CN101566093A - 内燃机 - Google Patents

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Abstract

公开一种具有对置汽缸的内燃机，每一汽缸具有一对对置活塞，所有的活塞可被连接到一共同的中心曲轴。每一汽缸的内侧活塞可通过推杆连接到曲轴上的共同接合处，并且外侧活塞可通过拉杆连接到曲轴上的共同接合处。每一对置汽缸可包括用于提供正的进入压力的一集成扫气泵。这种发动机构造还允许通过所述轴颈在所述曲轴上的角坐标来不对称地定时所述进气口和排气口。

Description

内燃机
本申请是申请日为2004年6月25日、申请号为200480017632.3、发明名称为“内燃机”的原申请的分案申请。
相关申请
本申请要求已于2003年6月25日提交的美国临时申请No.60/482,772的优先权，其内容全部在这里引入以供参考，并且出于所有的目的而全部提出。
技术领域
本发明通常涉及一种二冲程内燃机，更具体地讲，涉及一种具有一对对置汽缸且每一汽缸具有一对对置活塞的二冲程内燃机。
背景技术
用于汽车和轻型航空器工业的内燃机的设计和生产是得到充分发展的技术领域。要在商业上可行，任何新型发动机的构造必须在不牺牲性能的情况下在能源和原材料保护(特别是燃料消耗的改进)、环境保护和污染控制、旅客安全和舒适以及降低成本和重量的竞争性设计和生产方法领域提供重要的改进。这些领域之一的改进以损害任何其它领域为代价在商业上是不可接受的。
新型发动机构造必须在机械上简单，从而使机械损失内在地最小化，并且必须充分适合于最大化燃烧效率并降低原料排放。具体地讲，新的发动机构造应具体解决内燃机中的最重要的摩擦源以降低机械损失，应具有体积和设计适合于最优化燃烧效率的燃烧室，并且应适合于利用先进的增压技术和燃料喷射技术。
一种新型的发动机构造应重量较轻，并且优选地具有用于改进的安装适配性和旅客安全的降低的高度轮廓。对于汽车应用来说，降低的高度轮廓将允许发动机安装在座位或底板区域下。对于轻型航空器应用来说，短的轮廓将允许发动机直接安装在机翼内，而不需要发动机整流罩。
一种新型发动机构造应是动态平衡以最小化噪声和震动。在理想情况下，发动机的最小的实际实现如两汽缸型式应是完全平衡的，然后通过将较小的发动机结合在一起来构造较大的发动机。在低负载的情况下，发动机的整个部分(和与其有关的机械损失)则能被拆卸而不会使发动机失去平衡。
尽管外连续的燃烧技术如带有电动机的斯特林发动机或燃料电池保证最终为汽车和轻型航空器提供低排放高效率的发动机，然而由于它们在重量、空间、操纵性能、能量密度和成本方面的内在缺点，所以在可预见的未来这些技术将不是内燃机可行的备选方案。内燃机活塞式发动机将在许多年继续成为这些应用的主要动力装置。
四冲程内燃机当前在汽车市场中占优势，其共同的是四汽缸直列式构造。需要至少四个汽缸以实现合适速率的动力冲程产生支配着这种发动机的尺寸和形状，因此也极大地限制了设计者就发动机如何被放置在交通工具内部的选择。通常，这些发动机的小型汽缸对于有效的燃烧或原料排放的降低不是最佳的。由于存在导致高噪声和震动级别的不平衡非约束的惯性力，所以这种四汽缸直列式构造还在旅客舒适方面存在一些缺点。
长期以来发动机设计者已经认识到二冲程发动机比四冲程发动机具有重要的潜在的优势，这是因为二冲程发动机在每一曲轴旋转期间每一汽缸产生一动力冲程，当与具有同样速率的动力冲程产生的四冲程发动机相比，其允许发动机具有一半数量的汽缸。更少的汽缸将导致机械上复杂性更小和体积更小的发动机。因为用于打开和关闭进气口和排气口的机构能更加简单化，因此二冲程发动机还比四冲程发动机具有内在地更低的机械复杂性。
然而，二冲程发动机由于几个可察觉的缺点而具有已知的有限使用。因为每一冲程的重要部分必须被用于去除在前动力冲程的燃烧产物(气缸排气)和补充燃烧空气，并由此损失了动力冲程，所以二冲程发动机在平均有效压力方面具有超过四冲程发动机的缺点(即较低的容积效率)。气缸排气还具有内在的问题，特别是当发动机必须在大范围速度和负载条件下运行时。已知二冲程压燃式(柴油机)发动机还具有其它缺点，包括不良的起动特征和高的微粒排放。
现代增压和燃料喷射方法能克服以前与二冲程发动机相关的许多限制，使得双汽缸二冲程发动机成为四汽缸四冲程发动机可行的备选方案。双汽缸二冲程发动机具有与四汽缸四冲程发动机相同的点火频率。如果二冲程发动机提供的有效平均压力为四冲程的有效平均压力的2/3rds，那么二冲程的每一汽缸的有效排量增加到四冲程的有效排量的3/2，那么两个发动机应产生可比的功率输出。二冲程的较少但较大的燃烧室将具有改进燃烧效率和降低原料排放的较好的构造，所述二冲程也无需所述四冲程发动机的若干个气门，因此在燃烧室设计中允许较大的灵活性。
当前生产的发动机已知还具有重要的摩擦损失源，通过降低这些摩擦损失可实现增加发动机效率。在当前生产的汽车发动机中占总摩擦损失近一半的最大摩擦损失源是侧向力导致的结果，所述侧向力是通过旋转的连接杆作用于活塞、向着汽缸壁推动它们来产生的。这些损失的大小是曲轴半径r除以连接杆长度1的函数，所述比值通常被指定为λ(拉姆达)。降低λ、或者通过增加有效连接杆长度或者降低曲轴半径，可能最大化总体降低摩擦损失。
由于活塞(或者更准确地说，活塞环)与汽缸壁的接触而造成的损失还是活塞相对于汽缸壁的平均速度的函数。如果活塞能慢下来同时保持相同的功率输出，那么将降低摩擦损失。
在当前生产的发动机中另一个重要的摩擦损失来源是作用于曲轴轴承上的很大的力。通常的一种四汽缸直列式发动机具有五个曲轴轴承，这些曲轴轴承是必需的，这是因为实际上存在几吨燃烧力向下推动曲轴，这些力必须被传递到发动机的支撑结构。发动机的曲轴和支撑结构必须被设计具有足够的强度(和相应重量)以承受这些负载。
发明内容
本发明的实施例提供一种具有改进的效率、降低的高度轮廓和较轻重量的双汽缸二冲程内燃机，以为了改进的安装适配性、基本完全的动态平衡和机械简单性以降低生产成本。
因此，公开了一种使用单个曲轴和两个带有集成扫气泵的对置汽缸的发动机机构。每一汽缸包含相互布置以在其之间形成一燃烧室的若干个对置内侧和外侧活塞。若干个推杆被提供以驱动地将所述内侧活塞联结到所述曲轴，并且若干个拉杆被提供以驱动地将所述外侧活塞联结到所述曲轴。
此外根据本发明，所述推杆共用一共同的曲轴轴颈，以及各拉杆的两对，其每一对共用一共同的轴颈，所述轴颈用于从所述各拉杆和推杆接收驱动力。每一汽缸具有在其各端附近形成的若干个空气进气口和排气口，所述进气口和排气口受各个内侧和外侧活塞控制。
根据本发明的实施例，每一汽缸的所述拉杆和推杆的轴颈不对称地排列，从而所述相关汽缸的所述排气口在其空气进气口打开之前打开，并且在其空气进气口关闭之前关闭。
根据本发明的实施例，每一内侧活塞在其远离所述燃烧室的端部具有一光滑端面，所述光滑端面是垂直于所述曲轴的所述纵轴的一凸起的弯曲平面。一相关推杆具有一凹形外端表面，所述凹形外端表面滑动地啮合所述内侧活塞的所述弯曲端面。这种推杆构造用于有效地使所述推杆变长，由此降低摩擦损失并改善动态平衡。
根据本发明的实施例，提供用于每一汽缸的两个拉杆以从所述外侧活塞接收所述驱动力。所述两个拉杆位于所述汽缸的对置侧，其内端围绕所述曲轴的一关联轴颈，同时其远离所述曲轴的端部联结到一桥路，所述桥路枢轴地被联结到所述各相关外侧活塞的所述远端。
通过将增压空气施加到每一汽缸的所述进气口来最好地实现根据本发明的发动机的最大功率效率。根据本发明的实施例，一种具有不对称定时的发动机包括两个扫气泵，其每一个被集成在所述各左、右汽缸中并且由各外侧活塞驱动，被联结到一相关汽缸的若干个进气口以将增压的进入的流体(intake fluid)施加到所述相关汽缸的所述进气口。
根据本发明，提供了一种内燃机，包括：
对置的左汽缸和右汽缸，每个汽缸包括沿着一共同轴往复运动的一对对置的内侧活塞和外侧活塞，并且每个对置活塞的一端部与一汽缸结合界定一燃烧室；以及
一曲轴，具有联接到一对左拉杆和右拉杆的第一轴颈和联接到一对左推杆和右推杆的第二轴颈，所述左拉杆联接到所述左气缸中的外侧活塞，所述右拉杆联接到所述右气缸中的外侧活塞，以及所述左推杆联接到所述左气缸中的内侧活塞，所述右推杆联接到所述右气缸中的内侧活塞，使得每对拉杆或推杆共享轴颈；
其中，在共享的轴颈上的一对推杆或一对拉杆的端部被构造和布置成使得一个端部包括具有一对柄脚的双孔轴颈端，每个柄脚带有共轴的孔，所述孔以紧密配合的啮合方式与所述轴颈旋转地啮合，所述柄脚间隔预定的距离以滑动地接容相应的对中的另一推杆或拉杆的单孔轴颈端。
根据本发明所提供的内燃机，其还包括：一单个、共享的轴承元件，位于连接杆处的所述叉形推杆和所述互锁推杆之间。
根据本发明所提供的内燃机，其还包括一润滑端口和关联导管，从而润滑剂可被提供给所述轴承元件。
根据本发明所提供的内燃机，其中，所述曲轴是一组合曲轴。
根据本发明，提供了一种发动机，包括：
一内燃机，其包括至少两个对置汽缸，每一汽缸包括沿着一共同轴往复运动的至少一对对置活塞，并且每一对置活塞的一端与一汽缸结合来界定一燃烧室；以及
所述一对对置活塞包括一内侧活塞和一外侧活塞；
所述汽缸包括至少一个排气口和至少一个进气口，所述排气口被布置从而所述内侧活塞的往复运动打开和关闭所述排气口，所述进气口被布置从而所述外侧活塞的往复运动打开和关闭所述进气口；
一曲轴，其通过一对推杆被连接到所述内侧活塞，并且所述曲轴通过一对拉杆被连接到所述外侧活塞，其中所述曲轴的旋转导致不对称端口定时；以及
所述推杆将两个对置活塞中接近所述曲轴的一个连接到至少一个共享的轴颈，且所述拉杆将两个对置活塞中远离所述曲轴的一个连接至至少一个共享的轴颈。
根据本发明所提供发动机，其还包括：与每一汽缸关联的一扫气泵，所述扫气泵包括第一扫气室和第二扫气室，所述第一扫气室由一外壳的一端和连接到远离所述曲轴的所述对置活塞之一的一柱塞界定，其中所述柱塞适合于与所述活塞一致地运动并且从所述外壳之外汲入流体并将流体排到所述第二扫气室，所述第二扫气室适合于将流体排入所述燃烧室。
根据本发明所提供的发动机，其中，所述曲轴轴颈被安排以在所述排气口关闭之后使所述进气口打开。
根据本发明所提供的发动机，其中，所述曲轴被调整从而在所述进气口和所述排气口之间存在大约20°的相位角。
附图说明
结合附图进一步地描述本发明，其中：
图1是根据本发明的实施例的发动机的局部剖面等距图；
图2和图3分别是根据本发明的实施例的在上止点和下止点位置的左汽缸的俯视横截面图；
图4是根据本发明的实施例的左汽缸的横截面侧视图；
图5是根据本发明的实施例的部分地限定左燃烧室的左汽缸套筒的侧视横截面图；
图6A是沿着图5的切割线6A-6A的横截面图；
图6B是沿着图5的切割线6B-6B的横截面图；
图7A是根据本发明的实施例的部分地限定左燃烧室的左汽缸套筒和在进气口端处的至少一排组合进气口的侧视图和横截面图。
图7B是沿着图7A的切割线7B-7B的横截面图；
图8A是表示进气口和排气口的打开和关闭的对称定时作为曲轴角度的函数的曲线图；
图8B是表示根据本发明进气口和排气口的打开和关闭的不对称定时作为曲轴角度的函数的曲线图；
图9是根据本发明实施例带有转角为270°的曲轴的发动机的侧视横截面图；
图10是表示根据本发明进气口和排气口的打开和关闭的不对称定时作为曲轴角度的函数的的曲线图；
图11是根据本发明的实施例的带有滑动汽缸套筒的发动机的侧视横截面图；
图12是根据本发明的实施例的左汽缸的侧视横截面图，所述左汽缸包括形成环形燃烧室的在上止点附近的左面和左内侧活塞燃烧面；
图13A和13B分别是根据本发明的实施例的包括左汽缸的发动机的局部横截面图，所述左汽缸分别在脱离和啮合位置包括间歇接触式火花点火系统；
图14是根据本发明的实施例的包括滑动接触式点火系统的左汽缸的局部横截面图；
图15A是根据本发明的实施例的左外侧活塞顶部的局部侧视横截面图，其中，电热塞延伸进在从左内侧活塞燃烧面延伸的左外侧活塞顶部中形成的球形腔；
图15B是根据本发明的实施例的左外侧活塞顶部的局部侧视横截面图，其中，电热塞延伸进在从左内侧活塞燃烧面延伸的左外侧活塞顶部中形成的漩涡腔；
图15C是根据本发明的实施例的左外侧活塞顶部的局部侧视横截面图，其中，电热塞延伸进在从左内侧活塞燃烧面延伸的左外侧活塞顶部中形成的伸长腔的腔底；
图16是根据本发明的实施例的曲轴、左/右拉杆和左/右推杆的俯视分解横截面图；
图17是图16的实施例的装配俯视图；
图18是根据本发明的实施例的左/右推杆、第二和第三曲轴组件和第二滚柱轴承的等距分解图；
图19是根据本发明的实施例的曲轴的等距装配图；
图20是根据本发明的实施例的图19的曲轴的横截面等距装配图；
图21是根据本发明的实施例的发动机的局部剖视等距图；
图22是根据本发明的实施例的包括平衡系统外壳、平衡重物和行星齿轮组件的平衡系统的局部剖视图；
图23是根据本发明的实施例沿着图3的切割线23-23的横截面图，显示包括桥凹面的左桥路，所述桥凹面适合于滑动地接收右外侧活塞的凸起的拉伸表面(pull surface)；
图24是根据本发明的实施例的包括以并列式平行关系联结到共同曲轴的多个OPOC发动机的发动机的示意俯视图；
