發動機變矩節能技術的製作方法

2023-06-03 04:29:36

本發明涉及一種發動機的變矩(飛輪矩)節能技術，具有電力變頻節能技術的相似性，可提高發動機有效熱效率，降低油耗、減少汙染的實用性。內燃機的發明和應用是建立在內燃機原理基礎上的，內燃機原理是建立在能量置換和守恆定律，熱力學第一、第二定律的熱力學理論基礎上，經歷以下過程：十八世紀已經建立了能量轉換和守恆定律——各種能量可以相互置換，但它們的總更是保持不變。1851年湯姆遜建立了熱力學第一定律，公式：δu＝δq+δa，輸入系統的能量＝系統能量的變化+系統輸出的能量，是熱運動中能量轉換和守恆定律的具體形式。十八世紀初卡諾對蒸氣機理論進行深入地研究，在如何提高熱機效率時，他撇開了各種具體結構和實際過程，根據熱質守恆定律，在一個理想化的絕熱壓縮、定溫加熱、絕熱膨脹、定溫放熱四個可逆過程組成了卡諾循環，建立了熱力學第二定律——任何熱機的最大效率都小於1，公式如下：η＝1-t1/t2式中：t1——高溫熱源溫度，t2——低溫熱原溫度在卡諾逝世20年後，奧拓和戴姆勒根據卡諾熱力學理論，發明了以汽油與空氣混合為可燃工質，以曲柄連杆機構為傳動機構，進氣、壓縮、作功、排氣四行程的點火式汽油發動機，隨後笛卡爾發明了四行程壓燃式柴油發動機。他們對內燃機的誕生做出了重大貢獻。經歷人們對內燃機的逐漸完善，發明了離式點火提前調節裝置，真空點火提前調節裝置和辛烷值校正器.....等。從20世紀70年代開始，採用電腦控制下的直噴燃燒控制系統，使內燃機有效熱效率由發明初期不到10％，提高到汽油機40％左右，柴油機45％左右，實現了節約能源和減少汙染的目的。內燃機原理認為，提高內燃機熱效率的辦法是提高發動機的壓縮比(膨脹比)。當汽油機增加壓縮比時將產生「爆震燃燒」，為避免「爆震燃燒」對發動機的損壞，在發動機缸體上安裝防爆震傳感器，當出出「爆震燃燒」時，控制系統自動減少噴油量和修正點火提前角。內燃機原理認為，發動機產生「爆震燃燒」是化學原因，是工質在燃燒過程中焰鋒擴展所產生。1938年美國麻省理工大學泰勒氏兄弟所著《內燃機原理》一書指出，內燃機產生「爆震燃燒「是物理原因，不是化學原因。該書1950年清華大學航空系譯，龍門聯合書局印行出版。內燃機飛輪結構，如附圖1，現有技術「內燃機飛輪結構圖「，資料來源於《汽車構造》第36頁，由吉林工業大學教研室編，人民交通出版社1978年出版。飛輪是由鑄鐵製造，本身是一個具有相當大轉動慣量的實心圓盤，用螺栓固定在曲軸後端凸緣上。飛輪作用是：當作功行程曲軸所得的能量過剩時，飛輪獲得加速度，並增加其動力mω2/2，而貯存起來，在能量不足時，飛輪靠積聚的動力帶動曲柄連杆機構越過上止點和克服各個非工作行程的阻力，同時減低自身的迴轉速度。飛輪的轉動慣量和質量為一常數，飛輪質量越大時，則曲軸角速度ω的變化越小。發明人1969年主持本單位「三角活塞轉子發動機」的研製工作，成功試製成樣機，進行載重試驗，由於一些技術問題不能解決而失敗，就萌動了對曲柄連杆機構發動機進行改造的想法。1992年病退後就站在力學原理的立場對內燃機原理存在的問題進行創新的研究，著成《對內燃機原理所存在問題的看法》一文，現摘錄所著有關內容對內燃式發動機所存在的問題提出以下看法：一、從力學原理探討曲炳連杆機構對發動機熱效率的影響。