CN101124389A - 内燃机用的动力传递组件 - Google Patents

Abstract

一种用于将内燃机(1010)内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件(2000)。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴(2006)。该动力传递组件进一步包括适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套(2004、2020和/或2026)。该传动轴套与曲轴非刚性地接合，从而允许曲轴在操作过程中绕至少一个轴线(2014)相对于传动轴套自由地旋转和相对于传动轴套沿至少一个方向(2027)自由地线性运动。

Description

内燃机用的动力传递组件

技术领域

本发明总体上涉及内燃机，更具体地，本发明涉及具有动力传递组件的内燃机，该动力传递组件用于将燃烧室内产生的燃烧能量向内燃机外部传递，以用于需要动力的装置。

背景技术

如本领域所公知的那样，内燃机是用于将热能转换为机械功的机械。在内燃机中，随着活塞在燃烧室内滑动，已被引入燃烧室中的燃料-空气混合物被压缩。点火用的高电压施加到安装在燃烧室中的火花塞以产生电火花，从而点燃燃料-空气混合物。在燃烧室内，发生的燃烧向下推动活塞，由此产生通过使用曲轴可转换为旋转输出的力。

发动机的曲轴以高速旋转。由于作用在曲轴上的不均匀的力，曲轴在旋转时经常振动。为了消除作用在曲轴上的不均匀的力，配重经常刚性连接到曲轴，或者更多情况下配重与曲轴形成为一体，以使作用在曲轴上的不均匀的力平衡，由此除去/减小曲轴的振动。

尽管能够起到一些效果，但如上所述的先前研制的曲轴平衡技术在平衡既进行旋转又沿轨道运行从而具有两个旋转轴线的曲轴中没有效果。将配重刚性地直接安装到既进行旋转又沿轨道运行的曲轴上将仅对曲轴绕其自身轴线的旋转的平衡有效，并将导致曲轴沿轨道运动过程中不平衡力增大。因而，存在对以下这种动力传递组件的需要：该动力传递组件具有在既进行旋转又沿轨道运行的同时处于平衡的曲轴。

此外，既进行旋转又沿轨道运行的曲轴具有另外的问题。曲轴以旋转和沿轨道运行方式的运动易于使发动机的旋转部件的错位问题放大。因此，存在对以下这种动力传递组件的需要：该动力传递组件能够减轻或吸收内燃机的内部旋转部件如曲轴的错位。

发明内容

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的一个实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴、以及传动轴套。该传动轴套适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递。该传动轴套与曲轴非刚性地接合，从而允许曲轴在操作过程中绕至少一个轴线相对于传动轴套自由地旋转和相对于传动轴套沿至少一个方向自由地线性运动。

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的另一实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴、以及传动轴套。该传动轴套适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套。该动力传递组件还包括用于使曲轴与传动轴套非刚性地接合以便于曲轴和传动轴套之间的动力传递的接合组件。该接合组件允许曲轴沿至少一个线性方向相对于传动轴套自由地运动。

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的又一实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴、以及传动轴套。该传动轴套适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套。该动力传递组件还包括用于使曲轴与传动轴套非刚性地接合以便于曲轴和传动轴套之间的动力传递的接合组件。该接合组件将扭矩从曲轴直接传递到传动轴套，同时防止离心力从曲轴传递到传动轴套。

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的再一实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动同时绕第一轴线旋转并绕第二轴线做轨道运行的曲轴、以及传动轴套。该传动轴套适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递。该动力传递组件还包括便于曲轴和传动轴套之间的动力传递的接合组件。该接合组件使曲轴与传动轴套非刚性地接合，使得在曲轴的旋转过程中，由于曲轴绕第二轴线的轨道运行而存在于曲轴中的离心力不会向传动轴套传递。

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的另一实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴、以及传动轴套。该传动轴套与曲轴非刚性地接合，该传动轴套适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递。该动力传递组件还包括与曲轴可旋转地连接的曲轴配重，该曲轴配重用于使曲轴在操作过程中的振动降低。曲轴配重沿着相对于传动轴套的旋转轴线基本径向定向的路径可自由地运动。

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的另一实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴。该曲轴绕中心轴线旋转，而该中心轴线又绕轨道轴线做轨道运行。该动力传递组件还包括与曲轴连接的直接传动轴套。曲轴的轨道运动使直接传动轴套以与曲轴绕轨道轴线做轨道运行的速率基本相等的速率旋转运动。该动力传递组件还包括与曲轴接合的减速传动轴套。曲轴的旋转运动和轨道运动结合从而以相对于直接传动轴套降低的速率驱动减速传动轴套。

公开了根据本发明形成的用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件的另一实施例。该动力传递组件包括适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴。该曲轴绕中心轴线旋转，而该中心轴线又绕轨道轴线做轨道运行。该动力传递组件包括第一直接传动轴套和第二直接传动轴套，分别在曲轴的相反端与曲轴接合。曲轴的轨道运动使第一和第二直接传动轴套以与曲轴绕轨道轴线做轨道运行的速率基本相等的速率旋转运动。该动力传递组件还包括与曲轴连接的减速传动轴套。曲轴的旋转运动和轨道运动结合，从而以相对于第一和第二直接传动轴套降低的速率驱动减速传动轴套。

附图说明

通过参照结合附图所做的以下详细说明，可以更好地理解本发明的前述方面和许多伴随而来的优势，其中：

图1是根据本发明形成的往复式内燃机的一个实施例的透视图，示出发动机缸体及相关部件，如安装到发动机缸体的控制板机架和进气歧管；

图2是图1所示内燃机的俯视平面图；

图3是图1所示内燃机的侧视平面图；

图4是图1所示内燃机的俯视平面图，其中发动机缸体的一部分被剖开，示出接收一对相对的基本固定的活塞的往复式缸套的截面图；

图5是图4所示的其中一个基本固定的活塞的一个实施例的正视图；

图6是图4所示的往复式缸套的一个实施例的截面图；

图7是图4所示的往复式缸套的一部分及相关部件的局部截面图，图示了当开始热力循环的压缩部分时的往复式缸套；

图8是图4所示的往复式缸套及相关部件的局部截面图，图示了当往复式缸套转变进入热力循环的膨胀部分时相对于所示基本固定的活塞处于上死点(TDC)位置的往复式缸套；

图9是图4所示的往复式缸套及相关部件的局部截面图，图示了当缸套转变进入以基本固定的活塞的冠部附近的多个进气口打开和排气阀打开为标志的热力循环的扫气部分时的往复式缸套；

图10是图4所示的往复式缸套及相关部件的局部截面图，图示了当往复式缸套通过进气口完全打开和排气阀完全打开进行扫气时相对于所示基本固定的活塞处于下死点(BDC)位置的往复式缸套；

图11是图1所示的往复式内燃机的局部截面图，基本上沿着曲柄-凸轮的中心线以与第一缸套的中心线共面地截取该截面，并且该截面垂直地通过第二缸套的中心线，该第二缸套的定向与第一缸套正交；

图12是根据本发明形成的图11所示的曲柄-凸轮的一个实施例的透视图；

图13是图12所示的曲柄-凸轮的仰视图；

图14是图12所示的曲柄-凸轮的正视图；

图15是图14所示的曲柄-凸轮的侧视图；

图16是示出安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的线性和旋转运动的概略正视图；示出处于完全伸展位置的第一竖直定向缸套和处于中间冲程位置的第二水平定向缸套，其中，放大了一对曲柄轴颈之间的距离，以更好地示出缸套的运动；

图17是图16所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图18是图17的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图17所示的位置绕第一旋转轴线旋转了30°，示出了第一竖直定向缸套向下线性运动时的第一竖直定向缸套和第二水平定向缸套向左线性运动时的第二水平定向缸套；

图19是图18所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图20是图16的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图16所示的位置绕第一旋转轴线旋转了90°，示出了处于中间冲程位置的第一竖直定向缸套和处于完全伸展位置的第二水平定向缸套；

图21是图20所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图22是图16的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图16所示的位置绕第一旋转轴线旋转了150°，示出第一竖直定向缸套向下线性运动时的第一竖直定向缸套和第二水平定向缸套向右线性运动时的第二水平定向缸套；

图23是图22所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图24是示出安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的线性和旋转运动的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图16所示的位置绕第一旋转轴线旋转了180°；示出了处于完全伸展位置的第一竖直定向缸套和处于中间冲程位置的第二水平定向缸套；

图25是图24所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图26是图16的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图16所示的位置绕第一旋转轴线旋转了210°，示出了第一竖直定向缸套向上线性运动时的第一竖直定向缸套和第二水平定向缸套向右线性运动时的第二水平定向缸套；

图27是图26所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图28是图16的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图16所示的位置绕第一旋转轴线旋转了270°；示出了处于中间冲程位置的第一竖直定向缸套和处于完全伸展位置的第二水平定向缸套；

图29是图28所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图30是图16的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略正视图；其中，曲柄-凸轮从图16所示的位置绕第一旋转轴线旋转了360°，示出了处于完全伸展位置的第一竖直定向缸套和处于中间冲程位置的第二水平定向缸套；

图31是图30所示的安装有第一和第二缸套的曲柄-凸轮的概略侧视图；

图32是适用于本发明图示实施例的曲柄-凸轮、传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮和动力输出凸缘的分解图，其中，以截面图示出传动轴套齿轮，用局部剖视图示出传动轴套减速齿轮；

图33是图32所示的传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮、动力输出凸缘和曲柄-凸轮大体经由图32的剖面33-33截取的平面截面端视图，；

图34是图32所示的曲柄-凸轮、传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮和动力输出凸缘的平面端视图，其中，传动轴套减速齿轮从图32所示的位置旋转了1/16圈；