图25是根据本发明的实施例包括以等间隔径向关系联结到共同曲轴的多个奇数个OPOC发动机的发动机的示意正视图；以及
图26是根据本发明的实施例的以等间隔径向关系联结到共同曲轴的多个OPOC发动机的发动机的示意正视图。
具体实施方式
在下面详细的描述中，参照在此形成部件的附图，其中相同的标号始终表示相同的部件，并且由可实施本发明的示例性具体实施例示出。应理解在不脱离本发明的范围的情况下可使用其它的实施例并且可做出结构或逻辑的改变。因此，下面详细的描述并不具有局限性，并且本发明的范围由所附权利要求及其等同物来限定。
图1是根据本发明的实施例的发动机10的局部剖面等距图。所述发动机10包括外壳103，所述外壳103包括左汽缸100、与所述左汽缸100对置的轴向对齐的右汽缸200和位于所述左汽缸100和所述右汽缸200之间的曲轴300。图1描绘了在曲轴角度为0°或上止点处(TDC)的所述发动机10。
图2和图3是根据本发明的实施例的分别在TDC和下止点(BDC)位置的所述左汽缸100的俯视横截面视图。如图1、2和3所示，所述左汽缸100包括左汽缸套130、左外侧活塞100和左内侧活塞120。所述左汽缸套130包括左汽缸套外表面132和限定左汽缸套缸径表面139的缸径。所述左汽缸套130还包括左汽缸套进入端136和左汽缸套排出端138。所述左汽缸套进入端136包括多个左进气口161并且所述左汽缸套排出端138包括多个左排气口163，下面将进一步描述这一点。
所述左外侧活塞110包括左外侧活塞顶部116和与所述左外侧活塞顶部116对置的左外侧活塞柱塞118。所述左外侧活塞顶部116在左外侧活塞燃烧面111处终止。所述左外侧活塞顶部116适合于在所述左汽缸套进入端136处以与紧密配合的啮合方式被滑动地与所述左汽缸套缸径表面139接容。
所述左内侧活塞120包括左内侧活塞顶部126和与所述左内侧活塞顶部126对置的左内侧活塞推进端124。所述左内侧活塞顶部126在左内侧活塞燃烧面121处终止。所述左内侧活塞顶部126适合于在所述左汽缸套排出端138处以紧密配合的啮合方式被滑动地与所述左汽缸套缸径表面139接容。
所述左外侧活塞110、所述左内侧活塞120和所述左汽缸套130限定左燃烧室150。
与图1所示相似，所述右汽缸200包括右汽缸套230、右外侧活塞210和右内侧活塞220。所述右汽缸套230包括右汽缸套外表面232和限定右汽缸套缸径表面239的缸径。所述右汽缸套230还包括右汽缸套进入端236和右汽缸套排出端238。所述右汽缸套进入端236包括多个右进气口261并且所述右汽缸套排出端238包括多个右排气口263，下面将进一步描述这一点。
所述右外侧活塞210包括右外侧活塞顶部216和与所述右外侧活塞顶部216对置的右外侧活塞柱塞218。所述右外侧活塞顶部216在右外侧活塞燃烧面211处终止。所述右外侧活塞顶部216适合于在所述右汽缸套进入端236处以紧密配合的啮合方式被滑动地与所述右汽缸套缸径表面239接容。
所述右内侧活塞220包括右内侧活塞顶部226和与所述右内侧活塞顶部226对置的右内侧活塞推进端224。所述右内侧活塞顶部226在右内侧活塞燃烧面221处终止。所述右内侧活塞顶部226适合于在所述右汽缸套排出端238处以紧密配合的啮合方式被滑动地与所述右汽缸套缸径表面239接容。
所述右外侧活塞210、所述右内侧活塞220和所述右汽缸套230限定右燃烧室250。
所述左外侧活塞110和所述右外侧活塞210被联结到所述曲轴300上的一对共同轴颈即外侧活塞轴颈311。所述左外侧活塞110通过一对左拉杆411被联结到所述曲轴300，所述一左拉杆411位于所述左汽缸套100的两侧中任意一侧。相似地，所述右汽缸200的右外侧活塞210通过两个右拉杆421被联结到所述曲轴300。由于所述拉杆411和421在正常的发动机运行期间通常总是处于张力状态下，并且在发动机起动期间需要仅仅支撑较小的压缩力，这一点将在下面进一步解释，所以它们可以是相对薄由此是轻重量的。相对于所述曲轴半径所述拉杆411和421的长的长度用于降低所述发动机10的摩擦损失。将在下面进一步描述所述拉杆411和421以及它们如何与所述曲轴300联结。
所述左拉杆通过左桥路170联结到所述左外侧活塞110，所述右拉杆421通过右桥路270联结到所述右外侧活塞210。所述左桥170和右桥270包括其适合于滑动地接收所述左外侧活塞110的凸起的拉伸表面172的桥路凹面173，这一点将在下面进一步描述。
所述左内侧活塞120和所述右内侧活塞220联结到所述曲轴300上的一共同轴颈即一内侧活塞轴颈312。在发动机正常运行期间，所述左推杆412/右推杆422总是处在压缩状态下。所述左汽缸100的左内侧活塞120通过左推杆412联结到所述曲轴300，相似地所述右汽缸200的右内侧活塞220通过右推杆422联结到所述曲轴300。所述左推杆412/右推杆422具有左凹面端413/右凹面端423，所述左凹面端413/右凹面端423分别骑在在位于所述左内侧活塞120/右内侧活塞220的左内侧活塞推进端124/右内侧活塞推进端224上的左凸面125/右凸面225上。这种排列用于有效地加长所述推杆的长度，这一点降低了摩擦损失并帮助动态地平衡所述发动机10。下面将进一步描述所述左推杆412/右推杆422和所述左凸面125/右凸面225。
所述四个活塞110、120、210和220具有分别位于所述燃烧面111、121、211、221的后面又进一步沿着所述活塞顶部116、118、216、218的多个活塞环112、122、212和222，以防止流体从所述活塞顶部116、118、216、218和所述缸径表面115和215之间逃逸。可使用附加活塞环。
如上所述，所述左汽缸套130/右汽缸套230每个具有多个左进气口161/右进气口261和多个左排气口163/右排气口263。例如，在所述左汽缸100中，所述左外侧活塞100打开和关闭若干个所述左进气口161，所述左内侧活塞120打开和关闭若干个所述左排气口163。下面将描述所述左进气口161/右进气口261和左排气口163/右排气口263的打开和关闭的定时。
所述外壳103适合于安放所述左汽缸100、右汽缸200和曲轴300。所述外壳103包括适合于安放所述左汽缸100的左汽缸腔104、适合于安放右汽缸200的右汽缸腔204和适合于安放曲轴300的曲轴腔304。所述左汽缸腔104限定左柱塞滑动表面106并且终止在左外壳端盖107处。所述左柱塞118适合于以紧密配合密封地啮合的方式被滑动地与所述左柱塞滑动表面106接容。所述左柱塞110、左外壳端盖107和左柱塞滑动表面106限定第一左扫气室105。
所述左汽缸腔104被一对左套筒密封件123分成两个容积，一个部分地限定所述曲轴腔304，另一个限定第二左扫气室109。所述左套筒密封件123是管状构件，每一管状构件具有适配的内部孔径，从而所述拉杆411之一能在其中穿过。
图4是根据本发明的实施例的左汽缸100的横截面侧视图。所述左套筒密封件123包括合适的横截面形状例如圆形或椭圆形，从而在所述发动机10的运行期间容纳所述左拉杆411的运动范围。按照所示，所述左拉杆411位于较低的位置，其中所述曲轴(未示出)位于BDC位置。
再次参照图1-3，所述左套筒密封件123的套筒端169被联结到所述左柱塞118，从而当所述左柱塞118在发动机运行期间轴向平移时，所述左套筒密封件123被所述左柱塞118携带。
所述左汽缸腔104、左柱塞118和左汽缸套130和左套筒密封件123限定所述第二左扫气室109。通过所述左套筒密封件123的每个与联结到所述外壳123的左套筒密封环128的啮合来密封所述第二左扫气室109和所述曲轴腔304以防止流体流通。所述左套筒密封环128适合于容许所述左套筒密封件123在其中平移，同时防止所述第二左扫气室109和曲轴腔304之间的流体流通。
在根据本发明的一个实施例中，进入的流体通过所述第二左扫气室109流通，润滑液和/或冷却液通过所述曲轴腔304流通。
通过至少一个第一扫气室端口165、一个左扫气管道166和一个第二扫气室端口167，所述第一左扫气室105与所述第二左扫气室109进行流体流通。所述第一扫气室端口165提供所述第一左扫气室105和所述第二扫气管道166之间的流体流通，所述第二扫气室端口167提供所述左扫气管道166和所述第二左扫气室109之间的流体流通。
相似地，所述右汽缸腔204限定右柱塞滑动表面206并且在右外壳端盖207处终止。所述右柱塞207适合于以紧密配合的啮合方式被滑动地与所述右柱塞滑动表面206接容。所述右柱塞207、右外壳端盖207和右柱塞滑动表面206限定第一右扫气室205。
在与所述左汽缸100基本相似的排列中，所述右汽缸腔204由一对右套筒密封件223分成两个容积，一个部分地限定所述曲轴腔304，另一个限定第二右扫气室209。
扫气泵
构成所述第一扫气室105、205和第二扫气室109、209的机械组件在此称作为扫气泵。将通过例子来描述扫气泵的工作。如图2所示，假定所述左汽缸100正在经历动力冲程，其中所述曲轴300在经过“上止点”(TDC)的90°处。在动力冲程期间，所述左外侧活塞110和内侧活塞210由在燃烧期间产生的在所述左燃烧室150内的高压流体驱动而分开。如图3所示，所述左外侧活塞110和左外侧活塞柱塞118被驱向所述左外壳端盖107，这一点又降低了所述第一左扫气室105内部的容积并增加了其内的压力。
在预定的压力下，在其它适合位置中临近第一扫气室端口165的单向阀168将高压流体从第一左扫气室105通过左扫气导管166释放入第二左扫气室109。在高压流体从第一左扫气室105释放期间的预定时间内，打开左进气口161以让第二左扫气室109中的高压流体进入左燃烧室150。
通过左外侧活塞110的运动进一步压缩第二左扫气室109中的进入的流体。根据本发明的实施例，在左进气口161之前关闭左排气口163，其中，随着左外侧活塞110远离曲轴300运动，进入的流体的压力进一步增加。
在压缩行程期间，左外侧活塞110和左内侧活塞210分别由左拉杆411和左推杆412驱动到一起。左外侧活塞110和左外侧活塞柱塞118被驱动远离左外壳端盖107，这一点又增加了容积并降低了第一左扫气室105内的压力。关闭临近第一扫气室端口165的单向阀168并打开左外壳端盖107中的一个或多个单向进气阀182，通过其吸入进入的流体。
进气口
图5是根据本发明的实施例的部分地限定左燃烧室150的左汽缸套130的侧视横截面图。左汽缸套130包括左汽缸套进入端136，所述左汽缸套入口端136包括至少一排第一进气口161和至少一排第二进气口162。左汽缸套130还包括左汽缸套排出端138，所述左汽缸套排出端138包括至少一排排气口163。
图6A和6B分别是根据本发明的实施例的第一进气口161和第二进气口162的横截面视图。如图3所示，每个第一进气口161包括辐流式通道164，所述辐流式通道164适合于沿着相对于左汽缸套的X-X轴的径向方向并且以远离排出端138方向的反向角阿尔法并向着控制左外侧活塞110的入口将进入的流体导向左燃烧室150。辐流式通道164适合于将进入的流体导向左燃烧室150的中央区域并远离左汽缸套缸径表面139。合适的反向角阿尔法的确定依赖于提供给第一进气口161的进入的流体的压力、左燃烧室150内的压力、进入的流体的温度、进入的流体的速度和进入的流体的成分。中央进入的流体区的流型由第一进入口161建立，特征是基本的非涡流流线。
如图3所示，每个第二进气口162包括切向流动式通道364，所述切向流动式通道364适合于沿着与左汽缸套缸径表面139充分相切的方向并且以远离排出端138的反向角贝塔并向着控制左外侧活塞的入口导向进入的流体。切向流动式通道364适合于充分沿着左汽缸套的缸径表面139导向进入的流体。切向流动式通道364适合于建立与中央进入的流体区和左汽缸套的缸径表面139临近的侧向进入的流体区。合适的反向角贝塔的确定依赖于提供给第二进气口163的进入的流体的压力、左燃烧室150中的压力、进入的流体的温度和进入的流体的成分。由第二进气口163建立的流型特征是：在燃烧室150中具有基本的涡流流线。
在OPOC发动机10运行中，随着左外侧活塞110沿着后退(远离曲轴)的方向平动，第二进气口162打开。第二进气口162在其附近建立废(燃烧过)流体回流，随后建立了排出位于左汽缸套的缸径表面139附近的废流体的涡流状进入的流体流型，这是由于离心力正推动较重的冷的进入的流体远离X-X轴。随着左外侧活塞110进一步沿着后退方向平动，现在打开第一进气口161和第二进气口162。第一进气口161建立了排出位于左燃烧室150的中央区域中的废流体的中央流型。由于在第二进气口162打开时存在回流，这种中央流开始时不会被通过第二进气口162的流动扰动。
中央进入的流体区的流型和在中央进入的流体区和左汽缸套的缸径表面139附近的侧向进入的流体区的结合提供了位于进入的流体175和废流体176之间的相对平的部分或流体前缘177。当所述流体前缘177到达排气口163时，进入的流体175已经基本排除或排出了左汽缸套130中的废流体。