曲柄連杆機構的傳動效率曲柄連杆機構發動機作功行程受力分析，如圖9此段插圖刪除在作功行程中，氣體壓力是推動活塞向下運動的力。這時燃燒室產生的最大膨脹壓力，直接作用在活塞頂部，設活塞所承受的總壓力為p(輸入力)，傳到活塞銷上，可分解為p1和p2。分力p2把活塞壓向氣缸壁，形成活塞與氣缸壁的側壓力。分力p1通過活塞銷傳給連杆，並沿連杆方向作用在曲柄銷上。p1或可分解為兩上分力p3和t。沿曲柄方向的分力p3使曲軸主軸頸與主軸承產生壓緊力。與曲柄垂直的分力t除了使主軸頸與主軸承產生壓緊力外，或對曲柄形成扭矩m＝t·r，推動曲軸旋轉，t為輸出力。以上各種力，在作功行程的過程中的變化規律如下：輸入力p：在上止點後，燃燒最高壓力點為最大，隨著曲軸轉角的增加，氣缸容積增大，p由最大開始迅速下降，當活塞到下止點前，排氣門打開時為最小。活塞側壓力p2：在上止點後，燃燒最高壓力點時，p2為最小，隨著曲軸轉角的增加p2由小增大，當活塞到達下止點前，排氣門打開前，p2為最大，曲軸正壓力p3：在上止後，燃燒最高壓力點時，p3為最大，隨著曲軸轉角的增加，p3由大到小，在排氣門打開時為最小。輸出力t：活塞在上止後，燃燒最高壓力點時，t最小，隨曲軸轉角的增加，t逐漸增大，當曲軸轉角為90°時，t為最大。從以上分析看出：曲柄連杆機構發動機做功行程中，p由大-→小，p2由小-→大，p3由大-→小，t由小-→大。其中p2、p3為損耗。曲柄連杆機構傳動效率的計算。根據機械原理，設輸入力p為常數，計算曲軸轉角0°-90°時的傳動效率η為：作曲柄連杆機構傳動效率計算圖、如圖10，圖中：p-輸入力，t-輸出力，b-連杆長度，r-曲軸半徑，a-曲軸轉角，β-連杆中心與曲軸中心夾角。δabc中，由正弦定理得δcde中，此段插圖刪除令當α＝0，t＝b根據以上計算公式用摩託車、轎車、貨車、柴油機發動機曲柄連杆機構有關參數，代入公式計算出曲柄連杆機構的傳動效率如表一。表一：車型缸徑*行程brb/rη摩託車70型φ47*41.49420.74.540.7080摩託車125型φ65.5*49.510524.754.2860.7142桑塔納φ81*86.414243.23.2870.7363φ87*8313541.53.2530.7367凌志300型φ87.5*82145413.5360.7289東風140φ100*11519057.53.30.7356柴油機6110φ110*120195603.250.7374柴油機6135φ135*1402807040.7208從表一統計數據分析：曲柄連杆機構的傳動效率與b/r之比成反比，要提高曲柄連杆機構的傳動效率是降低b/r之比，但降低的可能性有限。曲柄連杆機構的傳動效率在70％左右。曲柄連杆機構曲軸轉角0°→40°時p→dx的特性分析為了分析曲柄連杆機構作用力p的轉換關係，取p為一常數，計算輸出力t，活塞側壓力p2，曲軸正壓力p3的轉換值，作曲柄連杆機構受力計算圖，如圖11。此段插圖刪除為了分析曲柄連杆機構活塞移動的線速度與曲軸旋轉的圓周速度之間的關係，作曲柄連杆機構活塞移動距離dx計算圖，如圖7。此段插圖刪除活塞移動距離：dx＝b+r-(rcosα+bcosβ)……………………⑤曲軸轉動1°時圓周速度：v1＝dπ/360……………………⑥為了準確分析曲柄連杆機構p→dx的相互關係，用桑塔納發動機曲柄連杆機構有關參數，即：連杆長度b＝142，曲軸半徑r＝43.2代入計算公式①②③④⑤⑥，按曲軸轉角增加1°計算0°→40°的有關數據如表二。