图35是图32所示的曲柄-凸轮、传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮和动力输出凸缘的平面端视图，其中，传动轴套减速齿轮从图32所示的位置旋转了1/8圈；

图36是图32所示的曲柄-凸轮、传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮和动力输出凸缘的平面端视图，其中，传动轴套减速齿轮从图32所示的位置旋转了1/4圈；

图37是图32所示的曲柄-凸轮、传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮和动力输出凸缘的平面端视图，其中，传动轴套减速齿轮从图32所示的位置旋转了3/8圈；

图38是图32所示的曲柄-凸轮、传动轴套齿轮、传动轴套减速齿轮和动力输出凸缘的平面端视图，其中，传动轴套减速齿轮从图32所示的位置旋转了1/2圈；

图39是根据本发明形成的直接传动轴套和滑块的平面端视图；

图40是图39所示的直接传动轴套和滑块的分解俯视图；

图41是图39所示的直接传动轴套和滑块的分解侧视图，另外示出了直接传动轴套接头；

图42是图41所示的直接传动轴套、滑块和直接传动轴套接头的平面端视图；

图43是图42所示的直接传动轴套、滑块和传动轴套接头的平面端视图，其中直接传动轴套从图42所示的位置旋转了90°；

图44是图42所示的直接传动轴套、滑块和传动轴套接头的平面端视图，其中直接传动轴套从图42所示的位置旋转了180°；

图45是图42所示的直接传动轴套、滑块和传动轴套接头的平面端视图，其中直接传动轴套从图42所示的位置旋转了270°；

图46是根据本发明形成的并适用图1-45的往复式内燃机的动力传递组件的替代实施例的局部截面图；

图47是图46所示的直接传动轴套组件的端视图；

图48是图47所示的直接传动轴套组件的分解正视图；

图49是图46所示的动力传递组件的一部分的分解图；

图50是图46所示的直接和减速传动轴套组件的直接传动轴套组件部分的端视图；

图51是图50所示的直接传动轴套组件部分的分解正视图；

图52A-52H是基本上经由图46的剖面52A-52A所截取的截面图，示出了在曲轴组件和直接传动轴套组件旋转一周时按顺序的曲轴组件和直接传动轴套组件；

图53A-53H是基本上经由图46的剖面53A-53A所截取的截面图，示出了在曲轴组件以及直接和减速传动轴套组件旋转一周时按顺序的曲轴组件以及直接和减速传动轴套组件；

图54是图46所示的动力传递组件的替代实施例，其中，一对直接传动轴套的尺寸减小以允许一对配重增大；

图55是图50和51所示的直接传动轴套组件的替代实施例；

图56是基本上经由图55的剖面56-56所截取的图55的直接传动轴套组件的截面图。

具体实施方式

图1-45图示了根据本发明形成的往复式内燃机1010的一个实施例。发动机1010不同于传统的往复式内燃机之处在于：发动机1010使两个缸套1014a和1014b分别在“基本固定”的相对的活塞对1012a与1012b以及1012c与1012d之间彼此正交定向地往复运动。在本详细说明中采用的措词“基本固定”意味着尽管可能能够进行某些运动，但不会如传统发动机的活塞、凸轮轴、连杆、或阀那样依据发动机的曲轴或类似部件而进行运动的零件。换句话说，基本固定零件的运动是分离的并且可相对于发动机的曲轴或类似部件独立地致动。在传统的往复式内燃机中，活塞在固定汽缸内往复运动。

在图1-45所图示的实施例中，许多部件彼此相同，如活塞1012a、1012b、1012c和1012d，以及两个缸套1014a和1014b中的每一个。因此，采用了其中相同结构的部件被赋予共同参考数字并且该参考数字之后跟随选择字母以使其与它们的相同对应物区别开来的编码制。在上下文容许的情况下，在以下说明中对具有相同对应物的一个部件的元件的介绍应被理解为也是对相同对应物的对应元件的介绍。

现在参照图1-3，将讨论根据本发明形成的一个图示实施例的发动机缸体1013和其它相关外部部件。发动机缸体1013是适当的八角形缸体结构，其上平端面1146与下平端面1148相反，在上平端面1146与下平端面1148之间具有用于接收活塞、汽缸及其它相关部件的内部腔。由诸如钢、铸铁或铝等的刚性材料通过诸如切削加工和/或铸造等本领域公知的技术形成发动机缸体1013。两个进气歧管1138和四个方形安装板1136紧固到发动机缸体1013的侧壁。机架安装板1144与每一个安装板1136连接，在每一个机架安装板1144上连接控制板机架1320。

现在参照图1和图4，将说明机架安装板1144。机架安装板1144用作绝热器，阻止发动机缸体1013中产生的热向压缩比和动力设定控制系统1300的各种部件传递，将在以下对此进行更加详细的说明。为了阻止传热，机架安装板1144包含内腔1324。内腔1324通过限制压缩比和动力设定控制系统1300的部件与安装板1136之间的接触来阻止传热。此外，机架安装板1144包括与内腔1324和外部环境流体连通的四个冷却口1326，以使热空气与外部冷空气进行交换。

再次参照图1-3，与压缩比和动力设定控制系统1300相关的每个活塞1012的远端和上燃烧室管路1312从控制板机架1320突出。与压缩比和动力设定控制系统1300相关的下燃烧室管路1314也从机架配合板1144突出。根据具体情况而定，排气口1142位于控制板机架1320的上方或下方。排气口1142与位于发动机缸体1013内部的排气通道1037(参见图10)流体连通，并允许发动机1010的燃烧室中产生的燃烧产物排出到大气中。优选地，将公知的排气收集、处理、和/或消声器系统(未示出)与排气口1142流体连通地连接。每个进气歧管1138均包括两个进气口1140。优选将可包括诸如化油器和/或过滤器的部件的公知进气系统与每个进气口1140连接。

参照图4，现在主要集中讨论内燃机1010的内部部件，发动机1010包括两个双缸套1014a和1014b，两个双缸套1014a和1014b中的每一个分别在缸套1014a和1014b的相反端接收两个基本固定的相对的活塞1012a和1012b以及1012c和1012d。缸套1014a和1014b在发动机缸体1013内相对于彼此垂直且偏置地安装。缸套1014a和1014b在第一伸展位置和第二伸展位置之间交替地往复运动。更具体地，对于缸套1014a，缸套1014a在第一伸展位置和第二伸展位置之间往复运动，其中，如图4所示，第一伸展位置是缸套1014a相对于第一活塞1012b处于上死点(TDC)位置和相对于第二活塞1012a处于下死点(BDC)位置的位置，第二伸展位置是缸套1014a相对于第一活塞1012b处于BDC位置和相对于第二活塞1012a处于TDC位置的位置。第二缸套1014b类似地在第一伸展位置和第二伸展位置之间往复运动。然而，第二缸套1014b与第一缸套1014a相差180°相位地往复运动，从而当第一缸套1014a处于伸展位置时，第二缸套1014b处于中间冲程位置。缸套1014通过曲轴彼此连接，为了本详细说明，该曲轴将被称作曲柄-凸轮1016。曲柄-凸轮1016将缸套1014的线性运动转换成旋转运动，如以下进一步详细讨论的那样。

参照图5，现在说明根据本发明形成的四个基本固定的活塞1012中的一个的实际结构。由于活塞1012基本上彼此相同，所以在上下文容许的情况下，对图5图示的活塞1012a的介绍应应理解为也是对对应的其它三个活塞1012b、1012c和1012d(参见图4)的介绍。活塞1012a是具有同心且垂直地安装到轴1020的活塞头1018的中空筒状柱塞。活塞头1018和轴1020都具有对准的内孔，该对准的内孔形成径向贯穿活塞1012的中心的通路1022。通路1022使活塞1012的重量大大减小，同时还允许接近配置在活塞头1018内的火花塞1024和/或燃料喷射器(未示出)。活塞1012包含用于在其内安装火花塞1024和/或燃料喷射器的火花塞或喷射器孔1023。

两个压缩环1030沿圆周安装在活塞头1018上。如本领域公知的那样，压缩环1030主要在热力循环的压缩和膨胀部分期间防止经过活塞头1018的燃烧气体和产物泄漏。尽管未示出，但如本领域公知的那样，活塞头1018还可以包括开槽油环。在压缩环1030附近，活塞头1018的直径基本等于缸套1014的直径。此后，活塞头1018的直径可以沿着活塞头1018的长度成锥形，导致活塞头1018的一部分与具有相对较小直径的压缩环间隔开。

压缩比控制板1026沿圆周安装在轴1020上。压缩比控制板1026适于在板1026的上下环状表面1025和1027上接收加压控制流体。通过有选择地提供跨过环状表面1025和1027的压力差，可以调节活塞1012a相对于发动机缸体的轴向位置，以使发动机的动力设定和压缩比得到调节，如以下更加详细说明的那样。两个开槽油环1028沿圆周安装在压缩比控制板1026上，由此防止任何控制流体泄漏。

参照图6，现在说明与两个上述基本固定的活塞1012一道操作的往复式双缸套1014a。由于双缸套1014彼此基本上相同，所以在上下文容许的情况下，对图6图示的缸套1014a的介绍应理解为也是对另一缸套1014b(参见图4)的介绍。双缸套1014a是大体细长的筒状结构，该筒状结构在缸套1014a的上部远端中同心地形成有第一轴向对准孔，由此形成用于往复地接收活塞1012a(参见图4)的第一汽缸1032a。缸套1014a中的同心形成的第二轴向对准孔位于缸套1014a的相反的下部远端上，由此形成用于往复地接收第二活塞1012b(参见图4)的第二汽缸1032b。汽缸1032a和1032b的形状和尺寸形成为以间隙配合关系接收活塞1012a和1012b，如本领域公知的那样。