图7A和7B是根据本发明的实施例在进入端136处的至少一排组合进气口461和部分地限定左燃烧室150的左汽缸套130的侧视和横截面视图。每个组合进气口461包括组合流通道464，所述组合流通道464包括适合于沿着相对于左汽缸套的X-X轴的径向和切向方向并且以远离排出端138方向的反向角伽玛并向着控制左外侧活塞110的入口将进入的流体导向左燃烧室150的径向表面561和大体切向的表面661。这一点在图3中示出。
这种组合进气口461尤其在没有足够的空间来放置多排进气口的小发动机中具有优势。提供一种具有集成两种功能的单排组合进气口，所述的两种功能为：将流动体导向左燃烧室150的中央同时提供必需的的涡流。
图7A示出在左燃烧室150中所得到的流型117。实际上，进入的流体175充分形成的前缘或部分沿着左燃烧室150的宽度充分延伸并且有效地将废流体176从燃烧室150向着排气口163排出。其中进气口几何形状(尤其高度、宽度、长度、半径和切线)、内和外活塞的定时、进入的流体的压力和温度的组合使在排出阶段全部的废流体176基本从燃烧室150排出。此外，上述的参数使基本上没有潜在的富含燃料的进入的流体175被容许逃逸出排气口163。
在燃烧室150中形成的上述的流型改善发动机的性能并极大地降低富含燃料的污染物的排放。
图8A是表示进气口和排气口的打开和关闭的对称定时作为曲轴角度函数的曲线图。进气口曲线22a作为关于m轴的对称曲线示出了进气口的打开和关闭。排气口曲线20a作为关于m轴和关于进气口曲线22a的对称曲线示出排气口的打开和关闭。排气口曲线20a示出在进气口打开之前打开排气口，在进气口关闭之后关闭排气口。这种定时配置不是理想的，因为存在由于最后关闭排气口而引起的压力损失。
图8B表示根据本发明的实施例的进气口和排气口的打开和关闭的不对称定时作为曲轴角的函数的曲线图。进气口曲线22b作为偏移m轴的对称曲线显示进气口的打开和关闭。排气口曲线20b作为关于m轴的对称曲线显示排气口的打开和关闭。排气口曲线20b显示在进气口打开之前打开排气口，在进气口关闭之前关闭排气口。这种定时配置适合于在排气口关闭之后维持或者增加燃烧室内部的压力，同时由于首先关闭排气口而没有损失。
活塞和连接杆的一种关系和有关的定时排列在名称为具有电力产生能力的发动机的PCT/US 03/08708和美国专利6,170,443中更详细地描述，该专利与本申请拥有共同的所有权，并且被全部引入于此以资参考。
应理解其它的定时排列。在一个实施例中，为降低系统的复杂性可期望不对称的定时。在此描述根据本发明的实施例的各种定时排列。
再次参照图1，外侧活塞轴颈311和内侧活塞轴颈312位于相对于曲轴旋转轴310的独特位置。内活塞轴颈312较外活塞轴颈311远离曲轴旋转轴，结果导致左内活塞120/右内活塞220的行程大于左外活塞110/右内活塞210的行程。此外，有角度地前移内活塞轴颈312，所述轴颈312直接控制打开和关闭在左汽缸100/右汽缸200中的左排气口163/右排气口263的左内侧活塞120/右内侧活塞220的平动，同时有角度地推后外侧活塞轴颈311，所述轴颈311直接控制打开和关闭进气口如第一进气口161和第二进气口162的左外侧活塞110/右内侧活塞210的平动。
上述的构造提供了一种不对称定时，所述不对称定时具有：在进气口161、162打开之前打开排气口161，并且在进气口161、162关闭之前关闭排气口161。这种配置使没有进入的流体被容许通过排气口162排出，以及燃烧室150中基本完全的扫气。
再次参照图2和图3，左外侧活塞110选择地打开和关闭进气口261、262和461以促进进入左燃烧室150的进入的流体的期望定时。根据本发明的实施例包括不对称定时，其中，在燃烧和动力冲程结束时，在下止点前(BBDC)，排气口163在按照曲轴旋转量测量的大约75°处打开。并且第二进气口在大约45°处打开。相反地，例如，在压缩行程开始时，在下止点后(ABDC)，排气口163在大约45°处关闭，并且第二进气口162在大约55°处打开。
可变端口定时
图9是根据本发明的实施例带有旋转角度为270°的曲轴1300的发动机12的侧视横截面图。在这个角度，左汽缸1100的左外侧活塞1110和左内侧活塞1120聚合，同时左进气口1161和左排气口1163关闭。左外侧活塞1110和左内侧活塞1120之间的进入的流体在其间被压缩。
右汽缸1200正在完成动力冲程，同时随着右进气口1261和右排气口1263打开，右外侧活塞1210和右内侧活塞1220已移动并分开。
打开进气口1162、1261和排气口1163、1263以让进入(预燃烧)流体进入和排出废流体的时间长短由许多固定和可变的因素确定。其中固定因素为内侧活塞1110、1210和外侧活塞1120、1220的行程长度和排气口1161、1261和排气口1163、1263之间的距离。其中可变因素包括发动机速度和进入的流体体的压力。
打开和关闭进气口1161、1261和排气口1163、1263优选地被确定时间以允许由进入的进入的流体将废流体从各个左燃烧室1150/右燃烧室1250基本排出，但并不是如此长而让进入的流体排出排气口1163和1263。废流体不充分地排出将降低发动机12的性能。进入的流体逃选出排气口1163和1263导致空气污染。
在其它因素保持不变时，进气口1161、1261和排气口1163、1263是开着的时间直接与发动机速度有关。对于较快的发动机速度，进气口1161、1261和排气口1163、1263是开着的时间段小于对于较慢的发动机速度其开着的时间段。因此对于恒定的进入的流体压力，进入的流体和废流体排出量直接与发动机速度有关。仅仅一个发动机速度可实现由进入的流体理想完全地排放废流体。
滑动汽缸套
在根据本发明的实施例中，提供可变的端口定时以相对于发动机的速度来调整进气口1161、1261和排气口1163、1263开着的时间。再次参照图9，外壳1103包括适合于容纳左汽缸1100的左汽缸腔1104、适合于容纳右汽缸1200的右汽缸腔1204和适合于容纳曲轴1300的曲轴腔1304。左汽缸腔1104限定左汽缸套缸径1134，所述左汽缸套缸径1134适合于以紧密配合的啮合方式与左汽缸套1130滑动地接容。在左汽缸套缸径1134和左汽缸套1130之间提供合适的滑动密封件(未示出)。
优选地控制相对于左汽缸套1134的左汽缸套1130的轴位置。在发动机慢速运行期间，左汽缸套1130沿轴向向着曲轴1300平动。左汽缸套1130向着曲轴1300的运动有效地缩短了左排气口1163是开着的时间。在极端情况下，左汽缸套1130向曲轴1300移动一个轴向距离，足够左内侧活塞1120仅部分打开左排气口1163，这进一步降低了废流体排出左排气口1163的时间。
相似地，优选地控制相对于右汽缸套缸径1234的右汽缸套1230的轴位置。在发动机慢速运行期间，右汽缸套1230沿轴向向着曲轴1300平动。右汽缸套1130向着曲轴1300的运动有效地缩短了右排气口1163是开着的时间。在极端情况下，右汽缸套1130向曲轴1300移动一个轴向距离，足够右内侧活塞1120仅部分打开右排气口1263，这进一步降低了废流体排出右排气口1263的时间。
图10是根据本发明的实施例表示进气口和排气口的开着和关闭的不对称定时作为曲轴角度函数的曲线图。第一进气口曲线22b作为偏离第一排气口曲线20b轴的对称曲线示出了进气口开着和关闭的情况，所述第一排气口曲线20b示出了排气口开着和关闭的情况。左汽缸套1130的运动提供了进气口和排气口定时的改变，第二进气口曲线22c和第二排气口曲线20c示出了这个例子。通过移动左汽缸套1130可实现与发动机速度和负载有关的优选的端口定时。
许多合适的装置使汽缸套1130和1230沿轴向方向移动。在根据本发明的一个实施例中，使用包括但不局限于电动机、液压传动器及其等同物的驱动装置来移动汽缸套1130和1230。驱动装置由反馈控制系统(未示出)控制，所述反馈控制系统根据预定的发动机速度和其它性能参数来将汽缸套1130和1230的位置控制到预定的位置。
在根据本发明的另一实施例中，施加在汽缸套的一部分的克服恢复元件的流体压力用于定位汽缸套1130和1230。图11是根据本发明实施例的发动机12的侧视横截面图。考虑右汽缸1200，左汽缸1100(未示出)相似地排列，外壳1103包括进流体口1264，所述进流体口1264适合于将可控液压提供在右汽缸套1230的排出端1238。右汽缸套1230还包括适合于与偏置构件1259联结的一个或多个法兰1237。当右汽缸套1230被入口端1236处的液压推向曲轴1300时，偏置构件1259适合于对右汽缸套1230提供恢复力。
在根据本发明的一个实施例中，用于对右汽缸套1230提供液压的流体是用于冷却右汽缸套1230的冷却液。冷却液的压力由反馈控制系统(未示出)控制，所述反馈控制系统根据预定的发动机速度和其它的性能参数来将汽缸套1130和1230的位置控制到预定的位置。
根据本发明的实施例的发动机被配置由任意数量的内燃过程例如但并不局限于那些与火花点火(SI)、柴油机以及均质充量压缩点燃(HCCI)有关的燃烧过程给以动力。
在SI燃烧过程中，均匀的空气和燃料混合物在汽缸内被压缩并且在压缩行程结束时由火花点火。所述火花引起在整个燃烧室中增长并传播的火焰中心或热辐射锋面波。通过控制空气和燃料向着汽缸流速来控制发动机负载(扭矩)。在全部负载情况下，空气和燃料的比率保持基本不变。
所述火焰中心在汽缸中产生超过1600℃温度的火焰前缘，在所述温度下可产生氮氧化物(NOX)。因此，需要一些减轻NOX产生的方法，例如但并不局限于催化转换到较安全混合物。
在本发明的实施例中，汽缸容积被分成燃烧室和汽缸，还包括在所述燃烧室和汽缸中的降低NOX的散热器或者催化转换器(例如在名称为具有电力产生能力的发动机的PCT申请No.PCT/US 03/08708中所提供的，该专利全部引入于此以资参考)。考虑到反应动力学并且为了保持最佳的扫气配置，所述转换器被固定到排气活塞；通过直接喷溅将燃料喷射入燃烧室。这种燃烧系统在极低的排放物燃烧同时不牺牲燃料消耗、功率输出或者舒适方面中提供了突破。
在柴油机燃烧过程中，纯净空气首先在汽缸中压缩，引起所述空气温度增加。在压缩行程结束时，在高压下将燃料喷射入所述热的压缩空气。所述燃料被蒸发并且和所述压缩空气部分混合。当达到预定的温度，所述空气和燃料混合物自燃。通过改变喷射入汽缸中的燃料量来控制发动机负载。
HCCI是“均质充量压缩点燃”的缩写。所述名称意味着的均匀(“充分混合”)充量的空气和燃料由压缩加热来点火。
在HCCI燃烧过程中，均匀的空气和燃料混合物在汽缸内压缩。随着空气和燃料混合物的温度由于压力增加而增加时，发生自动点火。所述HCCI燃烧过程需要高的压缩比以确保自动点火。非常少的燃料的混合物用于减缓化学反应速度，由此降低燃烧速度。通过使用高的空气燃料比或者废气循环(EGR)能够实现合适的空气燃料混合物。通过改变空气燃料混合物中的燃料量可控制发动机负载。
HCCI发动机使用高的压缩比并且燃烧迅速。与在部分负载下具有低效率的SI发动机相比，这一点保证了低负载下高的效率。
HCCI燃烧过程的主要优点是：其产生少量的氮氧化物(NOX)。NOX的形成很大地依赖燃烧温度。越高的温度产生越多的NOX。不同于由产生大量的NOX的SI燃烧过程的火焰前缘产生的高于1600℃的高温，HCCI燃烧过程的自动燃烧在不到1600℃、大约875℃下开始。
此外，由于燃烧是均匀的并且使用非常少的燃料的混合物，所以相对于火花点火式燃烧过程的火焰前缘的燃烧温度，所述燃烧温度是非常低的。这种低温导致了产生非常少的NOX。化学计量的混合物空气与燃料之比为1。对于HCCI燃烧过程，空气与燃料之比越接近于1，点火温度越高并且越接近于NOX的产生温度。因此，使用大约等于10的空气燃料比可产生HCCI燃烧过程，其中2-10的范围适合于产生完全在NOX产生温度下的点火温度。
此外，HCCI燃烧过程不会产生与柴油机燃烧过程相同级别的烟灰。
当与其它的燃烧过程相比时，HCCI燃烧过程使高的热效率能够实现，这是因为燃烧室中非常快的化学反应非常接近于最佳的“定容燃烧”而不受“爆震”的限制。爆震是用于定义异常的燃烧情况的术语，还称作为爆燃，其中，多个火焰前缘在燃烧室内碰撞，增加了所述室中的压力并且在燃烧循环期间以不适当的次数发生。爆震通常是不希望有的并且是有害的情况。
尽管本发明的实施例能够由HCCI燃烧过程供以动力，然而所述燃烧过程的控制比SI或者柴油机燃烧过程的控制更难。与SI燃烧过程的火花定时不同，HCCI燃烧过程提供了燃烧起动的非直接控制。燃烧起动依赖于几个参数。其中主要的参数包括压缩比和入口温度。控制这些主要参数提供了一种将燃烧起动及时地控制到期望点的方法。
根据本发明的实施例，所述发动机由辅助HCCI燃烧过程供以动力，其中，空气燃料混合物在汽缸内被压缩到低于将发生自动点火的阈值下的预定的状态。能量辅助，其中例如但并不局限于如由火花塞或电热塞产生的热源，用于启动维持平稳的热波燃烧状态的燃烧。这种辅助的HCCI燃烧过程渐渐消除阈值条件，产生可控制的并均匀的燃烧而不会发生不合时的猛烈的光爆燃(爆震)