表二：根據表二的統計數據，作曲軸連杆機構曲軸轉角0°→40°時，p→dx分析圖如圖8。此段插圖刪除通過以上分析看出：在曲軸轉角10°-20°範圍，輸入力p轉換為輸出力t的效率低，作用在活塞，曲軸上的力p3相對較大，活塞移動的距離dx小，速度慢。曲柄連杆機構發動機不能實現內燃機的理想循環根據前文對曲柄連杆機構傳動效率、速度特性、最大作用力p與活塞移動距離dx的相互關係(如表二、圖8)分析看出：當輸入力p為常數時，輸入力p轉換為輸出力t的效率(0°→90°範圍)是由小→大，當氣缸容積為常數時，氣缸容積的增加量(活塞移動距離dx)隨曲軸轉角的變化而變化，曲軸轉角0°→90°→180°時，氣缸容積的增加量(活塞移動距離dx)是由小→最大→小。內燃機工質在燃燒過程(曲軸轉角12°→18°範圍)產生最大膨脹力p，在膨脹作功過程中以下四個因素為變量：①最大膨脹力p；②最大膨脹力p轉換為t的效率；③氣缸容積的增加量；④活塞移動的線速度與曲軸的圓周速度。最大膨脹力p(為常數時)轉換為t的效率為70％左右，所以工質在膨脹作功過程中不可能實現理論的定容加熱循環，定壓加熱循環，混合加熱循環。內燃機表現為：熱效率低，產生爆震燃燒。曲柄連杆機構對發動機熱效率的影響曲柄連杆機構發動機的機械效率根據內燃機原理，在確定曲柄連杆機構發動機機械效率時，為了比較不同發動機機械損失大小，引入機械效率的概念：發動機的有效功率，指示功率是利用測功機對發動機試驗測定。常用的測試方法有倒拖法和滅缸法兩種。曲柄連杆機構發動機械損失包括：①內燃機內部運動件的摩擦損失，②驅動附屬機構的損耗，③泵氣損失，進，排氣行程中所消耗的功，以上三項的損失功率在10％→30％，所以發動機的機械效率：柴油機為70％→85％，汽油機為70％→90％。根據機械原理分析：曲柄連杆機構發動機測量機械損失功率，指示功率，採用倒拖法、滅缸法是不準確的。發動機作功時氣缸壓力與壓縮時的氣缸壓力相差50％左右，不在同一條件下測量，所以最大直線運動機械功作用在曲柄連杆機構的30％左右的損失是無法測量。對於同一結構的發動機，採用同一辦法測量，比較不同發動機機械損失大小是正確的。當年美國泰勒氏教授也認為：採用「空轉試驗」測量摩擦力也是不準確的，由於大家都是採用同一辦法，也未進行深入研究。根據內燃機原理：以下過程為發動機指示功率轉換為有效功率的過程。(其推導過程存在問題)平均指示壓力式中wi——指示功[j]；vh——氣缸工作容積[l]。每缸、每循環工質所做的指示功為：……………………………直線運動的機械功內燃機指示功率(每秒所做的指示功)為：見圖12此段插圖刪除式中i——氣缸數；τ——行程數。內燃機有效功率為：式中me——有效扭矩[nm]；n——轉速[rpm]。根據前文分析：內燃機採用曲柄連杆機構為載體將熱能轉換為機械能時，工質所做的指示功(直線運動的機械功)的輸出方向，將由直線運動轉換為旋轉運動，以旋轉運動方式輸出指示功率(直線運動的機械功率)。其過程為：最大膨脹壓力p[kpa]作用在活塞頂上產生最大膨脹力p[n]，最大膨脹力p[n]作用在曲柄銷上產生切向分力t[n]，切向分力t[n]對曲軸中心產生扭矩m＝t·r[nm](r——曲軸半徑)，推動曲軸旋轉，輸出有效功率。