现在参照图4、6和7，排气阀座1034位于汽缸1032的内端或底端。通过本领域公知的技术形成排气阀座1034，以在其中接收排气阀。用于从汽缸1032中排出废气的四个排气通道1036与排气阀座1034流体连通。阀杆孔1038在中心穿过缸套1014a。阀杆孔1038的尺寸形成为接收排气阀1052的杆。阀弹簧罩1040与阀杆孔1038连通。该阀弹簧罩1040的尺寸和构造形成为接收用于将排气阀偏压到关闭位置的弹簧。曲柄-凸轮罩1042与阀弹簧罩1040连通。曲柄-凸轮罩1042的尺寸和构造形成为接收曲柄-凸轮1016并允许曲柄-凸轮106在其内旋转。

现在参照图6和11，通过在离缸套两端距离相等的位置垂直贯穿缸套1014a的筒状成形孔1150形成曲柄-凸轮罩1042。孔1150的半径基本等于从曲柄-凸轮1016的中心线到曲柄-凸轮1016的曲柄轴颈1072的外表面测得的距离。该半径尺寸使得在操作过程中曲柄轴颈可在曲柄-凸轮罩1042的孔1150内自由地旋转。孔1150的直径在孔1150的中心向外突然步进，以形成突起(lobe)间隙孔1152。突起间隙孔1152的半径等于或大于从曲柄-凸轮的中心线到曲柄-凸轮1016的突起1054的远端或顶点测得的距离。该半径尺寸为突起1054提供足够的间隙，以在曲柄-凸轮罩1042内自由地旋转。

环状预压缩板1044位于缸套1014a的相反的远端上。环状预压缩板1044用于压缩燃烧气体并向汽缸1032输送该加压燃烧气体，如以下将更加详细地讨论的那样。进气口1046位于环状预压缩板1044附近。在所图示的实施例中，进气口1046绕汽缸1032以60°的间隔沿圆周隔开；然而，对于本领域技术人员明显的是其它构造也是适合的。在汽缸1032的扫气和装填操作过程中，进气口1046允许燃烧气体进入汽缸1032中。内、外燃烧气体/油封圈1048位于环状预压缩板的内、外表面上。由此，封圈1048防止流体通过，如以下更加详细地说明的那样。

现在参照图7，根据往复式双缸套1014和基本固定的活塞1012的上述说明，现在将讨论热力循环中重要事件过程中往复式双缸套1014和基本固定的活塞1012及其相关部件彼此之间的关系。本发明的往复式内燃机1010的图示实施例以两冲程循环操作。因此，对于曲柄-凸轮1016的每次回转，各个活塞1012在两个冲程中完成热力循环，由缸套1014相对于包含在缸套1014内的基本固定的活塞1012从TDC位置到BDC位置(反之亦然)的运动限定单个冲程。因此，缸套1014的每个冲程是相对于每个活塞1012的动力冲程或压缩冲程，该动力冲程也已知为膨胀冲程。这需要进气和排气功能(即，扫气)在每个动力冲程结束时并在随后的压缩冲程之前快速地发生。在所图示的实施例中，对于曲柄-凸轮1016的每一次回转，各活塞1012经历一个动力冲程，从而对于给定RPM导致动力冲程是类似设计的四冲程循环发动机中的动力冲程的两倍。

仍参照图7，缸套1014在热力循环的压缩部分开始处并示出。更具体地，缸套1014被示出为从缸套的BDC位置朝向活塞1012向上运动。随着缸套1014向上运动，活塞1012完全覆盖进气口1046，由此密封汽缸1032。在所示的位置，曲柄-凸轮1016上的排气突起1054的定向如同阀杆1066离开排气突起1054，由此使阀弹簧1056将排气阀1052偏压到关闭位置。在关闭位置，排气阀1052密封地与缸套1014中的排气阀座1034接合，由此防止任何燃烧气体从汽缸1032排出。如上所述地构造，燃烧气体被密封地包含在燃烧室1033内，该燃烧室1033由汽缸1032的侧周壁和底周壁以及活塞头1018的端面或冠部1019限定。

随着缸套继续接近活塞，相对于活塞1012从其BDC位置离开并接近其TDC位置，燃烧室1033的容积相应地减小，由此压缩包含在燃烧室内的燃烧气体。现在参照图8，当缸套1014相对于活塞1012到达其TDC位置时或者刚好在缸套1014相对于活塞1012到达其TDC位置之前，高电压火花1058通过公知手段由火花塞1024(参见图5)放电产生，由此点燃燃烧气体。随着燃烧气体燃烧，燃烧引起的产物膨胀，推动缸套1014远离活塞1012。现在参照图9，燃烧产物的膨胀继续向下推动缸套1014并使其远离活塞1012，直至循环中排气阀1052位移离开其座1034且进气口1046露出的点，由此开始对来自燃烧室1033的燃烧产物进行扫气。

然而，在对来自燃烧室1033的燃烧产物进行扫气之前，对新体积燃烧气体加压以帮助燃烧室1033的扫气。在本发明的所图示的实施例中，这通过经由进气室1064清扫环状预压缩板1044来实现。更具体地，随着缸套1014从图7所示的位置向上行进至图8所示的位置，迫使环状预压缩板1044清扫通过筒状进气室1064。随着预压缩板1044向上清扫通过进气室1064，在进气室1064内产生真空，该真空将新燃烧气体吸入进气室1064。公知的单向簧片止回阀(未示出)在防止任何燃烧气体或燃烧产物从进气室1064流出的同时允许燃烧气体流入进气室1064。

随着缸套1014从图8所示的位置向下行进至图9所示的位置，即从TDC位置行进至BDC位置，当进气口1046被活塞1012封锁时进气室1064是密封的压力容器，并且单向簧片止回阀防止燃烧气体从进气室1064排出。随着预压缩板1044向下扫过进气室1064，包含在进气室1064中的燃烧气体被压缩，直至通过进气口1046露出将该燃烧气体释放到燃烧室1033中为止。

进气室1064优选包含比燃烧室1033的最大排量大的容积。在所图示的实施例中，进气室1064是燃烧室的最大排量的三倍大，尽管对于本领域技术人员来说明显的是进气室容积与燃烧室最大容积的其它比率也是适用于本发明的，如低至1∶1，高至3∶1或更高。作为进气室1064相对于燃烧室1033的更大容积的结果，能够以提高的压力提供燃烧气体。由此，通过选择进气室1064的相对尺寸，可以实现与增压或涡轮增压的传统发动机中达到的类似的提高压力的燃烧气体。燃烧气体的加压即使在低RPM下也发生，而不像传统增压或涡轮增压发动机那样，传统增压或涡轮增压发动机通常不能在低RPM下提供足够燃烧气体加压，从而导致当发动机到达能够提供足够加压燃烧气体的提高的RPM时发动机性能滞后。

燃烧室1033的扫气在动力冲程结束时开始。动力冲程结束的标志是进气口1046和排气阀1052的打开。如图9所示，这在缸套1014向下运动并远离基本固定的活塞1012至进气口1046开始露出并且排气阀1052开始从其座1034抬起时发生。当进气口1046开始露出时，包含在预压缩板1044下方的进气室1064内的加压燃烧气体被释放到燃烧室1033中。大约同时，在曲柄-凸轮1016的突起1054与阀杆1066接合时，排气阀1052开始被抬起离开阀座1034，由此朝向基本固定的活塞1012配置排气阀1052。因而，当包含在进气室1064中的加压燃烧气体从进气室1064经由进气口1046并经由燃烧室1033释放时，包含在燃烧室1033中的燃烧产物开始被从燃烧室1033中扫除。当缸套1014中的排气通道1036与位于发动机缸体1013中的排气通道1037对准时，加压燃烧气体进入到燃烧室1033中，迫使燃烧产物从排气通道1036排出。

排气通道1037位于发动机缸体1013中央，并且根据缸套1014的位置与缸套1014中的第一对排气通道1036a和第二对排气通道1036b流体连通地交替对准。更具体地，当缸套1014相对于第一活塞1012a位于BDC位置时，与第一活塞1012a相关的第一对排气通道1036a与发动机缸体1013中的排气通道1037流体连通。当缸套相对于与第一活塞相对的第二活塞运动至BDC位置时，与第二活塞相关的第二对排气通道1036b将与发动机缸体1013中的排气通道1037流体连通。

现在回到发动机的操作，缸套1014继续远离基本固定的活塞1012a运动，直至缸套1014到达BDC为止。在BDC，如图10所示，进气口1046和排气阀1052完全打开。此时，加压燃烧气体正高速流入燃烧室1033，由此清除燃烧产物的燃烧室1033并用新鲜燃烧气体再填充燃烧室1033。随着曲柄-凸轮1016继续顺时针旋转经过BDC位置，当突起1054与阀杆1066脱离且缸套1014朝向基本固定的活塞1012运动时，排气阀1052缩回到关闭位置，由此封闭进气口1046。因而，燃烧室1033被完全密封，包含在其中的燃烧气体开始被压缩，从而使循环回到图7所示的位置。