为启动燃烧而提供的能量辅助由许多合适的装置之一提供，包括但并不局限于火花塞和电热塞。电热塞具有独特的优点，因为其不同于火花塞，不会产生火焰前缘。电热塞是一种在现有技术中已知的装置，所述装置从暴露到空气燃料混合物的元件中提供快速的加热源。众所周知电热塞使用在柴油发动机中以用于冷起动。通常，在柴油发动机的起动情况中，空气燃料混合物的初始温度太低而不能维持自动点火。电热塞提供了所需的附加热源，所述附加热源是燃烧所必需的。在发动机加热并能有助于加热空气燃料混合物之后，不在激活所述电热塞。
根据本发明的实施例，电热塞被设置在汽缸中并且适合于控制空气燃料混合物的点火时间。在根据本发明的一个实施例中，电热塞的加热时间由若干个活塞或若干个活塞之一的位置触发。在根据本发明的另一个实施例中，电热塞的加热时间由汽缸中空气燃料混合物的峰值压力触发。
在根据本发明的若干个实施例中，电热塞由反馈控制系统控制。在一个实施例中，反馈控制系统根据预定的性能标准来控制电热塞的定时。在一个实施例中，当曲轴在TDC时，电热塞加热被定时以产生燃烧点火，这一点提供了最大化的燃料效率。在另一个实施例中，燃烧室达到峰值压力时，通常是在TDC后面5-10％的位置，电热塞加热被定时以产生燃烧点火。
此外，在另一个实施例中，根据曲轴的性能参数例如但并不局限于扭矩变化和角度变化来确定电热塞加热的定时。
仍然在另一个实施例中，电热塞加热被定时以产生燃烧点火来最佳化功率输出，特别适合于期望恒定的曲轴速度例如但并不局限于电产生装置的情况。
在根据本发明的其它实施例中，电热塞的温度是可变的并且被控制用于特殊目的。例如但并不局限于此，根据空气燃料混合物的温度来控制电热塞的温度。在另一实施例中，根据废流体的温度来控制电热塞的温度。仍然在另一实施例中，通过相对于期望的恒定平均旋转速度的所测量的曲轴分离速度来控制电热塞的温度。
活塞顶部
再次参照图2和图3，根据本发明的实施例，图2和图3分别示出了在TDC和BDC位置的左汽缸100的侧横截面图。因为右汽缸200包括相似的组件，所以下面仅仅讨论左汽缸100。左外侧活塞110包括左外侧活塞顶部116以及与所述左外侧活塞顶部116对置的左外侧活塞柱塞118。左外侧活塞顶部116终止在左外侧活塞燃烧面111处。左外侧活塞顶部116适合于在左汽缸套入口端136处以与左汽缸套缸径表面139紧密配合的啮合方式滑动地被接容。
左内侧活塞120包括左内侧活塞顶部126和与所述左内侧活塞顶部126对置地左内侧活塞推进端124。左内侧活塞顶部126终止在左内侧活塞燃烧面121处。左内侧活塞顶部126适合于在左汽缸套排出端138处以与左汽缸套缸径表面139紧密配合的啮合方式滑动地被接容。
左外侧活塞110、左内侧活塞120和左汽缸套130限定左燃烧室150。
本发明的实施例提供了左外侧活塞燃烧面111和左内侧活塞燃烧面121的形状以及由此的左燃烧室100的总体形状的非传统设计，因为这里没有使用阀门。图12是根据本发明的实施例的左汽缸100的侧视横截面图，所述左汽缸100包括形成环状式燃烧室1150a在上止点附近的左外侧活塞燃烧面111和左内侧活塞燃烧面121，其首先显示在名称为带有单个曲轴并具有对置活塞的对置汽缸的内燃机的PCT/US00/34122中，全部引入于此以资参考。燃烧室1150a由具有凸起的环形的左外侧活塞燃烧面111形成，所述左外侧活塞燃烧面111与具有称赞的轮廓的左内侧活塞燃烧面121相匹配。左外侧活塞燃烧面111和左内侧活塞燃烧面121形成一大面积挤压带，所述挤压带在上止点附近创建了高密度的涡流，为改进的废气排放以及燃料消耗、功率输出和舒适提供了可能性。
期望有左外侧活塞燃烧面111和左内侧活塞燃烧面121的其它形状，以适合于特殊目的。
图13A是根据本发明的实施例包括左外侧活塞顶部116的左汽缸100的侧视横截面图，所述左外侧活塞顶部116包括左外侧活塞燃烧面111和火花点火器180，例如但并不局限于现有技术中已知的传统火花塞。火花点火器180布置在左外侧活塞顶部116内，从而火花隙182适合位于临近外侧活塞燃烧面111的位置并且适合于接触进入的流体。
应所述理解火花点火器180能够位于左汽缸100的其它组件例如但并不局限于左内侧活塞燃烧面121上，并且能并入左汽缸套130的侧面。
图13A和13B是根据本发明的实施例的左汽缸100的局部横截面图，所述左汽缸100包括分别处于脱离位置和啮合位置的间歇接触火花点火式系统185。间歇接触火花点火式系统185包括从左外侧活塞110延伸的可动接触件186和与可动接触件186轴向对准并处于对置关系的固定接触件188。当左外侧活塞顶部116基本移动到TDC位置时，可动接触件186和固定接触件188形成电接触，在火花间隙182处产生放电。在左外侧活塞110的所有其它位置，可动接触件186和固定接触件188移动分开而不进行电接触。
在根据发明的实施例中，通过调整固定接触件188的相对轴向位置来调整点火定时。通过更接近于可动接触件186的方向移动固定接触件188来获得较早的火花定时，然而，通过朝进一步远离可动接触件的方向移动固定接触件188来获得延迟的火花点火。
图14是根据本发明的实施例包括滑动接触点火式系统285的左汽缸100的局部横截面图。如上述的图11A的实施例，点火源例如所示出的火花点火器180或电热塞280布置在左外侧活塞顶部116内。滑动接触点火式系统285包括：接容接触件286，从电热塞280延伸到左外侧活塞柱塞118；和滑动接触件288，从左外壳端盖107延伸并且与接容接触件286轴对齐。接容接触件286提供用于与滑动接触件288嵌套啮合的表面287。
接容接触件286和滑动接触件288在左外侧活塞110的整个冲程运动期间保持电接触。滑动接触件288在接容接触件288内滑动。在点火源是火花点火器180的情况下，火花点火器180以传统方式控制，从而当左外侧活塞顶部116基本移动到TDC位置时，使火花点火器180在火花隙182处产生放电。在电热塞280情况下，在活塞循环的任何部分都能控制电热塞280的加热。例如，但并不局限于，在扫气期间，电热塞280能被控制以将进入的流体加热到预定温度，然而在TDC处，其被控制以产生高温喘振。换句话说，电热塞180能连续地运行以加热进入的流体，然而，火花塞180能够仅仅用于点火。
根据本发明的实施例，图13A所示的火花点火器180被电热塞280取代。电热塞280提供了在压力下增加进入的流体的自燃的热源。随着进入的流体的压力和温度在循环的压缩阶段升高，在所述循环中，电热塞280被激活以将热源提供给进入的流体，从而辅助进入的流体在预定时间内自燃。
因为存在放电，电热塞280并不必要在极端温度下运行以提供进入的流体自燃的条件。例如，在发动机起动期间，进入的流体是相对冷的，其中，电热塞280将进入的流体温度升高到足够高，从而随着进入的流体在TDC处的附加压缩，进入的流体的温度足够维持自燃。此外，电热塞280的进入的流体相对的低温点火使压力源如活塞进一步压缩进入的流体并且将流体温度升高到自燃温度以上，引起进入的流体在整个左燃烧室1150中的均匀燃烧。
理想情况下，尤其是性能和排放方面的考虑，在左燃烧室150内进入的流体体的燃烧应均匀、自发和完全地发生。通常火花点火、在某些情况下电热塞点火产生了进入的流体的不均匀燃烧。可产生在整个燃烧室推进的火焰前缘，由此产生了进入的流体的不均匀和不完全的燃烧。在本发明的实施例中，火焰前缘的有害效果被降低，其中，燃烧室中提供了自发点火条件，火花或电热塞的点火在接近自发点火条件下发生。
根据本发明的其它实施例被提供以最小化或消除不均匀和不完全的燃烧。这些实施例包括但并不局限于活塞的腔或室内的内部点火。图15A-15C是根据本发明的实施例的左外侧活塞顶部116a-c的实施例的侧视横截面图，其中，电热塞280被设置在左外侧活塞顶部116a-c中形成的腔中，所述左外侧活塞顶部116a-c从左内侧活塞燃烧面121a-c延伸。电热塞280延伸进所述腔中以将在其中包括的进入的流体加热。在这种配置中，潜在地可由电热塞280产生的任何火焰前缘被基本包含在所述腔内至少一段时间，所述一段时间是所述火焰前缘在所述腔外发生自燃所花费的时间。由所述腔内进入的流体的点火引起的所述腔外进入的流体压力增加的益处是产生压力和温度的均匀升高以用于实现左燃烧室1150内均匀、自发和完全的燃烧。
图15A是根据本发明实施例左外侧活塞顶部116c的局部侧视横截面图，其中电热塞180延伸进在左外侧活塞顶部116a中形成的球形腔190，所述左外侧活塞顶部116a从左内侧活塞燃烧面121a延伸。球形腔190包括入口191，所述入口191适合于将进入的进入的流体导入球形腔190，但是又足够小从而基本地包括任何火焰前缘。
图15B是根据本发明的实施例左外侧活塞顶部116b的局部侧视横截面图，其中，电热塞180延伸进在左外侧活塞顶部116b中形成的涡旋状腔192，所述左外侧活塞顶部116b从左内侧活塞燃烧面121b延伸。涡旋状腔192包括入口193，所述入口193适合于引导进入的流体以使其在涡旋状腔表面194附近流动并且使其基本被保持在涡旋状腔192内。电热塞280延伸进涡旋状腔192并且位于入口193的视线范围之外。在这种配置中，由电热塞280潜在产生的任何火焰前缘被导引到与电热塞280对置的涡旋状腔表面194，以再次来回反射，由此根本地延迟了其可离开涡旋状腔192的时间。
图15C是根据本发明的实施例左外侧活塞顶部116c的局部横截面图，其中，电热塞280延伸进在左外侧活塞顶部116c中形成的伸长腔196，所述左外侧活塞顶部116c从左内侧活塞燃烧面121c延伸。伸长腔196包括入口端195，所述入口端195适合于将进入的进入的流体导引到所述腔底197。伸长腔196的深度是预定的，从而由电热塞280产生的任何火焰前缘不离开伸长腔197，直到进入的流体在伸长腔196外自燃。
在根据本发明的其它实施例中，腔，其中如图15C所示的伸长腔196包括内表面198，所述内表面198的至少一部分在其上具有催化层199。在一个实施例中，催化层199包括一种降低NOX或其它不期望的排放物的量的材料，所述NOX或其它不期望的排放物可由在伸长腔196内产生的火焰前缘形成。在另一个实施例中，催化层199包括一种降低在伸长腔196内产生的火焰前缘的潜在形成的材料。
在根据本发明的其它实施例中，电热塞280的加热元件还包括催化材料299。催化材料299包括一种根据进入的流体的化学性质来触发燃烧的材料。随着进入的流体压力增加，当达到进入的流体内组分混合物的预定浓度时触发点火。
应所述理解在上述的点火系统的实施例中，其中火花点火器180和电热塞280可互换使用。例如，图13A所示的火花点火器180可被图14所示的电热塞280替换。
燃料供给系统
对于根据本发明的发动机的实施例，以各种方式提供燃料。再次参照图9，根据本发明的实施例，燃料喷射器1183邻近左汽缸套1130/右汽缸套1230设置，在燃料喷射端口1184处终止，并且与左燃烧室1150/右燃烧室1250进行流体流通。空气形式的进入的流体通过左进气口1161/右进气口1261进入左燃烧室1150/右燃烧室1250。当进入的流体在压缩的情况下，在合适的时间燃料被喷入左燃烧室1150/右燃烧室1250中。
再次参照图13A和13B，燃料喷射器183以与第二扫气室109进行流体流通的方式设置。空气形式的进入的流体从第一扫气室105提供到第二扫气室109，所述空气形式的进入的流体与由燃料喷射器109提供的燃料混合。燃料空气混合物通过进气口161从第二扫气室109提供到燃烧室150。曲轴
图16是根据本发明的实施例的曲轴300、左拉杆411a、b和右拉杆421a、b以及左推杆412和右推杆422的俯视分解横截面图。图17是图16的组装的装配俯视图。曲轴300称作为“组合”曲轴。与整体锻造的传统发动机曲轴相比，本发明的曲轴300的实施例包括结合在一起形成单个曲轴300的四个组件：第一曲轴组件320、第二曲轴组件330、第三曲轴组件340和第四曲轴组件350的组装。
第一曲轴组件320包括圆柱形第一主轴承325，所述第一主轴承325包括限定曲轴旋转轴310的第一通孔323。第一曲轴组件320还包括第一嵌套面322，所述第一嵌套面322具有偏离曲轴旋转轴310的第一偏轴321。如图1所示，第一主轴承325提供曲轴320和外壳103之间的支持。
第二曲轴组件330包括第二通孔333，所述第二通孔333与第一通孔323共轴并且也限定曲轴旋转轴310。第二曲轴组件330还包括：第二嵌套面332，其具有偏离曲轴旋转轴310的第二偏轴331；第三嵌套面336，其具有偏离曲轴旋转轴310和第二偏轴331的第三偏轴337。第一嵌套面322适合于滑动地被接容进第二嵌套面332。第二曲轴组件330还包括具有圆柱形横截面并与第二偏轴331共轴的第一轴承面334。第一轴承面适合于在其上接容第一环形轴承362，这一点将在下面进一步描述。