由於內燃機指示功(直線運動的機械功)具有以上轉換及傳動過程，所以內燃機的指示功率(直線運動的機械功率)的效率，將受曲柄連杆機構傳動效率的影響。一百多年來，熱力學有關理論在研究熱力循環過程時，都是假設工質在可逆條件下將熱能轉換為直線運動的膨脹功(機械功)，膨脹功(機械功)是直線運動，確定機械傳動效率為1(未考慮機械摩擦損失的情況下)是正確的。發明了內燃式曲柄連杆機構發動機以來，創立了以熱力學為基礎的內燃機原理，內燃機原理對於以下2個問題：①曲柄連杆機構將膨脹功(機械功)的傳遞方向由直線運動改變為旋轉運動的傳動效率。②曲柄連杆機構對內燃機性能指標的影響，未進行理論研究。在理論上也是假設工質在可逆條件下，將熱能轉換為直線運動的膨脹功(機械功)，通過曲柄連杆機構輸出機械能，確定曲柄連杆機構的傳動效率為1，進行內燃機理想循環、燃燒過程的研究，以及相關公式的計算(如指示功率、有效功率)。作者認為：內燃機原理確定曲柄連杆機構傳動效率為1是不正確的。通過本文計算，曲柄連杆機構傳動效率為0.7左右(p為常數時)。在計算內燃機機械效率時，由於測試有效功率和指示功率不在同一條件下(從理論分析，要保證在同一條件下測試是相當困難的)，對於曲柄連杆機構傳動效率產生的最大直線運動機械功30％左右的損失是無法獲取的。內燃機原理將最大直線運動機械功30％左右的損失確定在膨脹損失中，就形成內燃機機械效率高，廢氣損失大，熱效率低這個不正常的結論。其實質是由於內燃機原理未考慮曲柄連杆機構傳動效率對內燃機性能指標所造成的影響。根據機械原理分析：曲柄連杆機構是熱能轉換為機械能的載體，曲柄連杆機構的傳動效率為70％左右(p為常數)，最大直線運動機械功的30％左右將損失在活塞，氣缸，缸體和曲柄連杆機構，不能轉換為機械能，現有曲柄連杆機構發動的機械損失功率在10-30％，所以曲柄連杆機構發動機的實際機械效率＝曲柄連杆機構的傳動效率-機械損失功率＝70％-(10-30％)＝40-60％。曲柄連杆機構發動機的有效熱效率曲柄連杆機構發動機的有效熱效率受燃燒過程、曲柄連杆機構機械效率的影響，所以曲柄連杆機構發動機的有效熱效率在40％左右(因燃燒過程的損失、爆震燃燒的影響、p的變化)。二、從力學原理探討曲炳連杆機構對發動機「爆震燃燒」的影響。近一百多年來，熱力學著作中，都未涉及到爆震燃燒的問題，是熱力學在實際的運用中，曲柄連杆機構發動機出現的一個特殊現象。根據機械原理分析，熱力學第一定律推導出的閉口系統能量平衡方程，在可逆過程中工質的膨脹力p→dx(活塞移動距離)應是同步加速運動。曲柄連杆機構發動機，工質的最大膨脹力p→dx是否能實際同步加速運動，將受以下因素影響：1、p(力)的影響因素：①工質的膨脹壓力p[kpa]，②活塞的側壓力p2，③曲軸正壓力p3，④輸出力t，⑤曲柄連杆機構的慣性力和離心力，⑥發動機負荷。2、dx(活塞移動距離)的速度影響因素：①工質的膨脹速度，②活塞移動的線速度，③曲軸的圓周速度，④發動機轉速。3、燃燒最高壓力點位置的影響：汽油機燃燒最高壓力點過早發動機產生爆震燃燒，過遲發動機功率下降，最佳位置在曲軸轉角上止點後12°-18°。4、可燃氣體的影響因素：①燃料成份，②混合氣的比例，③可燃混合氣的溫度，④發動機溫度。