参照图12-15，现在进一步详细说明图示实施例的曲柄-凸轮1016。曲柄-凸轮1016起到传统往复式内燃机中的曲轴和凸轮轴二者的功能。曲柄-凸轮1016包括三个圆形曲柄腹板1070、两个曲柄轴颈1072a和1072b、以及两个曲柄-凸轮突起1054。曲柄-凸轮1016可以是由单件锻造的钢或其它适当刚性材料制成，或者可以是例如通过将分开的锻造曲柄轴颈1072冷缩装配到铸造曲柄腹板1070来构造。尽管曲柄腹板1070相对于彼此是同心对准的，但曲柄轴颈1072相对于彼此偏置等于冲程长度的一半的距离并且相对于曲柄腹板1070的中心线1074也是偏置的。

现在参照图4和图12-15，曲柄轴颈1072a和1072b相对于彼此配置成当第一缸套1014a相对于一个活塞1012b处于TDC关系而相对于第二相对活塞1012a处于BDC关系时，第二缸套1014b距其相对的两个活塞1012c和1012d的距离相等。同样，各个曲柄轴颈1072的曲柄-凸轮突起1054面向相反方向，从而当第一曲柄-凸轮突起1054a已经使排气阀1052相对于活塞1012a定位在其完全打开位置时，另一曲柄-凸轮突起1052b距相对的基本固定的活塞1012c和1012d的距离相等，因此，不与任一排气阀的阀杆接合，从而使各排气阀处于关闭位置。

如对于本领域技术人员来说明显的那样，通过使与相对的活塞1012b有关的气体膨胀来提供用于压缩与第一活塞1012a相关的燃烧气体的力。因此，如对于本领域技术人员来说明显的那样，施加在曲柄轴颈1072a上的力是由燃烧气体膨胀产生的膨胀力减去压缩与相对的活塞有关的燃烧气体所需的压缩力得到的合力。此外，由于压缩力和膨胀力共线，所以同时施加膨胀力和压缩力不会在曲柄-凸轮1016上产生力矩。因而，相对于未利用共线的压缩力对抗膨胀力的传统发动机的曲轴，本发明的曲柄-凸轮1016的尺寸可以减小。

现在参照图12-15和图16-31，现在说明在操作过程中相对于曲柄-凸轮1016缸套1014a和1014b之间的关系。参照图16和17，其中图17是图16所示部件的侧视图，第一缸套1014a竖直地安装在第一曲柄轴颈1072a上。第二缸套1014b相对于第一缸套1014a垂直地、由此水平地安装在第二曲柄轴颈1072b上。第一缸套1014a被发动机缸体限制到由参考数字1100表示的线代表的竖直往复行进路径。同样，第二缸套1014b被发动机缸体限制到由参考数字1098表示的线代表的水平往复行进路径。

缸套1014a和1014b的往复线性运动经由曲柄-凸轮1016转变成旋转运动。更具体地，曲柄-凸轮1016在两个旋转轴线上旋转。第一旋转轴线1074围绕曲柄-凸轮1016的中心线。更具体地，第一旋转轴线1074由与每个曲柄轴颈1072a和1072b的中心线1076a和1076b共面、平行且距离相等的线限定。在操作过程中，曲柄-凸轮1016绕第一旋转轴线1074旋转，同时第一旋转轴线1074进一步环绕第二旋转轴线1078沿圆形轨道1080旋转。第二旋转轴线1078限定为与第一缸套1014a和第二缸套1014b二者的中心线正交的线，该线二等分每个缸套1014a和1014b的冲程的中点。相对于第二旋转轴线1078，圆形轨道1080的半径等于四分之一冲程长度。

仍参照图16和17，缸套1014a示出在伸展位置，其中缸套1014a相对于其两个相对活塞处于TDC和BDC位置，而缸套1014b示出在中点位置，其中缸套1014b距相应的相对活塞的距离相等。在该构型中，第二旋转轴线1078与曲柄轴颈1072b的中心线共线并二等分缸套1014b的冲程长度的中点。随着曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b沿着缸套1014b的水平行进路径1098向左线性运动。同样，曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a沿着其相关缸套1014a的竖直行进路径100向下线性运动至图18和19所示的构型。

参照图18和19，示出在曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074已经旋转30°之后的连接有缸套1014a和1014b的曲柄-凸轮。因而，缸套1014a示出为其从图16和图17所示的伸展位置向下线性运动并离开该伸展位置，缸套1014b示出为其从图18和图19所示的中点位置向左行进。随着曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b沿着缸套1014b的水平行进路径1098向左线性运动。同样，曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a沿着其相关缸套1014a的竖直行进路径1100向下线性运动至图20和21所示的构型。

现在参照图20和21，示出在曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074已经旋转90°之后的连接有缸套1014a和1014b的曲柄-凸轮。因而，缸套1014b示出处于相对于其两个相对活塞的伸展位置，而缸套1014a示出在中点位置，其中缸套1014a距其相应的相对活塞的距离相等。在该构型中，第二旋转轴线1078与曲柄轴颈1072a的中心线1076a共线并二等分缸套1014a的冲程长度的中点。随着曲柄-凸轮继续绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b改变方向并且现在沿着缸套1014b的水平行进路径1098向右线性运动。曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a继续沿着其相关缸套1014a的竖直行进路径1100向下线性运动至图22和23所示的构型。

现在参照图22和23，示出在曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074已经旋转150°之后的连接有缸套1014a和1014b的曲柄-凸轮。因而，缸套1014a示出为其从图20和21所示的中途位置向下线性运动，而缸套1014b示出为其从图20和21所示的伸展位置向右行进。随着曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b沿着缸套1014b的水平行进路径1098向右线性运动至其中点位置。同样，曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a沿着相关缸套1014a的竖直行进路径1100向下线性运动至图24和25所示的构型。

参照图24和25，缸套1014a示出在伸展位置，其中缸套1014a位于相对于其两个相对活塞的TDC和BDC位置，而缸套1014b示出在中点位置，其中缸套1014b距其相应的相对活塞的距离相等。在该构型中，第二旋转轴线1078与缸套1014b的曲柄轴颈的中心线共线并二等分缸套1014b的冲程长度的中点。随着曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b沿着缸套1014b的水平行进路径1098向右线性运动。同样，曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a沿着相关缸套1014a的竖直行进路径1100向上线性运动至图26和27所示的构型。

参照图26和27，示出在曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074已经旋转210°之后的连接有缸套1014a和1014b的曲柄-凸轮。因而，缸套1014a示出为其向上线性运动并离开图24和25所示的伸展位置，而缸套1014b示出为其从图24和25所示的等距离位置向右行进。随着曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b沿着缸套1014b的水平行进路径1098向右线性运动。同样，曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a沿着相关缸套1014a的竖直行进路径1100向上线性运动至图28和29所示的构型。

现在参照图28和29，示出在曲柄-凸轮绕第一旋转轴线1074已经旋转270°之后的连接有缸套1014a和1014b的曲柄-凸轮。因而，缸套1014b示出在相对于其两个相对活塞的伸展位置，而缸套1014a示出在中点位置，其中缸套1014b距其相应的相对活塞的距离相等。在该构型中，第二旋转轴线1078与曲柄轴颈1072b的中心线共线并二等分缸套1014b的冲程长度的中点。随着曲柄-凸轮继续绕第一旋转轴线1074顺时针旋转而第一旋转轴线1074同时沿着以第二旋转轴线1078为中心的圆形轨道1080逆时针旋转，曲柄轴颈1072b及其相关缸套1014b改变方向，现在沿着缸套1014b的水平行进路径1098向左线性运动。曲柄轴颈1072a及其相关缸套1014a沿着相关缸套1014a的竖直行进路径1100继续向上线性运动至图30和31所示的构型，从而使发动机回到图16和17所示的构型，这标志着相对于每个活塞的单个热力循环完成。

现在参照图11，更加详细地说明曲柄-凸轮1016与缸套1014a和1014b之间的相互关系。图11示出根据本发明形成的往复式内燃机1010的局部截面。基本上沿着曲柄-凸轮1016的纵向长度截取该截面。在这样截取的截面的情况下，竖直定向缸套1014a沿着缸套1014a的中心线切开。由于缸套1014b的定向与缸套1014a正交，由此在水平定向上，该截面在缸套1014b端部之间的中间位置横向地通过缸套1014b。缸套1014a示出为相对于活塞1012a(未示出)处于BDC构型并且相对于活塞1012b成TDC关系。

缸套1014b示出为距其相对活塞的距离相等。在如此构型的曲柄-凸轮1016的情况下，与曲柄轴颈1072a关联的突起1054a已接合与活塞1012a关联的排气阀1052的阀杆1066a，从而将阀1052抬离其座1034。与缸套1014b的曲柄轴颈1072b关联的突起1054b示出为在相对的基本固定的活塞的阀杆之间等距。由于缸套1014b位于与缸套1014b关联的相对的活塞之间的中点，所以缸套1014b当前不经受扫气。因此，发动机缸体1013中的排气通道1037仍未构造成与缸套1014b的排气通道1036(参见图6)流体连通。

现在参照图32说明减速传动轴套系统1094的部件。减速传动轴套系统1094将曲柄-凸轮1016的往复和旋转运动转换为绕动力输出轴1084的中心线的旋转运动。减速传动轴套系统1094包括传动轴套减速齿轮1082和传动轴套齿轮1086。传动轴套减速齿轮1082还包括沿着传动轴套齿轮接收凹部1096的筒状周壁配置的内齿轮齿1090。传动轴套减速齿轮1082通过公知手段如紧固件与动力输出传动凸缘1080刚性连接。动力输出轴1084垂直并同心地安装到动力输出传动凸缘1080上。动力输出轴1084的中心线与第二旋转轴线1078共线。传动轴套齿轮1086具有形状和尺寸形成为与传动轴套减速齿轮1082的内齿轮齿1090互相配合的外齿轮齿1088。传动轴套齿轮1086具有形状和尺寸形成为接收盘状曲柄腹板1070的曲柄腹板1070的接收凹部1092。曲柄腹板1070通过现有技术中的公知手段如紧固件与传动轴套齿轮1086的接收凹部1092刚性连接。

