃机内活塞往复运动过程中，活塞与气缸壁之间的摩擦损失，消耗了发动机循环功的10%-20%。在本发明的活塞体转动过程中，活塞体与燃烧体壳体的摩擦损失很小，基本上可以忽略不计。从而增加了发动机的净输出功，明显降低发动机油耗，提高燃油经济性。
再次，与三角转子式发动机相比。本发明构成气缸的各个零部件之间相对运动时均为面接触。因此气缸的密封容易实现，密封效果好，发动机运行时的气缸漏气损失小，能降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。
 2、能大幅度的提高发动机的功重比。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
首先，相对于曲轴连杆式内燃机，本发明无需复杂的节气门结构；传动机构也由体积重量大的曲轴连杆结构改变成了结构紧凑的齿轮结构；气缸结构也明显的紧凑化。在同样气缸排量下，本发明能具有明显小的多的体积和重量，因此能提高发动机的功重比。
其次，与图34及表2所示的曲轴连杆式内燃机燃烧室容积变化-时间关系特性相比，图33及表1所示的本发明燃烧室容积变化-时间关系特性，表明本发明的气缸容积在其最小或最大时变化很慢。也就是说，当气缸处于排气冲程终了时，此时排气口变小，本发明缓慢的气缸容积减少速度将有利于排气充分，并减小排气过程气流损失；当气缸处于吸气冲程终了时，此时进气口变小，本发明缓慢的气缸容积增加速度也将有利于吸入更多的新鲜油气混和物，并减小吸气过程气流损失。这将有利于提高发动机换气效率，也对发动机热循环效率的提高有所增益，提高了发动机的升功率，从而能提高发动机的功重比。
再次，本发明热循环效率的提高和净输出功的增加，也有助于发动机功重比的提高。
最后，与现有的曲轴连杆式内燃机相比，本发明的所有传动件皆为轴对称件，从而允许发动机有更高的极限转速；从发动机的燃烧效率来看，图33（表1）所示的本发明燃烧室容积变化-时间关系特性也将有助于发动机在高转速下仍然能够保持较高的燃烧效率。因此，本发明具有高转速下高功率输出的良好潜力。当本发明作为航空动力装置或其他需要更高功重比的应用时，可通过提高发动机的转速，来大幅度的提高发动机的功重比。
3、发动机结构简单，制造工艺性好。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
首先，本发明的组成部件少，没有曲轴连杆式发动机的复杂节气门结构和曲轴连杆结构等。
其次，本发明的各组成部件的设计制造都具有成熟的工艺规程，无特殊制造工艺要求的零部件，如卵形齿轮传动在纺织机械和农业机械等方面应用广泛，气缸密封可借鉴曲轴连杆式内燃机的活塞环密封方式等等。
4、发动机振动和噪音水平低，运转平稳，运动部件少，发动机使用维护寿命长。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
首先，与现有的曲轴连杆式内燃机相比，本发明的各运动部件都为轴对称件，能有效避免运动部件由于质量不平衡引起的各种振动和噪音，发动机运转平稳性好，使用维护寿命长。
其次，如图30所示，本发明的各变速传动部件，理论上其瞬时传动比连续变化处处一阶以上可导，因此传动部件之间无刚性冲击，也无柔性冲击；且各变速传动部件的传动过程能与气缸内气体的压力变化过程匹配良好，从而能有效避免运动部件由于传动冲击引起的各种振动和噪音，发动机运转平稳性好，使用维护寿命长。
最后，本发明的组成部件少，运动部件少，摩擦损失小，没有曲轴连杆式发动机的复杂节气门结构和曲轴连杆结构等，因此发动机的故障率低，使用维护寿命长。
5、发动机结构紧凑。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
相对于曲轴连杆式内燃机，本发明没有复杂的节气门结构，传动机构也由体积重量大的曲轴连杆结构改变成了结构紧凑的齿轮结构，气缸结构也明显的紧凑化。因此，在同样气缸排量下，本发明能具有明显小的多的体积和重量，整体上结构紧凑，能更好地适用于对发动机轮廓尺寸要求严格的航空动力装置等应用场合。
6、发动机动力输出扭矩大。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
本发明的动力输出齿轮轴10转动一周，四个气缸各完成一次包括吸气、压缩、做功、排气四个冲程的热力循环，而同排量的四个气缸曲轴连杆式内燃机，则为曲轴旋转二周，四个气缸各完成一次包括吸气、压缩、做功、排气四个冲程的热力循环。本发明的做功速率是同排量同转速的曲轴连杆式内燃机的二倍；再考虑到本发明的热效率高、气缸升功率高、机械摩擦损失小输出净功率大等有利因素。因此本发明的动力输出扭矩是同排量同转速的曲轴连杆式内燃机的二倍以上。
7、发动机多个设计参数可调节。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
比如，增减本发明活塞体的扇形夹角，可增减发动机的理论压缩比；改变本发明各个卵形齿轮的偏心率，可改变发动机的气缸最大容积；通过改变动力输出齿轮轴两个卵形齿轮的长轴之间夹角来改变本发明第一转子和第二转子的角速度周期固定相位差，可改变发动机的气缸容积-时间变化特性，等等。
8、仅需很小的结构设计调整，本发明即可改变为高性能的泵。本发明主要是通过下述技术途径实现该项应用效果：
对于本发明的实施例1和实施例2，只需要在内燃机壳体上的火花塞/喷油器100安装孔处设置对称于已有进排气口的另一套进排气口，即可将本发明改为泵；对于本发明的第二技术方案，还可以将圆柱齿轮101和圆柱齿轮103的节园半径，都改为分别与其相啮合的圆柱齿轮102和圆柱齿轮104节园半径的0.5倍，即可将本发明改为泵。
由本发明的实施例1和实施例2演变而成的泵，结构紧凑；流量大；增压能力强；同时，由于图33及表1所示的本发明缸体容积变化-时间关系特性，使得该泵能在流体进口开闭初期流通面积小的情况下允许有较低的流体进口压力，该泵还能有效缓和流体出口开闭初期小流通面积条件下的缸体内压力冲击现象。因而，由本发明改变而成的泵，多种性能指标都较高。