根據機械原理，在以上各項影響因素的情況下，分析和計算曲柄連杆機構發動機p→dx，在什麼條件下是否實現同步加速運動，是較為因難和複雜的。當曲柄連杆機構汽油機氣缸壓力在一定範圍時，工質的最大膨脹壓力p相對較低，工質的燃燒速度相對較慢時，能實現p→dx的同步加速運動，不產生爆震燃燒。當曲柄連杆機構汽油機增加壓縮比時，工質的最大膨脹壓力提高，工質的燃燒速度加快，在燃燒最高壓力點，即曲軸轉角12°-18°範圍(如圖8，表二)工質的最大膨脹壓力p大部份是作用在活塞和曲柄連杆機構，曲軸的園周速度v1與活塞移動的距離dx之比為：v1∶dx＝5∶1左右，此時活塞移動的距離小，速度慢，使工質的最大膨脹力p不能迅速轉換為機械功，推動曲軸旋轉，造成p→dx不能實現同步加速運動。美國麻省理工大學教授泰勒氏兄弟對爆震燃燒過程做了大量的試驗，提出了許多關於爆震燃燒的有關理論和數據，其中有2點值得注意，當時研究內燃機的專家大多數同意以下觀點：①像爆燃時發火發得那麼快，不會是依靠單純的焰峰擴展燒著的。②按物理意義上解釋爆震最園滿的學說，認為是：最未應該燃燒那部份混氣因「壓熱點火」或「自燃點火」。當初提議爆震是「壓熱點火」這學說的有雷卡賓(ricardo)、渥德勃瑞(woodbury)、劉衛恩(lewig)和堪俾(candv)這些人，因為這學說不能解釋為什麼各種燃燒並不依照「壓燃溫度」倒排的次序發生爆震，直到最近這學說還沒有受到學者的普遍承認。下面這段就是辯證這學說實際並沒有矛盾。狄澤德和白(tizardandpye)還有別人曾經實驗證明：混合油氣並沒有固定的發火溫度，可是每種混氣受壓發熱時都可以畫出一條發火延遲期隨壓熱溫度變化的曲線。狄.白兩氏「突壓」實驗記錄表示：當發火延遲期間，氣缸內壓力稍微降低，指明這期間有熱量散失。混氣在延遲期雖會散熱，但過了延遲期仍能發火燃燒的事實，他們推論是氣缸中心和氣缸壁之間有溫度差，並且說：「在發火前，中心這部份混氣的溫度必須連續上升」。綜合前面對曲柄連杆機構有關特性的分析，曲柄連杆機構汽油機增加壓縮比產生爆震燃燒的原因為：曲柄連杆機構汽油機增加壓縮比，造成p→dx不能實現同步加速運動，使最大膨脹力不能迅速轉換為機械功推動曲軸旋轉，在氣缸內產生反作用力，造成膨脹壓力增加，可燃混合氣溫度升高，使最末燃燒部份可燃氣體產生「壓熱點火」或「自燃點火」，產生爆炸燃燒，由於爆炸燃燒造成膨脹壓力、溫度急劇升高，急劇升高的膨脹壓力不能迅速轉換，直接作用在活塞，連杆，曲軸上，產生機械振動及機械共振，造成活塞的敲擊聲，強烈地引起發動機振動，同時機械共振頻率造成氣缸內膨脹壓力的波動，產生局部的壓力衝擊波，使爆炸燃燒加劇，如長期運行，造成活塞燒損，發動機過熱，功率下降，損壞發動機零件。根據機械原理分析：當機械傳動系統出現機械振動，機械共振時，其主要原因是能量在轉換和傳動的過程中出現障礙。作者認為：曲柄連杆機構汽油機增加壓縮比產生「爆震」、「爆震燃燒」，其中包括2個原因：①機械原因，②物理原因。由於曲柄連杆機構不能實現p→dx的同步加速運動，造成最末燃燒部份可燃混合氣的爆炸燃燒，由於爆炸燃燒造成曲柄連杆機構的機械振動和機械共振，整個過程是相互交替循環進行。