基于减速传动轴套系统1094的部件的上述说明，现在说明减速传动轴套系统1094的操作。参照图33-38，字母A用作传动轴套齿轮1086上任意选择的参考点，字母B用作传动轴套减速齿轮1082上任意选择的参考点。参考字母C标记出曲柄轴颈1072b的中心点并由此标记出缸套1014b(未示出)的中心点，参考字母D标记出曲柄轴颈1072a的中心点并由此标记出缸套1014a(未示出)的中心点。

现在参照图33，传动轴套齿轮1086配置在传动轴套减速齿轮1082内，从而传动轴套齿轮1086的外齿轮齿1088与传动轴套减速齿轮1082的内齿轮齿1090啮合。随着传动轴套减速齿轮1082与传动轴套齿轮1086在啮合的同时顺时针旋转，传动轴套齿轮1086上的参考点D沿着水平参考线1098往复运动。参考线1098表示缸套1014b(未示出)的线性路径并且与图16-31中所示的参考线相同。同样，参考点C沿着竖直参考线1100往复运动。竖直参考线1100表示缸套1014a(未示出)的线性路径并且与图16-31中所示的参考线相同。随着传动轴套减速齿轮1082与传动轴套齿轮1086顺时针旋转，参考点D沿着其参考线1098向右运动，参考点C沿着其参考线1100向上运动。

现在参照图34，传动轴套齿轮1086已经从图33所示的构型顺时针旋转了八分之一圈，而传动轴套减速齿轮1082已经从图33所示的构型顺时针旋转了十六分之一圈。如参照图34明显可见的那样，参考点C和D仍位于它们各自的参考线1100和1098上，由此保持曲柄轴颈的中心的线性行进路径并由此保持它们连接的缸套的中心的线性行进路径。

参照图35，现在传动轴套齿轮1086已经从图33所示的构型顺时针旋转了四分之一圈，而传动轴套减速齿轮1082已经从图33所示的构型顺时针旋转了八分之一圈。通过参照图35，可以看到参考点C从图34所示的位置沿着线性参考线1100向上竖直运动，而参考点D从图34所示的位置沿着水平参考线1098已水平运动到右侧。参考点D当前处于其“顶点”；因此，相应缸套处于伸展位置，其中缸套相对于与缸套关联的基本固定的相对活塞处于TDC和BDC位置。随着传动轴套齿轮1082进一步顺时针旋转，参考点D沿着参考线1098从向右方向行进转变为向左方向行进。

现在参照图36，传动轴套齿轮1086已经旋转了二分之一圈，而传动轴套减速齿轮1082已经旋转了四分之一圈。现在参考点C处于其顶点；因此，对应的缸套处于伸展位置，其中缸套相对于与缸套关联的两个基本固定的相对活塞处于TDC和BDC位置。随着传动轴套齿轮1082进一步顺时针旋转，参考点C沿着参考线1100从向上方向行进转变为向下方向行进。

现在参照图37，传动轴套齿轮1086已经旋转了四分之三圈。传动轴套减速齿轮1082已经旋转了八分之三圈。现在参考点C处于参考路径1100的中心。该中心位置表明现在与参考点C关联的缸套距与缸套关联的基本固定的活塞的距离相等。因此，参考点D现在处于顶点。因此，与参考点D关联的缸套处于伸展位置，并由此相对于与缸套关联的基本固定的相对活塞处于TDC和BDC位置。

现在参照图38，如参考点A和B的相对位置所示，传动轴套齿轮1086已经旋转了一整圈，而传动轴套减速齿轮1082已经旋转了二分之一圈。在传动轴套齿轮1086的一整圈旋转中，每个独立活塞已经经过一个完整的热力循环。通过控制直径和所涉及的齿轮齿的可能的量，如对本领域技术人员来说明显的那样，发动机RPM与动力输出轴1084的RPM的不同减速比是可能的。在图33-38所示的图示实施例中，传动轴套齿轮1086具有30个轮齿，传动轴套减速齿轮1082具有40个轮齿。在传动轴套齿轮1086的一个360°旋转中，传动轴套齿轮1086偏心带动(cam)传动轴套减速齿轮1082的60个齿。传动轴套减速齿轮1082具有40个齿；因此，其在该过程中旋转20个齿的距离，导致传动轴套减速齿轮1082和所连接的轴旋转180°。由此，实现RPM的2∶1的减速比。

通常需要具有以与发动机相同的RPM(更具体地以曲柄-凸轮的RPM)旋转的直接传动轴套轴。直接传动轴套轴可以用于驱动附属装置如分配器。参照图39-41，图示了根据本发明形成的并适于与本发明一起使用的直接传动轴套系统1102。直接传动轴套系统1102包括直接传动轴套接头1104、直接传动轴套1106、直接传动轴套轴1108和滑块1110。这些部件组合工作以将曲柄-凸轮的旋转和往复运动转变成直接传动轴套输出轴1108的旋转运动。

现在讨论直接传动轴套接头1104的构造。直接传动轴套接头1104是分别具有内环面(面向发动机)1114和外环面(远离发动机面向)1116的盘状构件。曲柄腹板接收凹部1118邻近内环面1114形成，曲柄腹板接收凹部1118接收其中一个曲柄腹板1070(参见图14)并且该曲柄腹板刚性紧固在该曲柄腹板接收凹部1118内。驱动轴1112相对于外环面1116垂直且同心地安装。驱动轴1112被接收在孔1120内，该孔1120位于滑块1110内。

现在讨论滑块1110的构造。滑块1110通常是具有弓形端1122的矩形块结构，该弓形端1122形成为与直接传动轴套1106的外圆周匹配。滑块1110的长度和宽度选择为与形成在直接传动轴套1106中的槽1124的长度和宽度匹配，由此允许滑块1110被接收在槽1124内。优选地，对滑块1110和滑块1110装载在其内的直接传动轴套1106的槽1124二者的接触表面进行抛光处理，以减少摩擦和磨损。

直接传动轴套1106是分别具有内圆平面(面向发动机)1126和外圆平面(远离发动机面向)1128的盘状构件。用于接收滑块1110的槽1124形成在内平面1126上。直接驱动输出轴1108垂直且同心地安装在外平面1128上。

现在参照图42-45说明直接传动轴套系统1102的操作。现在参照图42，示出了直接传动轴套系统1102的平面端视图，示出了拆除曲柄-凸轮的直接传动轴套接头1104的内平面1114和直接传动轴套1106的内圆平面1126。接头1104的驱动轴1112以虚象示出。示出滑块1110；然而滑块1110的大部分被接头1104遮掩。字母A是直接传动轴套1106的外周上的任意选择的参考点，字母B是直接传动轴套接头1104上的任意选择的参考点。

仍参照图42，直接传动轴套接头1104的中心由参考数字1130表示。直接传动轴套1106的中心由参考数字1132表示。直接传动轴套接头1104绕其中心1130旋转，同时还沿着圆形轨道1134绕直接传动轴套1106的中心1132回转，圆形轨道1134具有与1/4冲程长度相等的半径。

图43示出从图42所示状态逆时针旋转1/4圈的直接传动轴套系统1102。图44示出从图42所示状态逆时针旋转1/2圈的直接传动轴套系统1102。图45示出从图42所示状态逆时针旋转3/4圈的直接传动轴套系统1102。由于如图42-45所示，参考字母A和B在直接传动轴套接头1104和直接传动轴套1106的旋转过程中保持径向对准，因此对于本领域技术人员明显的是接头1104和直接传动轴套1106二者以相同速率旋转。因此，直接传动轴套输出轴1108(参见图41)可以用于驱动需要以发动机RPM旋转的旋转输入的部件。

对图42-45仔细研究可以看出，在操作过程中滑块1110不运动。如果发动机零件被构造成具有零公差，即如果所有零件都根据规格完美精确地制造，则上述是真实的。然而，如果零件被构造或磨损成在一定的所选公差之内(即，距所选尺寸正负千分之十英寸)，作为通常情况，滑块1110将在槽1124内进行微小运动，由此“吸收”零件的公差，减轻振动并减少零件结合的趋势。

像所有内燃机一样，图示的往复式内燃机1010在操作过程中产生大量热，多数热是燃烧过程的结果，其余的热通过缸套内气体的压缩和发动机1010的运动零件之间的摩擦产生。通过在冷却系统将发动机1010的温度保持在控制下，该冷却系统使冷却剂经由发动机缸体中的通道并环绕关键零件循环，以去除过量热并使通过加热产生的应力平衡。由于内燃机冷却系统的设计和部件是本领域公知的，所以为了清楚起见，未示出发动机中的冷却通道和冷却系统的部件。

参照图46-53，提供了一种根据本发明形成的并适用于向发动机外部传递内燃机中所产生的动力以供使用的动力传递组件2000的一个实施例。尽管用参照图1-45示出并说明的内燃机进行了图示和说明，但图示的实施例还可以用于所有类型的内燃机中，包括具有固定活塞的内燃机，如在美国专利No.6,598,567和6,032,622中公开的内燃机，这些公开内容通过引用特意包含于此，如对于本领域技术人员来说明显的那样，还包括具有固定汽缸和移动活塞的更传统的发动机设计。

回到图46，通常来说，动力传递组件2000将汽缸(或者更传统设计的内燃机中的活塞)的线性运动转变成旋转运动，并允许将发动机中的燃料燃烧产生的动力向发动机外部传递以供使用，如提供用于驱动车轮的动力。