第三曲轴组件340包括与第一通孔323共轴并且也限定曲轴旋转轴310的第三通孔343。第三曲轴组件340还包括第四嵌套面342，所述第四嵌套面342具有偏离曲轴旋转轴310并且与第三偏轴337共轴的第四偏轴347。第三嵌套面336适合于滑动地被接容进第四嵌套面342。第三曲轴组件340还包括具有圆柱形横截面并且与第四偏轴347共轴的第二轴承面344。第二轴承面344适合于接容第二环形轴承362，下面将描述这一点。
第三曲轴组件340还包括第五嵌套面346，所述第五嵌套面346具有偏离曲轴旋转轴310并且与第二偏轴331共轴的第五偏轴341。第三曲轴组件340还包括具有圆柱形横截面的第三轴承面348。第三轴承面348适合于在其上接容第三环形轴承363，这一点将在下面进一步描述。
第四曲轴组件350包括圆柱形第二主轴承355，所述第二主轴承355包括与第一通孔323共轴并且也限定曲轴旋转轴310的第四通孔353。第四曲轴组件350还包括具有第六偏轴351的第六嵌套面352，所述第六偏轴351偏离曲轴旋转轴310并且与第五偏轴341共轴，还与第一偏轴321和第二偏轴331共轴。第三曲轴组件340的第三轴承面348与第六偏轴351共轴。第六嵌套面352适合于被滑动接容进第五嵌套面346。如图1所示，第二主轴承355提供曲轴300和外壳103之间的支持。
应所述理解，存在嵌套面和轴承面的许多不同的可能布置，其中上述的实施例仅仅是那些可能布置之一并且并不局限于此。也期望其它可能的布置。
在根据本发明的一个实施例中，除了允许拆卸外，各个嵌套面适合于足够牢固地压入配合组装以保持轴向和角向对齐。在另一个实施例中，各个嵌套面具有键和键槽以确保合适的轴向和角向对齐。
推杆
根据本发明的实施例，如图16和图17所示，两对左拉杆411a、b/右拉杆421a、b和一对左推杆412/右推杆422是活塞和曲轴300之间的连接元件。活塞的线性往复运动驱动连接元件将旋转运动传递给曲轴300。
图18是根据本发明实施例的左推杆412和右推杆422、第二曲轴组件330和第三曲轴组件340以及第二滚柱轴承362的等距分解图。如图1所示和较早所设置的，左推杆412和右推杆422阻抗左内侧活塞120和右内侧活塞220的压缩力，因此被称作为“推杆”。如图1、16-18所示，左推杆412和右推杆422布置在曲轴300上的共用的内侧活塞轴颈312上，所述共用的内侧活塞轴颈312还称作为推杆轴颈。
在根据本发明的实施例中，左推杆412和右推杆422位于同一平面。允许左推杆412和右推杆422的共面对齐的实施例包括具有与左凹面端413对置的单个孔轴颈端414的左推杆412。单个孔轴颈端414具有单个孔415，所述单个孔415适合于以紧密配合的啮合方式环绕第二环形轴承362旋转啮合。
右推杆422包括与右凹面端423对置的双孔径轴颈端424。双孔径轴颈端424包括一对柄脚426，还称作为叉，每一个带有共轴的孔425，所述孔425适合于以紧密配合的啮合方式环绕第二环形轴承362旋转地啮合。柄脚426间隔预定的距离以滑动地接容左推杆412的单个孔轴颈端414。
通过在右推杆422的双孔轴颈端424的一对共轴孔425之间接容左推杆412的单个孔轴颈端414并且和右推杆422的双孔轴颈端424的一对共轴孔425共轴对齐，左推杆412和右推杆422被装备到曲轴300上。第二环形轴承362被滑动地接容在单个孔415和共轴孔425内。第三曲轴组件340的第四嵌套面342布置在第二环形轴承362内。第二曲轴组件330的第三嵌套面336布置在第三曲轴组件340的第四嵌套面342内，完成装配。左推杆412和右推杆422现在共用曲轴300的共同轴颈，即为共同轴颈312。
上述的实施例特征在于：去掉了螺钉或其它紧固件，增加了组件可靠性和性能。
在本发明的一个实施例中，左推杆412和右推杆422长度除以曲轴半径之比大约为5。与传统的发动机相比，这种相对大的比率导致了内活塞120、220和汽缸套缸径表面139、239之间的非常低的侧向力和摩擦损失。现有技术的比率通常处于3.2到3.8的范围。
拉杆
如图1所示和较早所设置的，一对左拉杆411a、b/右拉杆421a、b阻抗左外侧活塞110和右外侧活塞210的张力，由此称作为“拉杆”。如图1、图16和图17所示，左拉杆411a、b/右拉杆421a、b布置在曲轴300上的一对共同的外侧活塞轴颈311a、b上，所述外侧活塞轴颈311a、b在此还称作为拉杆轴颈。
在根据本发明的实施例中，左拉杆411a、b和右拉杆421a、b位于共同的平面。如上所述允许左推杆412和右推杆422共面对齐的实施例也用于允许左拉杆411a、b和右拉杆421a、b共轴对齐。在一个实施例中，左拉杆411a、b具有单个孔轴颈端416。所述单个孔轴颈端416具有单个孔417，所述单个孔417适合于以紧密配合的啮合方式环绕第一环形轴承361和第三环形轴承363之一旋转地啮合。
右拉杆421a、b包括双孔轴颈端426。所述双孔轴颈端426包括一对柄脚428，每一个柄脚428带有共轴孔427，所述共轴孔427适合于以紧密配合的啮合方式环绕第一环形轴承361和第三环形轴承363之一旋转地啮合。柄脚428间隔预定的距离以滑动地接容左拉杆411a、b的单个孔轴颈端416。
通过在右拉杆421a、b的双孔轴颈端426的共轴孔427对之间接容左拉杆411a、b的单个孔轴颈端416并且与右拉杆421a、b的双孔轴颈端426的共轴孔427对共轴对齐，左拉杆411a、b和右拉杆421a、b被装配到曲轴300上。第一环形轴承361和第三环形轴承363之一滑动地被接容在单孔417和共轴孔427内。第二曲轴组件330的第二嵌套面332布置在第一环形轴承361内。第一曲轴组件320的第一嵌套面322布置在第二曲轴组件330的第二嵌套面332内，完成装配。一对左/右拉杆411a、421a现在共享曲轴300的共同轴。
相似地，第三曲轴组件340的第五嵌套面346布置在第三环形轴承363内。第四曲轴组件350的第六嵌套面352布置在第三曲轴组件340的第五嵌套面346内，完成装配。另一对左/右拉杆411b，421b现在共享曲轴300的共同轴颈，即为共同轴颈311a、311b。
上述的实施例特征在于：去掉了螺钉或其它紧固件，增加了组件可靠性和性能。
本发明的实施例提供了相对长的左拉杆411a、b和右拉杆421a、b。左拉杆411a、b和右拉杆421a、b长度和曲轴半径之比大约大于10。与通常的现有技术相比，这种构造导致了外侧活塞110、120和汽缸套缸径表面130、239之间较低的侧向力和摩擦。
图19是根据本发明的实施例曲轴300的等距装配图。上述的第一环形轴承361、第二环形轴承362和第三环形轴承363使左/右拉杆411a，b、421a，b和左/右推杆412、422的轴颈端416、426、414、424与曲轴300的各个轴承表面334、344、348之间的摩擦降低。第一环形轴承361、第二环形轴承362和第三环形轴承363仅仅是示例性的并不局限于此。可以预料可使用其它类型的摩擦降低组件和/或方法，例如但并不局限于滚针轴承、滚柱轴承、润滑涂覆和循环润滑流体。
例如，如图1、图16和图17所示，组合曲轴300使连接元件，例如左/右拉杆411a，b、421a，b和左/右推杆412、422以及任何关联的轴承构件能够被预装配。这避免了现有技术中已有的连接元件，例如对开连接杆和对开轴承。对开连接杆需要支持结构和紧固件，从而它们可被装配以形成一体式曲轴。这些在本实施例中没有出现。
根据本发明的实施例的组合曲轴300由被顺序地装配的几个单个组件组成。通常较小的单个组件在制造工序例如锻造、加工、精加工和其它的二次工作方面提供了优势。此外，组合曲轴300提供了较轻重量的优势。因为连接元件不需要紧固件，所以可使用较小质量的较简单元件。此外，例如在曲轴300插入外壳103期间，可完成几个组件的装配。
本实施例的另一个特征在于可使用组合组件，这是因为降低了曲轴300所受的力。发动机上往复运动的组件的平衡本质和不平衡的燃烧力的消除使支撑曲轴300的主轴承325、355上基本没有合力。与几吨的不平衡力施加于曲轴的现有技术相比，本实施例基本没有不平衡力。通常这种力的有效降低包括在曲轴主轴承325、355和发动机总成上的力的降低。
在已知的传统直列式或“V”型发动机中，在主轴承和曲轴上的不均匀力产生扭矩。在本实施例中，这些力基本被消除，仅仅两个主轴承325、355是必需的以支撑外壳103中的曲轴300，而中心主轴承不需支撑外壳103中的曲轴300。
由于本实施例所设想的各种组件的构造，在相似活塞冲程下，曲柄半径可仅仅为传统设计的曲柄半径的大约一半。部分地，由于存在全部活塞冲程的分开行程，降低了由曲柄轴箱垂直于汽缸轴定义的曲柄半径。
图20是根据本发明的实施例图19的曲轴300的横截面等距装配图。第一曲轴组件320、第三曲轴组件340和第四曲轴组件350还分别包括第一流体通路329、第二流体通路339和第三流体通路359。第一流体通路329、第二流体通路339和第三流体通路359提供了例如但并不局限于润滑液和冷却液的使流体容易地通过图1所示的曲轴腔304的方法。曲轴300还包括轴承润滑通道335、345和349。所述轴承润滑通道335、345和349适合于将例如但并不局限于润滑液和冷却液的流体分别直接提供给第一轴承表面334、第二轴承表面344和第三轴承表面348。
曲轴的主要作用是将通过拉杆和推杆传递的活塞往复运动转换成旋转运动。作用于曲轴上的不平衡力导致了曲轴和其支撑轴承之间摩擦的增加。不平衡力的存在也复杂化发动机设计，这是因为所述力一定以某种方式机械地传递给发动机的支撑结构，所述支撑结构必须足够坚固以承受所述力。例如，在标准的四汽缸直列式发动机中，来自所有四个活塞的力沿着相同方向作用于曲轴，实际上几吨的压力一定通过曲轴主轴承传递给发动机结构。通常的四汽缸直列式发动机具有支撑曲轴的五个主轴承。
因为在每一汽缸中的内、外活塞的反作用力基本被消除，所以根据本发明的发动机的实施例允许较简单的曲轴设计。参照图1所示的左汽缸100，可以看出，因为作用于内侧活塞120和外侧活塞110上的压缩力和燃烧力是基本相同并且相反，所以外侧活塞110的拉杆411以与内侧活塞120的推杆412的推动力基本相同的力来拉向曲轴300。结果是曲轴300上有转矩，带有仅仅非常小的侧向力和上下力，这是由于拉杆411和推杆412稍微不同的角度以及活塞的不对称定时。因此，曲轴主轴承325和355上的负载是非常小的，这消除了对任何中心主轴承的需要，并且与可比性能的直列式四汽缸发动机相比，这导致了较低的摩擦损失。
图21是根据本发明的实施例的发动机14的局部剖面等距图。发动机14包括外壳1103，所述外壳1103包括左汽缸1100、与所述左汽缸1100对置的轴向对准的右汽缸1200和位于所述左汽缸1100和所述右汽缸1200之间的曲轴1300。曲轴1300包括曲轴第一端1306和曲轴第二端1307。联结曲轴第一端1306和曲轴第二端1307中每个的是下面描述的平衡系统500。
图22是根据本发明的实施例的包括平衡系统外壳514、平衡重508和行星齿轮装配件506的平衡系统500的部分局部剖视图。平衡系统外壳514适合于用安装紧固件512被联结到发动机外壳1103，下面会描述。行星齿轮装配件506包括曲轴齿轮518和反向旋转齿轮519。平衡重508包括轴孔516，所述轴孔516适合于与曲轴1300共轴放置并且关于曲轴的轴310自由旋转。曲轴齿轮518适合于与曲轴1300共轴、联结到曲轴1300并且由曲轴1300驱动，并适合于啮合反向旋转齿轮519。反向旋转齿轮519被连接到平衡重508。例如，曲轴1300以逆时针方向驱动曲轴齿轮518。接着曲轴齿轮518以顺时针方向驱动反向旋转齿轮519，所述反向旋转齿轮519以顺时针方向驱动平衡重508。
平衡系统500基本适合于反作用抵抗由于曲轴1300上的拉杆411和推杆412的稍微不同的角度以及活塞的不对称定时所引起的较小的不平衡一阶正弦侧向力和上下力。平衡重508以预定的角度位于曲轴的轴1300上以基本抵消不平衡力。
发动机中所有摩擦损失的大约50％来自通过拉杆411和推杆412沿着它们的各轴颈旋转、作用于活塞即对着汽缸套缸径表面1139、1239推动活塞的运动产生的侧向力。短连接杆产生大的侧向力，而长连接杆产生小的侧向力(无限长的连接杆根本不对活塞产生侧向力，但是其将是无限大和无限重的)。期望的是降低这些侧向力并由此降低摩擦损失，而不增加连接杆的尺寸或重量。
再次参照图9，推杆1412、1422仅受压缩负载，从而消除了对肘销的需要。肘销被在匹配的凸面1125、1225上滑动的大直径凹面端1413、1423取代。
再次参照图3，左拉杆411、右拉杆421通过左桥170、右桥270联结到左活塞110、右活塞210。图23是根据本发明的实施例沿图3的切割线23-23的横截面图，示出包括桥凹面173的左桥170，所述桥凹面173适合于被滑动地接容在右外侧活塞210的凸起的拉伸表面172中。桥轴承372例如滚针轴承用于降低桥凹面173和凸起的拉伸表面172之间的摩擦。
带有流体动力效果的发动机
图21是根据本发明的实施例的发动机14的局部剖面等距图。发动机14包括外壳1103，所述外壳1103包括左汽缸1100、与所述左汽缸1100对置的轴向对准的右汽缸1200和位于所述左汽缸1100和所述右汽缸1200之间的曲轴1300。图21示出在左汽缸的TDC后曲轴转角为270°状态下的发动机14。