前文引證幾十年前美國泰勒氏兄弟，狄澤德和白(tizard.and.txe)等內燃機專家對爆震燃燒所做的試驗和有關結論，證明幾十年前他們已經科學地發現爆震燃燒時所出現的一些規律和現象，(1)最未燃燒部份工質的化學反應的速度是非常迅速，(2)在燃燒快要結束時，氣缸內壓力，溫度急劇升高，同時產生壓力波。在理論上指出：爆震燃燒不是單純的焰峰擴展所產生的(與現有內燃機原理結論相反)。只是從物理意義上解釋為「壓熱點火」「自燃點火」，在試驗和理論研究方面未找到產生「壓熱點火」「自燃點火」的有關論據。通過本文對曲柄連杆機構傳動效率及速度特性的分析，產生爆震燃燒的根本原因是曲柄連杆機構的「機械原因」所產生的「物理原因」使最未燃燒部份工質「壓熱點火」「自燃點火」。曲柄連杆機構汽油機爆震燃燒的過程可簡單表述如下：見圖13此段插圖刪除其它因素對爆震燃燒的影響從前文分析：爆震燃燒產生的原因有2個：①機械原因，②物理原因。最主要的是曲柄連杆機構固有作用力的傳遞特性，速度特性，這一點是不可能改變的，我們所採取的一切辦法是使可燃氣體的燃燒過程與曲柄連杆機構的特性較為合理的配合，使曲柄連杆機構發動機將熱能轉換成機械能時，儘量避免爆震燃燒的產生，使發動機的熱效率達到一個最佳效果。燃料、溫度等各種因素都只能減少爆震燃燒的趨勢，使p→dx在一定條件下實現同步加速運動，都不可能消除爆震燃燒的產生。曲柄連杆機構對柴油機爆震燃燒的影響曲柄連杆機構柴油機與汽油機相比較，燃燒過程有以下特點：①壓燃著火；②混合氣燃燒持續時間長；③最大直線運動機械功的傳遞範圍寬，約為40°曲軸轉角。由於柴油機具有以上特點，與曲柄連杆機構作用力的傳遞特性和p→dx的速度特性比較適應，當柴油機採用高壓縮比工作時，一般情況下不產生爆震燃燒，所以柴油機膨脹比大，熱效率比汽油機高。當柴油機噴油時間過早，發動機過熱，猛加油門時，不能實現p→dx的同步加速運動，同樣產生爆震燃燒，發動機發出沉悶的敲擊聲和振動。轉子發動機不產生爆震燃燒20世紀五十年代，德國人汪克爾氏發明了轉子發動機，從轉子發動機將熱能轉變為機械能的運動關係分析，實現了最大機械功推動活塞旋轉運動，以旋轉運動方式輸出機械能，使p→dx能實現同步加速運動，所以轉子發動機汽油機增加壓縮比不產生爆震燃燒。三、從力學原理探討曲炳連杆機構對發動機扭矩曲線的影響。根據機械原理分析曲柄連杆機構對發動機扭矩曲線的影響，從本文分析，曲柄連杆機構傳動效率為70％左右，最大直線運動機械功的30％左右將作用在曲柄連杆機構內部。曲柄連杆機構在高速運動下工作，將活塞的往復直線運動轉變為曲軸的旋轉運動，將產生慣性力和離心力。慣性力和離心力是隨轉速的變化而變化，當轉速增加時，慣性力和離心力增加。要提高傳遞效率，作用在活塞上的受力點也應同時提前。發動機雖然採取了點火或噴油提前裝置與轉速的增加相適當，使傳動效率不受影響，但點火或噴油提前量是受到曲柄連杆機構的有關特性限制，如點火或噴油提前量過早，傳動的效率反而下降，作用在曲柄連杆機構上的力更大，同時產生爆震燃燒。以上兩個原因是相互矛盾，只能選擇一個最佳的提前量，所以轉速到某一階段，發動機的扭矩為最大，當轉速繼續升高時，發動機扭矩就明顯下降。以上分析說明：發動機的扭矩變化受曲柄連杆機構的有關特性的影響。曲柄連杆機構的有關特性是不能改變的，試圖改進燃燒過程來提高發動機的扭矩變化是有限的，現有柴油機採用廢氣增壓，汽油機採用增大進氣量以及合理的充氣係數，扭矩曲線的變化並不顯著。