图46-53的动力传递组件2000包括两个子组件：曲轴组件2002和传动轴套组件2004。曲轴组件2002除了以下更加详细说明的少数几处例外之外，与图12-15所示的曲柄-凸轮1016基本类似。传动轴套组件2004除了包含用于改进动力传递组件2000中的振动平衡的部件并且具有在发动机一侧提供减小的且直接动力输出的能力之外，与图32-45所示的减速传动轴套系统1094和直接传动轴套系统1102基本类似。由于图46-53的动力传递组件2000的部件和操作与就图1-45所说明的实施例的对应部件基本类似，所以为了简洁，该详细说明将仅集中在与上述实施例不同的结构和操作方面。

仍然参照图46，如上所述，动力传递组件2000包括曲轴组件2002。曲轴组件2002包括曲轴2006，由于曲轴2006包括配置在曲轴上用于如上所述的阀致动的一对凸轮2008，所以该曲轴2006在图示实施例中标记为“曲柄-凸轮”的形式。除了包括动力传递装置如动力传递齿轮2010和用于允许曲轴配重可旋转地与曲轴连接的旋转接合组件之外，本实施例的曲轴2006与图1-45的曲柄-凸轮1016基本类似，图示实施例的旋转接合组件是可旋转地接收一对曲轴配重的一对短轴2012的形式。齿轮2010和短轴2012相对于曲轴2006的旋转轴线2014同心。其中一个短轴2012从最右侧曲柄腹板2018向外延伸且延伸到齿轮2010外侧。另一短轴2012从最左侧曲柄腹板2016向外延伸。如以下进一步详细说明的那样，短轴2012和齿轮2010帮助动力从曲轴2006向传动轴套组件2004传递。

仍然参照图46，传动轴套组件2004包括两个子组件：直接传动轴套组件2020以及直接和减速传动轴套组件2022。关注直接传动轴套组件2020，直接传动轴套组件2020将曲轴2006的旋转和往复运动转变为直接传动轴套输出轴2024的旋转运动。直接传动轴套输出轴2024以与发动机相同的RPM旋转，更具体地，直接传动轴套输出轴2024以与曲轴2006绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038轨道运行相同的RPM旋转。直接传动轴套输出轴2024可以用于驱动位于发动机外部的物件，如附属装置，一个合适的例子是分配器。直接传动轴套组件2020包括直接传动轴套2026、直接传动轴套轴2024和平衡滑块2028。

回到图46-48，现在讨论平衡滑块2028的构造。平衡滑块2028包括随动件2029，该随动件2029是具有形成来与直接传动轴套2026的外圆周匹配的弓形端2030的大体矩形块结构。随动件2029的宽度选择为与形成在直接传动轴套2026中的滑槽或槽2032的宽度匹配，由此允许随动件2029被可滑动地接收在槽2032内。优选地，对随动件2029和槽2032彼此接触的接触表面施加抛光处理，以减小摩擦和磨损。

随动件2029与槽2032组合形成滑动组件，作为接合组件2031的一部分。接合组件2031用于使曲轴2006与一对输出轴2024和2046非刚性接合，以便于曲轴2006与输出轴2024和2046之间的扭矩的直接传递，同时仍允许曲轴2006相对于输出轴2024和2046运动，以吸收曲轴2006的任何错位。而且，曲轴2006能够相对于直接传动轴套2026或2066绕至少一个轴线(即贯通短轴2012的轴线2014)旋转并相对于传动轴套2026或2066沿至少一个方向自由运动，一个合适的方向是从诸如由图47中的轴线2027所示的直接传动轴套2026的中心轴线线性向外。注意，轴线2027的定向为总是经过曲轴2006的中心轴线2014和传动轴套组件2004的中心轴线2038。由于曲轴2006和配重2036相对于直接传动轴套2026沿着轴线2027自由地沿径向向外滑动，所以该布置允许扭矩直接从曲轴2006传递到输出轴2024和2046而曲轴2006(来自其轨道运动)和/或配重2036中的离心力不会从曲轴2006和/或配重2036传递到输出轴2024和2066。

平衡滑块2028还包括垂直贯通随动件2029配置的孔2034。孔2034的尺寸和位置形成为可旋转地接收曲轴2006的其中一个短轴2012。平衡滑块2028还包括配重2036。如以下更加详细说明的那样，配重2036的尺寸和位置形成为当曲轴2006绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038轨道运行时使曲轴2006平衡。

直接传动轴套2026是分别具有内圆平面2040(面向发动机)和外圆平面2042(远离发动机面向)的盘状构件。用于接收平衡滑块2028的随动件2029的槽2032形成在内平面2040上。直接驱动输出轴2024垂直且同心地安装在外平面2042上。

现在转到图49-51，现在说明直接和减速传动轴套组件2022的部件。直接和减速传动轴套组件2022将曲轴2006的旋转和往复运动转变为一对同心配置的输出轴2044和2046的旋转运动。称为减速输出轴2044的其中一个输出轴以相对于发动机的减小RPM旋转，更具体地，以相对于曲轴2006绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038轨道运行的RPM减小的RPM旋转。减速输出轴2044可以用于驱动发动机外部物件，如车的驱动轮。直接和减速传动轴套组件2022还包括同心地位于减速输出轴2044内的直接输出轴2046。直接输出轴2046以与发动机相同的RPM旋转，或者更具体地以与曲轴2006绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038轨道运行相同的RPM旋转。因而，直接和减速传动轴套组件2022在发动机一侧提供减速RPM输出轴2044和直接输出轴2046二者。注意，输出轴2044和2046沿彼此相反的方向旋转。

直接和减速传动轴套组件2022包括传动轴套减速齿轮2048和传动轴套齿轮2050。传动轴套减速齿轮2048还包括沿着传动轴套轴套2054的内周筒壁配置的内齿轮齿2052。传动轴套轴套2054与减速输出轴2044刚性连接或一体形成。减速输出轴2044垂直且同心地安装到传动轴套轴套2054和减速齿轮2048上。传动轴套轴套2054的中心线与传动轴套组件2004的旋转轴线2038共线。传动轴套轴套2054包括腔2068，该腔2068的形状和大小形成为允许平衡滑块2062和直接传动轴套2066在其内自由旋转。

传动轴套齿轮2050具有外齿轮齿2056，该外齿轮齿2056的形状和尺寸形成为与传动轴套减速齿轮2048的内齿轮齿2052配合。传动轴套齿轮2050具有曲柄腹板2018接收凹部2058，该凹部2058的形状和尺寸形成为接收盘状曲柄腹板2018。传动轴套齿轮2050还包括内齿轮齿2060，该内齿轮齿2060的形状和尺寸形成为与配置在曲轴2006上的齿轮2010的外齿轮齿配合，使得曲轴2006绕其旋转轴线2014的任何旋转将导致传动轴套齿轮2050的对应旋转。传动轴套减速齿轮2048的齿的大小和数量可以选择为确定所期望的减速量。在图示实施例中，齿的大小和数量选择为用于2∶1的减速比。尽管图示并说明了具体减速齿轮比，但对于本领域技术人员明显的是在本发明的精神和范围内可以采用比上述减速齿轮比大或小的其它减速齿轮比。注意，齿轮2048和2050的轮齿隙选择为以本领域公知的方式吸收曲轴2006的任何错位。

直接和减速传动轴套组件2022还包括平衡滑块2062，除了配重2064的形状之外，该平衡滑块2062基本上如参照直接传动轴套2020的平衡滑块2028(参见图46-48)所说明的那样形成，该配重2064制得较薄且较宽以更加紧凑。

直接和减速传动轴套组件2022还包括与图46-48的直接传动轴套2026基本相同的直接传动轴套2066。直接传动轴套2066以与图46-48的直接传动轴套2026和平衡滑块2028相同的方式与平衡滑块2062和曲轴2006接合。

基于动力传递组件2000的部件的上述说明，转到图46和52A，现在说明动力传递组件2000的操作。图52A是图46的动力传递组件2000的截面图，该截面基本上经由图46的剖面52A-52A截取。图52A示出平衡滑块2028、直接传动轴套2026、曲轴2006绕其旋转的曲轴旋转轴线2014、绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038的曲轴旋转轴线2014的轨道路径2070、以及第一曲柄轴颈2072(以斜阴影线示出)和第二曲柄轴颈2074(以虚象示出)。

在操作过程中，第一曲柄轴颈2072沿着竖直轴线2076往复运动(首先朝向页面的顶部，接着朝向页面的下部)，使汽缸(未示出)沿着竖直轴线2076运动，同时第二曲柄轴颈2074沿着水平轴线2078往复运动(首先朝向页面的右侧，接着朝向页面的左侧)，使第二汽缸(未示出)沿着水平轴线2078运动。直接传动轴套2026和平衡滑块2028以彼此相同的速率沿逆时针方向旋转。曲轴2006绕曲轴旋转轴线2014沿顺时针方向旋转，同时曲轴旋转轴线2014(由此曲轴2006)绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038沿着轨道路径2070以逆时针方式轨道运行。