左汽缸1100包括左汽缸套1130、左外侧活塞1110和左内侧活塞1120。左汽缸套1130包括左汽缸套外表面1132和限定左汽缸套缸径表面1139的缸径。左汽缸套1130还包括左汽缸套进入端1136和左汽缸套排出端1138。左汽缸套进入端1136包括多个左进气口1161，左汽缸套排出端1138包括多个左排气口1163，下面将进一步描述这一点。
左外侧活塞1110包括左外侧活塞顶部1116和与所述左外侧活塞顶部1116对置的左外侧活塞柱塞1118。左外侧活塞顶部1116在左外侧活塞燃烧面1111处终止。左外侧活塞顶部1116适合于在左汽缸套入口端1136处以紧密配合的啮合方式被滑动地与左汽缸套缸径表面1139接容。
左内侧活塞1120包括左内侧活塞顶部1126和与所述左内侧活塞顶部1126对置的左内侧活塞推进端1124。左内侧活塞顶部1126在左内侧活塞燃烧面1121处终止。左内侧活塞顶部1126适合于在左汽缸套排出端1138处以紧密配合的啮合方式被滑动地与左汽缸套缸径表面1139接容。
左外侧活塞1110、左内侧活塞1120和左汽缸套1130限定左燃烧室1150。
相似地，右汽缸1200包括右汽缸套1230、右外侧活塞1210和右内侧活塞1220。右汽缸套1230包括右汽缸套外表面1232和限定右汽缸套缸径表面1239的缸径。右汽缸套1230还包括右汽缸套进入端1236和右汽缸套排出端1238。右汽缸套进入端1236包括多个右进气口1261，右汽缸套排出端1238包括多个右排气口1263，下面将进一步描述这一点。
右外侧活塞1210包括右外侧活塞顶部1216和与所述右外侧活塞顶部1216对置的右外侧活塞柱塞1218。右外侧活塞顶部1216在右外侧活塞燃烧面1211处终止。右外侧活塞顶部1216适合于在右汽缸套入口端1236处以紧密配合的啮合方式被滑动地与所述右汽缸套缸径表面1239接容。
右内侧活塞1220包括右内侧活塞顶部1226和与所述右内侧活塞顶部1226对置的右内侧活塞推进端1224。右内侧活塞顶部1226在右内侧活塞燃烧面1221处终止。右内侧活塞顶部1226适合于在右汽缸套排出端1238处以紧密配合的啮合方式被滑动地与右汽缸套缸径表面1239接容。
右外侧活塞1210、右内侧活塞1220和右汽缸套1230限定右燃烧室1250。
左外侧活塞1110和右外侧活塞1210被联结到曲轴1300上的一对共同轴颈即外侧活塞轴颈1311。左内侧活塞1120和右内侧活塞1220联结到一个共同轴颈即一个内侧活塞轴颈1312。下面将详细地描述曲轴1300。
左汽缸1100的左外侧活塞1110通过一对左拉杆1411被联结到曲轴1300，其中之一位于汽缸1100的两侧中任意一侧。相似地，右汽缸1200的右外侧活塞1210通过两个右拉杆1421被联结到曲轴1300。左拉杆1411、右拉杆1421通过桥路1170、1270被联结到左外侧活塞1110、右外侧活塞1210。所述桥路1170、1270跨接在左外侧活塞1110、右外侧活塞1210上的凸起的表面1172、1272上。
左汽缸1100的左内侧活塞1120通过左推杆1412联结到曲轴1300；相似地，右汽缸1200的右内侧活塞1220通过右推杆1422联结到曲轴1300。左推杆1412/右推杆1422具有左凹面端1413/右凹面端1423，所述左凹面端1413/右凹面端1423跨接在位于左内侧活塞1120/右内侧活塞1220的左内侧活塞推进端1124/右内侧活塞推进端1224上的左凸面1125/右凸面1225上。下面将进一步描述左推杆1412/右推杆1422和左凸面1125/右凸面1225。
四个活塞1110、1120、1210和1220分别具有位于所述燃烧面1111、1121、1211、1221的后面又进一步沿着活塞顶部1116、1118、1216、1218的多个活塞环1112、1122、1212和1222，以防止流体从活塞顶部1116、1118、1216、1218和缸径表面1115和1215之间逃逸。
外壳1103适合于安放左汽缸1100、右汽缸1200和曲轴1300。外壳1103包括适合于安放左汽缸1100的左汽缸腔1104、适合于安放右汽缸1200的右汽缸腔1204和适合于安放曲轴1300的曲轴腔1304。左汽缸腔1104限定左柱塞缸径表面1106并且终止在左外壳端盖1107处。左柱塞1107适合于以紧密配合的啮合方式被滑动地与所述左柱塞滑动表面1106接容。左柱塞1107、左外壳端盖1107和左柱塞缸径表面1106限定第一左扫气室1105。
左汽缸腔1104、左柱塞1107、左汽缸套1130和曲轴1300限定第二左扫气室1109。第二左扫气室1109处于与曲轴腔1304进行流体自由流通情况，允许流体自由地通过其流动。
相似地，右汽缸腔1204限定右柱塞缸径表面1206并且在右外壳端盖1207处终止。右柱塞1207适合于以紧密配合的啮合方式被滑动地与右柱塞缸径表面1206接容。右柱塞1207、右外壳端盖1207和右柱塞缸径表面1206限定第一右扫气室1205。
右汽缸腔1204、右柱塞1207、右汽缸套1230和曲轴1300限定第二右扫气室1209。第二右扫气室1209处于与曲轴腔1304进行流体自由流通的状况以允许流体自由地通过其流动。因此，第二左扫气室1109、曲轴腔1304和第二右扫气室1209处于流体自由流通的状况，允许流体自由地在其间流动。
流体在第二左扫气室1109、曲轴腔1304和第二右扫气室1209之间的自由流动提供了其内所包含流体的流体动力效果。这种流体动力效果具有这样的效果：在左进气口1161和右进气口1261打开期间在合适的时间优选地增加扫气流的压力。
假定左汽缸1100正在经历动力冲程，其中曲轴1300在“上止点”(BDC)处。在动力冲程期间，左外侧活塞1110和左内侧活塞1210由在燃烧期间产生的在左燃烧室1150内的高压流体驱动使之远离。因此左外侧活塞1110和左外侧活塞柱塞1118被驱向左外壳端盖1107，这一点又降低了第一左扫气室1105内的容积并增加了其内的压力。在预定的压力下，在左外侧活塞柱塞1118内的单向阀168(见图3)将高压流体从第一左扫气室1105释放进第二左扫气室1109。在高压流体从第一左扫气室1105释放期间的预定时间内，打开左进气口1161以让高压流体进入左燃烧室1150。
同时，随着左汽缸1100开始动力冲程，右汽缸1200开始经历压缩冲程。在压缩冲程期间，右外侧活塞1210和因此的右外侧活塞柱塞1218被驱向曲轴1300和因此的左汽缸1100的方向。这具有这样的效果：压缩第二右扫气室1209内包含的流体；当右进气口1261打开时驱动流体通过它；以及驱动流体通过曲轴腔1304并进入第二左扫气室1109；增加第二左扫气室1109内的压力。
当左外侧活塞1110在压缩冲程下移向曲轴1300同时左进气口1161打开时，即使当右外侧活塞1210开始反向远离曲轴1300运动时，由第二右扫气室1209内的流体前冲力产生的流体压力波也会到达第二左扫气室1109，关闭左排气口163，并进一步压缩左燃烧室150内的进入的流体。这种流体压力波到达打开的左进气口1161，有效地增加了用于扫气的进入的流体的压力。
图24是根据本发明的实施例包括多个OPOC发动机11的发动机13的示意俯视图，其中示出了四个发动机11以并列平行关系联结到具有轴310的共用曲轴300。这种构造的发动机13特征在于：以相对平的轮廓封装，通过简单地将附加的发动机11联结到共用曲轴300来提供额外的功率输出。
图25是根据本发明的实施例包括多个奇数个OPOC发动机汽缸15的发动机16的示意正视图，其中示出了三个发动机汽缸15以等间距径向关系联结到共用曲轴300。这种构造的发动机16特征在于：通过简单地将附加发动机汽缸15联结到共用曲轴300来提供额外的功率输出。在其它实施例中，附加的发动机16以图24所示的平行关系联结到共用曲轴300。
图26是根据本发明的实施例包括多个OPOC发动机11的发动机18的示意正视图，其中示出了两个发动机11以等间距径向关系联结到共用曲轴200。这种构造的发动机18特征在于：通过简单地将附加的发动机11联结到共用曲轴300来提供额外的功率输出。在其它实施例中，附加的发动机18以图24所示的平行关系联结到共用曲轴300。
通过为增加的功率降低提供相对简单的方法来从曲轴拆卸一个或多个发动机，多个发动机，例如以上所示的发动机，提供了附加的功率灵活性。
上面是对本发明的特殊实施例的详细说明。应所述认识到即使与所公开的实施例不同，它们也可在本发明的范围内，并且对于本领域的技术人员来将存在一些明显的修改。本申请人的意图是本发明包括如所公开的那样执行相同的功能在现有技术中已知的可选择的实施方案。不应认为本说明书不适当地缩小了那些应赋予本发明的完整的保护范围。
在下面的权利要求中，所有的装置、步骤以及功能元件的相应结构、材料、过程及其等同物试图包括与其它权利要求中明确说明的元件结合在一起来执行功能的任何结构、材料或过程。

Claims (8)

1.一种内燃机，包括：
对置的左汽缸和右汽缸，每个汽缸包括沿着一共同轴往复运动的一对对置的内侧活塞和外侧活塞，并且每个对置活塞的一端部与一汽缸结合界定一燃烧室；以及
一曲轴，具有联接到一对左拉杆和右拉杆的第一轴颈和联接到一对左推杆和右推杆的第二轴颈，所述左拉杆联接到所述左气缸中的外侧活塞，所述右拉杆联接到所述右气缸中的外侧活塞，以及所述左推杆联接到所述左气缸中的内侧活塞，所述右推杆联接到所述右气缸中的内侧活塞，使得每对拉杆或推杆共享轴颈；
其中，在共享的轴颈上的一对推杆或一对拉杆的端部被构造和布置成使得一个端部包括具有一对柄脚的双孔轴颈端，每个柄脚带有共轴的孔，所述孔以紧密配合的啮合方式与所述轴颈旋转地啮合，所述柄脚间隔预定的距离以滑动地接容相应的对中的另一推杆或拉杆的单孔轴颈端。
2.如权利要求1所述的内燃机，还包括：
一单个、共享的轴承元件，位于连接杆处的所述叉形推杆和所述互锁推杆之间。
3.如权利要求2所述的内燃机，还包括一润滑端口和关联导管，从而润滑剂可被提供给所述轴承元件。
4.如权利要求1所述的内燃机，其中，所述曲轴是一组合曲轴。
5.一种发动机，包括：
一内燃机，其包括至少两个对置汽缸，每一汽缸包括沿着一共同轴往复运动的至少一对对置活塞，并且每一对置活塞的一端与一汽缸结合来界定一燃烧室；以及
所述一对对置活塞包括一内侧活塞和一外侧活塞；
所述汽缸包括至少一个排气口和至少一个进气口，所述排气口被布置从而所述内侧活塞的往复运动打开和关闭所述排气口，所述进气口被布置从而所述外侧活塞的往复运动打开和关闭所述进气口；
一曲轴，其通过一对推杆被连接到所述内侧活塞，并且所述曲轴通过一对拉杆被连接到所述外侧活塞，其中所述曲轴的旋转导致不对称端口定时；以及
所述推杆将两个对置活塞中接近所述曲轴的一个连接到至少一个共享的轴颈，且所述拉杆将两个对置活塞中远离所述曲轴的一个连接至至少一个共享的轴颈。
6.如权利要求5所述的发动机，包括：
与每一汽缸关联的一扫气泵，所述扫气泵包括第一扫气室和第二扫气室，所述第一扫气室由一外壳的一端和连接到远离所述曲轴的所述对置活塞之一的一柱塞界定，其中所述柱塞适合于与所述活塞一致地运动并且从所述外壳之外汲入流体并将流体排到所述第二扫气室，所述第二扫气室适合于将流体排入所述燃烧室。
7.如权利要求6所述的发动机，其中，所述曲轴轴颈被安排以在所述排气口关闭之后使所述进气口打开。
8.如权利要求5所述的发动机，其中，所述曲轴被调整从而在所述进气口和所述排气口之间存在大约20°的相位角。
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102352794A (zh) * 2011-09-23 2012-02-15 优华劳斯汽车系统（上海）有限公司 内燃发动机
CN102877928A (zh) * 2011-07-15 2013-01-16 艾克莫特国际公司 具有侧喷射的环形燃烧室
CN103032162A (zh) * 2012-12-21 2013-04-10 中国兵器工业集团第七○研究所 一种内燃机往复惯性力平衡机构
CN105074164A (zh) * 2013-03-15 2015-11-18 普莱姆集团联盟有限责任公司 具有非粘性层密封的对置活塞内燃发动机
CN105386870A (zh) * 2014-08-26 2016-03-09 艾克莫特公司 内燃机的曲轴

Families Citing this family (75)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2003078809A2 (en) * 2002-03-15 2003-09-25 Advanced Propulsion Technologies, Inc. Internal combustion engine
EP3081772A1 (en) 2003-06-25 2016-10-19 Advanced Propulsion Technologies, Inc. Internal combustion engine