四、從力學原理探討發動機採用點火提前的原因。附圖2、附圖3為曲柄連杆機構運動關係圖，圖中1-活塞、2-氣缸、3-活塞肖、4-連杆、5-曲柄銷、6-曲軸、β-連杆與氣缸中心夾角、a-曲軸轉角。活塞在發動機工質燃燒爆發壓力p的作用下帶動曲軸旋轉運動，相互運動的軌跡如附圖3，為上半程大於下半程的正弦凸輪曲線。根據力學原理，凸輪傳動機構中，凸輪運動的慣性力、力點、角速度隨速度的變化而變化，所以，作用力p的時間應有一定的提前量，才能實現機構的加速運動，發動機採用點火提前的方式符合力學原理，與工質的燃燒過程無關。五、本發明「發動機變矩節能技術」的結構：根據以上的理論分析，證明現有發動機熱效率低的根本原因是力學原因(物理原因)，與熱力學理論無關，本發明採用力學理論去解決現有發動機熱效率低的原因是本發明的出發點。根據力學原理，現有發動機的曲柄連杆機構和飛輪承擔了工質燃燒過程所產生的力p(動力)的貯存和傳遞的作用。根據發動機外特性曲線分析，發動機低速時油耗高，中速時油耗扭矩、功率為最佳狀態，高速時功率下降，油耗增加。根據機械(力學)原理，飛輪矩＝0.5gd2，式g-重量，d-直徑，同一重量的重塊在飛輪的不同直徑所具有的飛輪矩是不同的，直徑越大，重塊的飛輪矩越大。根據以上力學原理，在現有實心圓盤飛輪體內加工對稱均布的多條圓柱形通道，通道內安裝重塊和拉伸彈簧，當飛輪由低速→高速變化時，重塊在離心力作用下克服彈簧的拉力作用向通道的外端移動，重塊所處位置直徑增大，飛輪的飛輪矩增加，當飛輪由高速→低速變化時，重塊的離心力減小，在彈簧拉力作用下重塊向通道底端移動，重塊所處位置直徑減小，飛輪的飛輪矩減小。以上機構具有隨機自動的調節飛輪矩的功能，能實現：①發動機低速時油耗降低(飛輪的總重小於現有飛輪總重)。②發動機由低速→高速的全過程實現轉速，扭矩功率，油耗的同步變化。③由於飛輪矩隨發動機轉速的提高逐步增加，可適當減小點火提前角，同時適當增加發動機的壓縮比。以上三項作用能提高發動機的有效熱效率30％左右。六、本發明的優越性：沒有理論的創新就沒有技術的進步，這是每一個搞發明創造的人應當遵循規則。十幾年來發明人進行理論探索的過程中也消耗了不少精力和財力去設計幾種機構進行研製，最終選擇了本發明。本發明的最大特點是簡單、實用，具有「吹糠見米」，容易大規模商品化生產的特點，同時具有以上分析的三項作用，可將現有發動機的有效熱效率由40％左右提高到50％左右，節約油耗30％左右，可應用於現有柴油、汽油發動機飛輪的改進和提高發動機的壓縮比。七、本發明的具體實施方案：附圖說明附圖1、現有技術「發動機飛輪結構」。附圖2、曲柄連杆機構作用力分析圖。附圖3、曲柄連杆機構運動軌跡圖。附圖4、為本發明「發動機變矩節能技術」第一實施例a型結構簡圖。附圖5、為本發明「動機變矩節能技術」第二實施例b型結構簡圖。附圖6、為本發明「發動機變矩節能技術」第三實施例c型結構簡圖。附圖7、曲柄連杆機構活塞移動距離dx計算圖，說明：該圖為說明書5頁第3行插圖移作附圖7，作為補交附圖7。附圖8、曲炳連杆機構p-dx分析圖(0-40度)，說明：該圖為說明書段號【0045】插圖移作附圖8，作為補交附圖8。附圖9、曲柄連杆機構作功行程受力分析圖，說明：該圖為說明書第2頁第2行插圖移作附圖9。附圖10、曲炳連杆機構傳動效率計算圖，說明：該圖為說明書段號【0027】插圖，移作附圖10。