曲轴2006的其中一个短轴2012与曲轴配重可旋转地接合，使得允许短轴2012在平衡滑块2028内自由旋转。这允许曲轴2006在操作过程中绕曲轴旋转轴线2014旋转。此外，槽2032的定向为从传动轴套组件2004的旋转轴线2038径向向外的线性路径。这允许曲轴2006和配重3036在操作过程中从传动轴套组件2004的旋转轴线2038径向向外运动。这允许曲轴2006定向或相关部件中的任何错位被“吸收”，从而阻止发动机的粘合。注意，曲轴2006和配重2036与传动轴套组件2004接合，使得允许它们沿所选方向“自由”运动，该所选方向是图示实施例中的径向向外方向。为了本详细说明，术语“自由”意味着曲轴和/或曲轴配重在所选方向上的运动不会被偏压或受到限制。因此，从上述可以看出，曲轴2006和配重2036与传动轴套组件2004非刚性接合，从而允许曲轴2006沿至少一个方向相对于直接传动轴套2026自由旋转且沿至少一个方向在操作过程中相对于直接传动轴套2026自由地径向运动。

在操作过程中，配重2036总是布置成正好与曲轴旋转轴线2014相反，以便在曲轴2006沿着轨道路径2070轨道运行时使偏离传动轴套组件2004的旋转轴线2038的曲轴2006的质量产生的离心力平衡。参照图52B，配重2036的重量和配重2036的质心2015的位置相对于曲轴旋转轴线2014定向，使得当曲轴旋转时，与配重2036关联的离心力使曲轴2006的轨道离心力平衡。更具体地，在操作过程中，配重2036的质心2015优选沿着轴线2027定向，该轴线2027定向为贯穿曲轴2006绕其旋转的中心轴线2014和曲轴2006绕其轨道运行的轴线2038。在该构型中，配重2036的质量能够使由曲轴2006绕轴线2038的轨道运行产生的离心力平衡。

通过研究图52A-52H可以最好地理解动力传递组件2000的零件，更具体地直接传动轴套组件2020的零件的相互关系。图52A-52H示出在直接传动轴套2026旋转整个一圈时的直接传动轴套组件2020。更具体地，图52B示出在直接传动轴套2026从图52A所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。图52C示出在直接传动轴套2026从图52B所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。图52D示出在直接传动轴套2026从图52C所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。图52E示出在直接传动轴套2026从图52D所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。图52F示出在直接传动轴套2026从图52E所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。图52G示出在直接传动轴套2026从图52F所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。图52H示出在直接传动轴套2026从图52G所示的位置逆时针旋转45度时的直接传动轴套组件2020。当直接传动轴套2026从图52H所示的位置已逆时针旋转了45度时，直接传动轴套2026完成一整周旋转，回到图52A所示的位置。

参照图52A-52H，在动力传递组件2000的一个循环过程中，可以看出，其中发生以下：1)直接传动轴套2026沿逆时针方向旋转一次；2)曲轴2006绕曲轴旋转轴线2014沿顺时针方向旋转一次；3)曲轴2006绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038环绕轨道路径2070沿逆时针方向轨道运行一次；4)曲柄轴颈2072和2074沿着彼此垂直的线性路径2076和2078运动；5)“竖向”曲柄轴颈2072在从页面底部运动至页面顶部时所运动的距离限定了汽缸的冲程长度，或者“水平”曲柄轴颈2074在从页面上最右侧位置运动至曲柄轴颈2074的最左侧位置时所运动的距离限定了汽缸的冲程长度；6)配重2036可旋转地与曲轴2006连接；7)配重2036沿着径向定向的路径(由直接传动轴套2026中的槽2032限定)相对于传动轴套组件2004的旋转轴线2038可滑动；8)曲轴2006的旋转轨道方向与直接传动轴套2026的旋转方向相同；9)曲轴2006以非刚性且不受到偏压的方式安装到直接传动轴套2026；10)曲轴2006的中心线位于距直接传动轴套2026的中心线向外1/4冲程长度的位置；11)曲轴2006绕其自身轴线的每分钟转数(RPM)与曲轴2006的轨道运动的RPM相同；12)配重2036以与曲轴2006绕其自身中心线的RPM以及与曲轴2006绕直接传动轴套2026的中心线的轨道运动相同的RPM二者相等的RPM旋转；13)配重2036沿与曲轴2006绕直接传动轴套2026的中心线的轨道运动相同的旋转方向旋转；以及14)配重2036沿相对于曲轴2006绕其自身中心线旋转运动相反的旋转方向旋转。

图53A是图46的动力传递组件2000的截面图，该截面基本上经由图46的剖面53A-53A截取。图53A示出平衡滑块2062、曲柄腹板2018、传动轴套齿轮2050、直接传动轴套2066、曲轴2006绕其旋转的曲轴旋转轴线2014、绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038的曲轴旋转轴线2014的轨道路径2070、以及第一曲柄轴颈2072(以虚象示出)和第二曲柄轴颈2074(以斜阴影线示出)。

在操作过程中，第一曲柄轴颈2072沿着竖直轴线2076往复运动(首先朝向页面的顶部，接着朝向页面的底部)，从而使汽缸(未示出)沿着该竖直轴线2076运动，同时第二曲柄轴颈2074沿着水平轴线2078往复运动(首先朝向页面的左侧，接着朝向页面的右侧)，从而使第二汽缸(未示出)沿着水平轴线2078运动。直接传动轴套2066(参见图46)和平衡滑块2062以彼此相同的速率沿顺时针方向旋转。曲轴2006绕曲轴旋转轴线2014沿逆时针方向旋转，同时曲轴旋转轴线2014(由此曲轴2006)绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038沿着轨道路径2070以顺时针方式轨道运行。在操作过程中，配重2064总是布置成正好与曲轴旋转轴线2014相反，以便当曲轴2006以如上所述用于传动轴套组件2004的方式绕轨道路径2070轨道运行时使由偏离传动轴套组件2004的旋转轴线2038的曲轴2006的质量引起的离心力平衡。

通过研究图53A-53H可以最好地理解动力传递组件2000的零件的相互关系。图53A-53H示出在直接和减速传动轴套组件2022的直接传动轴套2066旋转一圈时的动力传递组件2000。更具体地，图53B示出当直接传动轴套2066从图53A所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010关于曲轴2006的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度。如对本领域技术人员明显的是，齿轮2010和2048相对于彼此的相对运动即减速比可以通过调节齿轮2010和2048上的轮齿数量来调节。动力传递齿轮2010相对于传动轴套减速齿轮2048的相对运动通过查看图53A-53H中标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出。

图53C示出当直接传动轴套2066从图53B所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度，如通过查看标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出的那样。

图53D示出当直接传动轴套2066从图53C所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度，如通过查看标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出的那样。

图53E示出当直接传动轴套2066从图53D所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度，如通过查看标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出的那样。

图53F示出当直接传动轴套2066从图53E所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度，如通过查看标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出的那样。

图53G示出当直接传动轴套2066从图53F所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度，如通过查看标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出的那样。

图53H示出当直接传动轴套2066从图53G所示的位置顺时针旋转45度时的动力传递组件2000，如通过查看标记在直接传动轴套2066上的参考点“C”的位置改变最好地示出的那样。在直接传动轴套2066顺时针旋转45度的同时，动力传递齿轮2010绕曲轴旋转轴线2014逆时针旋转45度。动力传递齿轮2010的45度旋转使传动轴套减速齿轮2048逆时针旋转22.5度，如通过查看标记在齿轮2010和2048上的参考点“A”和“B”的位置改变最好地示出的那样。当直接传动轴套2066从图53H所示的位置已顺时针旋转了45度时，直接传动轴套2066完成了沿顺时针方向的一整周回转，回到图53A所示的位置。传动轴套减速齿轮2048沿逆时针方向旋转半周。

参照图53A-53H，在动力传递组件2000的一个循环过程中，可以看出，其中发生以下：1)直接传动轴套2026沿顺时针方向旋转一次；2)曲轴2006绕曲轴旋转轴线2014沿逆时针方向旋转一次；3)曲轴2006绕传动轴套组件2004的旋转轴线2038绕轨道路径2070沿顺时针方向轨道运行一次；4)曲柄轴颈2072和2074沿着互相垂直的线性路径2076和2078运动；5)“竖向”曲柄轴颈2072在从页面底部运动至页面顶部时所运动的距离限定了汽缸的冲程长度，或者通过“水平”曲柄轴颈2074在从页面上最左侧位置运动至曲柄轴颈2074的最右侧位置时所运动的距离限定了汽缸的冲程长度；6)配重2036可旋转地与曲轴2006连接；7)配重2036可沿着径向定向的路径(由直接传动轴套2026中的槽2032限定)相对于传动轴套组件2004的旋转轴线2038滑动；8)曲轴2006的旋转轨道方向与直接传动轴套2066的旋转方向相同；9)曲轴2006以非刚性且不受偏压的方式安装到直接传动轴套2066；10)曲轴2006的中心线位于距直接传动轴套2066的中心线向外1/4冲程长度的位置；11)曲轴2006绕其自身轴线的每分钟转数(RPM)与曲轴2006的轨道运动的RPM相同；12)配重2064以与曲轴2006绕其自身中心线的RPM以及与曲轴2006绕直接传动轴套2066的中心线的轨道运动相同的RPM二者相等的RPM旋转；13)配重2064沿与曲轴2006绕直接传动轴套2066的中心线的轨道运动相同的旋转方向旋转；14)配重2064沿相对于曲轴2006绕其自身中心线旋转运动相反的旋转方向旋转；15)输出轴2038彼此相反地旋转，其中减速输出轴2038与曲轴2006的轨道运动相反且沿与曲轴2006绕其自身中心线的旋转方向相同的方向旋转；以及16)曲轴2006的旋转和轨道运动组合以相对于直接输出轴2046以减小的RPM驱动减速输出轴2038。

参照图54，示出了根据本发明形成的动力传递组件的替代实施例3000。图54的动力传递组件3000的结构和操作基本上与图46-53的动力传递组件2000的结构和操作类似。因此，为了简洁，这里的详细说明将仅集中在替代实施例与上面图示和说明的实施例不同的方面。