US7728446B2 (en) * 2003-06-25 2010-06-01 Advanced Propulsion Technologies, Inc. Ring generator
US7156056B2 (en) 2004-06-10 2007-01-02 Achates Power, Llc Two-cycle, opposed-piston internal combustion engine
DE102005030850B4 (de) * 2005-07-01 2008-05-29 Mtu Friedrichshafen Gmbh Kurbelgehäuse mit Bodenplatte
EP1941207B1 (fr) * 2005-10-28 2011-07-06 Sefmat Bruleur/generateur d'air chaud a allumage interne
US20080295494A1 (en) * 2007-05-31 2008-12-04 James Joshua Driscoll Multi-engine system with on-board ammonia production
US8210136B2 (en) * 2007-12-27 2012-07-03 Paul Allen Howard Two-stroke opposed cylinder internal combustion engine with integrated positive displacement supercharger and regenerator
FR2928693A1 (fr) * 2008-03-17 2009-09-18 Antar Daouk Moteur a combustion interne
US8714119B2 (en) * 2008-06-05 2014-05-06 Stuart B. Pett, Jr. Parallel cycle internal combustion engine with double headed, double sided piston arrangement
US8499727B1 (en) * 2008-06-05 2013-08-06 Stuart B. Pett, Jr. Parallel cycle internal combustion engine
US8550041B2 (en) * 2009-02-20 2013-10-08 Achates Power, Inc. Cylinder and piston assemblies for opposed piston engines
US9328692B2 (en) * 2009-02-20 2016-05-03 Achates Power, Inc. Opposed piston engines with controlled provision of lubricant for lubrication and cooling
US8539918B2 (en) * 2009-02-20 2013-09-24 Achates Power, Inc. Multi-cylinder opposed piston engines
US8051830B2 (en) * 2009-08-04 2011-11-08 Taylor Jack R Two-stroke uniflow turbo-compound internal combustion engine
US8561581B2 (en) 2009-08-04 2013-10-22 Jack R. Taylor Two-stroke uniflow turbo-compound internal combustion engine
WO2011095879A1 (en) * 2010-02-03 2011-08-11 Hotchkiss Super Deltic Ltd. Two-stage engine exhaust system
US20110186017A1 (en) * 2010-02-03 2011-08-04 Achates Power, Inc. Single-crankshaft, opposed-piston engine constructions
US8807112B2 (en) * 2010-02-03 2014-08-19 Achates Power, Inc. Rolling thrust bearing constructions
FR2957631B1 (fr) * 2010-03-18 2012-05-18 Ariamis Engineering Element de moteur a combustion interne a detente prolongee et moteur a combustion interne comprenant un ou plusieurs de ces elements
US9512779B2 (en) 2010-04-27 2016-12-06 Achates Power, Inc. Swirl-conserving combustion chamber construction for opposed-piston engines
US10180115B2 (en) 2010-04-27 2019-01-15 Achates Power, Inc. Piston crown bowls defining combustion chamber constructions in opposed-piston engines
JP5782109B2 (ja) 2010-04-27 2015-09-24 アカーテース パワー，インク． 対向ピストン式エンジン用の燃焼室構造
US20120037129A1 (en) * 2010-08-10 2012-02-16 Manousos Pattakos Opposed piston engine
EP2606202B1 (en) 2010-08-16 2016-03-09 Achates Power, Inc. Fuel injection spray patterns for opposed-piston engines
US8746204B2 (en) * 2010-09-29 2014-06-10 Ecomotors, Inc. Frictionless rocking joint
US8453612B2 (en) * 2010-11-23 2013-06-04 Etagen, Inc. High-efficiency linear combustion engine
US8413617B2 (en) * 2010-11-23 2013-04-09 Etagen, Inc. High-efficiency two-piston linear combustion engine
US8662029B2 (en) * 2010-11-23 2014-03-04 Etagen, Inc. High-efficiency linear combustion engine
US8550042B2 (en) 2010-12-14 2013-10-08 Jack R. Taylor Full expansion internal combustion engine
US8973539B2 (en) 2010-12-14 2015-03-10 Jack R. Taylor Full expansion internal combustion engine
DE102012100911A1 (de) * 2011-02-11 2012-08-16 Ecomotors International, Inc. Zugstangenverbindung zu einem Lagerzapfen
US8763583B2 (en) * 2011-02-11 2014-07-01 Ecomotors, Inc. Opposed-piston, opposed-cylinder engine with collinear cylinders
US8997699B2 (en) 2011-02-15 2015-04-07 Etagen, Inc. Linear free piston combustion engine with indirect work extraction via gas linkage
GB2490397A (en) 2011-04-25 2012-10-31 Ecomotors Internat Inc Cylinder having a first plurality of intake ports and a second plurality of intake ports at respective first and second distances from a crankshaft
JP6085294B2 (ja) 2011-05-18 2017-02-22 アカーテース パワー，インク． 対向ピストンエンジンの燃焼室構造
GB2494371B (en) * 2011-05-24 2013-12-04 Cox Powertrain Ltd Internal combustion engine with an opposed piston configuration
US20130036999A1 (en) * 2011-08-08 2013-02-14 Ecomotors International, Inc. High-Squish Combustion Chamber With Side Injection
US20130186367A1 (en) * 2011-09-06 2013-07-25 Mahle Koenig Kommanditgesellschaft Gmbh & Co Kg Method, cylinder, and engine with central ignition spark position
WO2013037366A2 (de) * 2011-09-14 2013-03-21 Arno Mecklenburg Verbrennungsmotor mit hohem wirkungsgrad
US9708976B1 (en) * 2011-09-30 2017-07-18 Warren Engine Company, Inc. Opposed piston engine and elements thereof
US8677951B2 (en) * 2011-10-07 2014-03-25 Mahle Koenig Kommanditgesellschaft Gmbh & Co. Kg Opposed piston engine
GB2495827A (en) * 2011-10-20 2013-04-24 Ecomotors Internat Inc Balancing an Opposed-Piston, Opposed-Cylinder Engine
US20130104848A1 (en) 2011-10-27 2013-05-02 Achates Power, Inc. Fuel Injection Strategies in Opposed-Piston Engines with Multiple Fuel Injectors
US9810174B2 (en) * 2011-11-04 2017-11-07 Achates Power, Inc. Constructions for piston thermal management
GB201122432D0 (en) * 2011-12-23 2012-02-08 Cox Powertrain Ltd Internal combustion engines
US8720317B2 (en) 2011-12-29 2014-05-13 Etagen, Inc. Methods and systems for managing a clearance gap in a piston engine
US9004038B2 (en) 2011-12-29 2015-04-14 Etagen, Inc. Methods and systems for managing a clearance gap in a piston engine
US20130167797A1 (en) 2011-12-29 2013-07-04 Matt Svrcek Methods and systems for managing a clearance gap in a piston engine