附圖11、曲炳連杆機構受力分析圖，說明：該圖為說明書段號【0035】插圖移作附圖11。附圖12、直線運動機械功傳動效率，說明：該圖為說明書段號【0064】插圖移作附圖12。附圖13、曲柄連杆機構汽油機爆震燃燒過程，說明：該圖為說明書段號【0096】插圖移作附圖13。以下將結合附圖對本發明具體結構作進一步的描述：附圖4展示了本發明的第一實施例，在a型實施例中，發動機飛輪圓周表面加工有一定深度，多個、對稱、均布的圓柱形通道，8在通道8中裝有重塊9，重塊9由圓柱形殼體10和內核11及上蓋12組成，內核11可採用鉛或水銀，殼體10與上蓋12採用螺紋連接，殼體10下端與圓柱螺旋拉伸彈簧13的上掛勾連接，圓柱螺旋拉伸彈簧13的下掛勾與螺栓肖14連接，通道8上端與封蓋15用螺紋連接，當飛輪7由低速→高速運動時，重塊9在離心力作用下克服彈簧13的拉力，向外移動一定的距離，飛輪7的飛輪矩增加：當飛輪7由高速→低速運動時，重塊9的離心力減小，在彈簧13的拉力作用下重塊9向內移動一定的距離，飛輪的飛輪矩減小；當飛輪停止運動時，重塊9在彈簧13的拉力作用下，恢復到初始狀態。以上結構中，重塊9的安裝是先用彈簧13與螺栓肖14連接，再把彈簧13拉出通道外與重塊9連接後在放入通道8內，重塊9與彈簧13應具有一定的預拉力，不能鬆動。以上結構中為防止急加油時重塊9對上封蓋和通道8下臺階產生衝擊和響聲，重塊9的下下端面應硫化一層橡膠。以上結構中通道的數量，重塊的重量，彈簧的拉伸力根據發動機性能選擇，飛輪7應進行動平衡校正。附圖5展示3本發明的第二實施例，在b型實施例中，發動機飛輪7圓周表面加工有一定深度，多個、對稱、均布的圓柱形通道8，在通道8的底部安裝有重塊9，重塊9由圓柱形殼體10和內部裝的水銀16以及上蓋17、上蓋板17上安裝的左單向閥(進)18，右單向閥(出)19組成的一個整體，殼體10和上蓋扳17用螺紋連接，重塊9應在飛輪外裝配後壓入通道8的底部，通道8的上端與密封蓋20用螺紋連接，當飛輪7由低速→高速運動時，水銀16在離心力作用下通過左單向閥(出)18流向通道8的遠端，飛輪7的飛輪矩增加：當飛輪由高速→低速運動時，水銀16的離心力減小，水銀向通道8低端流動，通過右單向閥(進)流入殼體10內，飛輪7的飛輪矩減小；當飛輪7行止運動時，水銀16全部流入殼體10內。以上結構中，重塊9內水銀16的罐裝量為有效容積的90％左右。以上結構中，利用水銀16所具有的比重大，具有流動性的特點可取消重塊9，在通道8中直接加注水銀16，以上結構的缺點是在飛輪開始運動時有一定的短時間的不平衡，當飛輪7旋轉運動時，水銀通過自重的重力和流動性這兩大特點自動調節飛輪的飛輪矩。圖6展示了本發明的第三實施例c型結構，本實施例是應用於現有液壓自動變速的轎車發動機以及小排量摩託車飛輪。在飛輪7的工作端面加工有一定深度，多個、對稱、均布的凹型槽21，在凹型槽21中同意安裝具有凸型結構的a型組件22或b型組件23，同時用螺栓24固定。以上結構中a型組件22應包括實施方案1中的通道8、重塊9、圓柱形螺旋拉伸彈簧13、螺栓肖14、封蓋15，b型組件23應包括實施方案2中的通道8、重塊9、密封蓋20。以上結構是在飛輪7上安裝a型組件或b型組件基礎上再安裝轎車或摩託車的液壓離合器。當前第1頁12