动力传递组件3000与上述动力传递组件2000不同之处在于减小了前述说明的动力传递组件2000的直接传动轴套2026和2066的直径，如图46最好示出的那样。图54的动力传递组件3000的直接传动轴套3026和3066的直径减小允许通过从直接传动轴套3026和3066径向向外延伸而使配重3036和3064尺寸增加，从而覆盖直接传动轴套3026和3066的外边缘3004。

参照图55和56，示出了根据本发明形成的直接传动轴套组件的替代实施例4020。直接传动轴套组件4020的结构和操作基本上与图47和48的直接传动轴套组件2020类似。因此，为了简洁，这里的详细说明将仅集中在替代实施例与上面图示和说明的实施例不同的方面。

直接传动轴套组件4020不同于上述直接传动轴套组件2020之处在于接合组件4031的随动件4029现在位于直接传动轴套4026上，用于可滑动地接收随动件4029的槽4032现在位于平衡滑块4028上。因此，随动件4029和槽4032的位置对换。对于本领域技术人员来说应该明显的是随动件和槽的位置的对换也适用于直接和减速传动轴套组件2022的直接传动轴套部件，如图46、50和51最好地示出的那样。

参照图46，尽管上述实施例图示和说明为具有与曲轴2006连接的一对短轴2012，对于本领域技术人员来说应该明显的是短轴2012是可选部件，根据本发明形成的发动机可以不需使用一个或多个短轴2012地使用。例如，在图32所示的实施例中，曲轴未利用短轴。此外，参照图41，如果短轴1112是所希望的，则接头1102可与曲轴连接以设置短轴。因而，对于本领域技术人员来说应该明显的是具有一个短轴或没有短轴的曲轴、或者采用接头以设置一个或多个短轴的曲轴也在本发明的精神和范围内。

尽管已经图示和说明了本发明的优选实施例，但可以意识到在不偏离本发明的精神和范围的条件下可以对本发明进行各种修改。

其中主张排他性权利或特权的本发明的实施例由附属权利要求限定。

Claims (32)

1.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴；和

(b)用于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套，其中，该传动轴套与曲轴非刚性地接合，从而在操作过程中允许曲轴绕至少一个轴线相对于传动轴套自由地旋转并相对于传动轴套沿至少一个方向自由地线性运动。

2.如权利要求1所述的动力传递组件，还包括可旋转地与曲轴连接的配重。

3.如权利要求2所述的动力传递组件，还包括滑动机构，该滑动机构包括导向件和随动件，该导向件沿所述至少一个方向定向以引导曲轴沿所述至少一个方向的运动，其中，导向件或随动件与配重连接，并且导向件或随动件中的另一个与传动轴套连接。

4.如权利要求1所述的动力传递组件，其中，曲轴适于绕曲轴的中心轴线旋转并绕轨道轴线做轨道运行，使得在操作过程中曲轴相对于传动轴套绕所述中心轴线自由地旋转而不需传动轴套的辅助旋转，并且曲轴绕所述轨道轴线的轨道运动导致传动轴套的旋转。

5.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴；

(b)适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套；和

(c)用于使曲轴与传动轴套非刚性地连接以便于曲轴和传动轴套之间的动力传递的接合组件，其中，该接合组件允许曲轴沿至少一个线性方向相对于传动轴套自由地运动。

6.如权利要求5所述的动力传递组件，还包括与曲轴可旋转地连接的配重。

7.如权利要求6所述的动力传递组件，还包括滑动机构，该滑动机构包括导向件和随动件，该导向件沿所述至少一个线性方向定向以引导曲轴沿所述至少一个线性方向的运动，其中，导向件或随动件与配重连接，导向件或随动件中的另一个与传动轴套连接。

8.如权利要求5所述的动力传递组件，其中，接合组件还包括滑动机构，该滑动机构包括导向件和与该导向件接合的随动件，该导向件沿所述至少一个线性方向定向以引导曲轴沿所述至少一个线性方向的运动。

9.如权利要求8所述的动力传递组件，其中，所述至少一个线性方向被定向成从传动轴套的中心线径向向外。

10.如权利要求8所述的动力传递组件，其中，在操作过程中，曲轴与滑动机构可旋转地接合使得曲轴可以相对于滑动机构旋转。

11.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴；

(b)适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套；和

(c)用于使曲轴与传动轴套非刚性地连接以便于曲轴和传动轴套之间的动力传递的接合组件，其中，该接合组件将扭矩从曲轴直接传递到传动轴套，同时防止离心力从曲轴传递到传动轴套。

12.如权利要求11所述的动力传递组件，还包括与曲轴可旋转地连接的配重。

13.如权利要求12所述的动力传递组件，还包括滑动机构，该滑动机构具有用于引导随动件沿着预定路径运动的导向件，其中，导向件或随动件与配重连接，导向件或随动件中的另一个与传动轴套连接。

14.如权利要求11所述的动力传递组件，其中，接合组件还包括滑动机构，该滑动机构包括与导向件接合的随动件，其中，该导向件适于沿着预定路径引导随动件。

15.如权利要求14所述的动力传递组件，其中，该预定路径被定向成大体从传动轴套的中心线径向向外。

16.如权利要求14所述的动力传递组件，其中，曲轴可旋转地安装到滑动机构，使得在操作过程中曲轴可以相对于滑动机构绕至少一个轴线旋转。

17.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动同时绕第一轴线旋转并绕第二轴线做轨道运行的曲轴；

(b)适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递的传动轴套；和

(c)便于曲轴和传动轴套之间的动力传递的接合组件，其中，该接合组件使曲轴与传动轴套非刚性地接合，使得在曲轴的旋转过程中，由曲轴绕第二轴线的轨道运行而存在于曲轴中的离心力不会传递到传动轴套。

18.如权利要求17所述的动力传递组件，还包括与曲轴可旋转地连接的配重。

19.如权利要求18所述的动力传递组件，还包括滑动机构，该滑动机构具有用于沿着预定路径引导随动件的导向件，其中，导向件或随动件与配重连接，导向件或随动件中的另一个与传动轴套连接。

20.如权利要求17所述的动力传递组件，其中，接合组件还包括滑动机构，该滑动机构包括导向件和适于与该导向件接合的随动件，该导向件沿大体线性方向定向以引导曲轴沿所述大体线性方向的运动。

21.如权利要求20所述的动力传递组件，其中，该大体线性方向被定向成从传动轴套的中心线径向向外。

22.如权利要求20所述的动力传递组件，其中，曲轴可旋转地安装到滑动机构，使得曲轴可以相对于滑动机构绕曲轴的中心轴线旋转。

23.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴；

(b)与曲轴非刚性地接合的传动轴套，该传动轴套适于将曲轴的旋转运动向需要动力的外部装置传递；和

(c)与曲轴可旋转地连接的曲轴配重，该曲轴配重用于使操作过程中曲轴的振动降低，其中，所述曲轴配重可沿着相对于传动轴套的旋转轴线大体径向定向的路径自由运动。

24.如权利要求23所述的动力传递组件，其中，所述曲轴配重相对于传动轴套可滑动。

25.如权利要求23所述的动力传递组件，其中，防止所述曲轴配重相对于传动轴套沿至少一个方向旋转，同时允许所述曲轴配重相对于传动轴套滑动。

26.如权利要求25所述的动力传递组件，其中，所述曲轴配重绕与传动轴套的中心轴线对准的第一轴线旋转，曲轴绕与曲轴的中心轴线对准的第二轴线旋转，在操作过程中，第二旋转轴线绕第一旋转轴线做轨道运行。

27.如权利要求26所述的动力传递组件，其中，所述曲轴配重具有预定质量，该预定质量选择成使得在操作过程中当曲轴配重旋转时，与曲轴配重关联的离心力与通过曲轴绕第一轴线做轨道运行产生的曲轴的轨道离心力基本平衡。

28.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴，其中，该曲轴适于绕中心轴线旋转，而该中心轴线又绕轨道轴线做轨道运行；

(b)与曲轴接合的直接传动轴套，其中，曲轴的轨道运动使直接传动轴套以与曲轴绕轨道轴线做轨道运行的速率基本相等的速率旋转运动；和

(c)与曲轴接合的减速传动轴套，其中，曲轴的旋转运动和轨道运动结合，从而以相对于直接传动轴套降低的速率驱动减速传动轴套。

29.如权利要求28所述的动力传递组件，其中，直接传动轴套包括在减速传动轴套的驱动轴内旋转的驱动轴。

30.如权利要求28所述的动力传递组件，其中，直接传动轴套沿第一方向旋转，减速传动轴套沿与第一方向相反的第二方向旋转。

31.如权利要求28所述的动力传递组件，其中，一齿轮与曲轴接合用于驱动减速传动轴套，并且直接传动轴套由曲轴驱动而无需使用齿轮。

32.一种用于将内燃机内的能量向内燃机外部传递的动力传递组件，该动力传递组件包括：

(a)适于将往复运动转换成旋转运动的曲轴，其中，该曲轴适于绕中心轴线旋转，而该中心轴线又绕轨道轴线做轨道运行；

(b)第一直接传动轴套和第二直接传动轴套，分别在曲轴的相反端与曲轴接合，其中，曲轴的轨道运动使第一和第二直接传动轴套以与曲轴绕轨道轴线做轨道运行的速率基本相等的速率旋转运动；和

(c)与曲轴接合的减速传动轴套，其中，曲轴的旋转运动和轨道运动结合，从而以相对于第一和第二直接传动轴套降低的速率驱动减速传动轴套。

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