US9097203B2 (en) 2011-12-29 2015-08-04 Etagen, Inc. Methods and systems for managing a clearance gap in a piston engine
US9169797B2 (en) 2011-12-29 2015-10-27 Etagen, Inc. Methods and systems for managing a clearance gap in a piston engine
DE202012012843U1 (de) 2012-04-18 2014-07-01 Ecomotors, Inc. Symmetrischer Motor mit gegenüberliegenden Kolben und gegenüberliegenden Zylindern
US8443769B1 (en) 2012-05-18 2013-05-21 Raymond F. Lippitt Internal combustion engines
CN103696853B (zh) * 2012-09-27 2017-02-15 郑州天力内燃机械有限公司 一种二缸四塞对置直线运动两冲程发动机系统
US9303559B2 (en) 2012-10-16 2016-04-05 Raymond F. Lippitt Internal combustion engines
GB2509355A (en) 2012-10-23 2014-07-02 Ecomotors Internat Inc A piston system
US9309793B2 (en) * 2013-02-04 2016-04-12 Ecomotors, Inc. Oil return to the sump of a flat engine
CN103291449A (zh) * 2013-02-26 2013-09-11 安徽中鼎动力有限公司 一种内燃机
US10215229B2 (en) 2013-03-14 2019-02-26 Etagen, Inc. Mechanism for maintaining a clearance gap
US10030639B2 (en) 2013-03-25 2018-07-24 Junius Hunter Pressure intensification device
US9593710B2 (en) * 2013-10-24 2017-03-14 Ecomotors, Inc. Master and slave pullrods
US9719444B2 (en) 2013-11-05 2017-08-01 Raymond F. Lippitt Engine with central gear train
US9211797B2 (en) 2013-11-07 2015-12-15 Achates Power, Inc. Combustion chamber construction with dual mixing regions for opposed-piston engines
US9217365B2 (en) 2013-11-15 2015-12-22 Raymond F. Lippitt Inverted V-8 internal combustion engine and method of operating the same modes
US9664044B2 (en) 2013-11-15 2017-05-30 Raymond F. Lippitt Inverted V-8 I-C engine and method of operating same in a vehicle
DK3214292T3 (da) * 2014-10-30 2020-01-06 Ihi Corp Jævnstrømsskylningstotaktsmotor
WO2016126655A1 (en) * 2015-02-03 2016-08-11 Ecomotors, Inc. A compact multi-module, opposed piston opposed cylinder engine
US9845764B2 (en) 2015-03-31 2017-12-19 Achates Power, Inc. Cylinder liner for an opposed-piston engine
US9995213B2 (en) 2015-03-31 2018-06-12 Achates Power, Inc. Asymmetrically-shaped combustion chamber for opposed-piston engines
US9840965B2 (en) 2015-07-31 2017-12-12 Achates Power, Inc. Skewed combustion chamber for opposed-piston engines
US10156202B2 (en) 2016-03-04 2018-12-18 Achates Power, Inc. Barrier ring and assembly for a cylinder of an opposed-piston engine
US10267226B2 (en) 2016-04-04 2019-04-23 Jay Kinzie Apparatus for increasing efficiency in reciprocating type engines
CN107476952A (zh) * 2016-06-08 2017-12-15 谈宇 新传动结构节能压缩机
EP3827507A1 (en) 2018-07-24 2021-06-02 Mainspring Energy, Inc. Linear electromagnetic machine
JP2021021362A (ja) * 2019-07-29 2021-02-18 三菱重工業株式会社 エンジン及び飛行体

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1837620A (en) * 1925-03-03 1931-12-22 Karl Heinrich Reciprocatory internal combustion engine
US2093433A (en) * 1933-06-09 1937-09-21 Greene Catharine De Motte Internal combustion engine
US4627389A (en) * 1984-07-24 1986-12-09 Istvan Simon Two-stroke internal combustion engine
CN1047554A (zh) * 1990-06-15 1990-12-05 王裕发 四冲程活塞式内燃机
US6170433B1 (en) * 1998-07-23 2001-01-09 Applied Materials, Inc. Method and apparatus for processing a wafer
CN2528939Y (zh) * 2000-08-08 2003-01-01 向探真 一冲程对爆内燃机

Family Cites Families (109)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3347215A (en) * 1967-10-17 Free piston engines
GB191125204A (en) * 1911-11-13 1912-11-13 Robert Gladstone Wells Improvements in and relating to Piston-traversed Ports of Reciprocating Engines.
US1167366A (en) * 1913-01-29 1916-01-04 Submarine Signal Co Dynamo-electric machinery.
US1233621A (en) * 1914-08-12 1917-07-17 Henry W Jessup Valve mechanism for internal-combustion engines.
US1232174A (en) * 1915-10-07 1917-07-03 Emile Bachelet Electromagnetic engine.
GB107316A (en) 1916-10-04 1917-06-28 Percy St George Kirke Improvements in or in connection with Steam Superheaters.
US1639334A (en) * 1921-05-25 1927-08-16 Ford Henry Crank and pitman mechanism
US1616137A (en) * 1924-07-12 1927-02-01 Jennie Courtney S Internal-combustion engine
US1662854A (en) * 1925-02-16 1928-03-20 Freislinger Josef Internal-combustion engine provided with an auxiliary charging pump
US1569497A (en) * 1925-05-27 1926-01-12 John A Johnson Marine propulsion
US1719537A (en) * 1926-01-28 1929-07-02 Dulche Carlos Gas kngine
US1684293A (en) * 1926-10-06 1928-09-11 Allan William Internal combustion engine
US1875838A (en) * 1929-06-24 1932-09-06 Aage E Winckler Internal combustion engine
US2041708A (en) * 1931-01-20 1936-05-26 H B Motor Corp Combustion engine
GB415454A (en) * 1932-02-23 1934-08-22 Raul Pateras Pescara Improvements in air compressors
GB448073A (en) 1934-09-07 1936-06-02 Raul Pateras Pescara Internal combustion free piston gas compressors
FR852918A (fr) 1938-04-12 1940-03-06 Maschf Augsburg Nuernberg Ag Moteur à gaz polycylindrique à grande puissance et à grande vitesse
GB531009A (en) 1939-07-08 1940-12-27 Edward Moller Improvements in two-stroke cycle internal combustion engines
US2254817A (en) * 1940-04-19 1941-09-02 Sylvon B Blenker Internal combustion engine
US2510127A (en) * 1948-01-05 1950-06-06 Moore Inc Free piston engine compressor
US2693076A (en) * 1951-05-18 1954-11-02 Daniel H Francis Free piston internal-combustion engine
US2904701A (en) * 1957-06-07 1959-09-15 Stirling A Colgate Electrical generator and driving engine unitary therewith
US3106896A (en) * 1959-08-03 1963-10-15 Lely Nv C Van Der Fluid pumps
US3105153A (en) * 1960-08-05 1963-09-24 Exxon Research Engineering Co Free-piston generator of electric current
US3200800A (en) * 1962-04-27 1965-08-17 Bois Francois M Du Internal combustion engine
USRE30176E (en) * 1967-02-01 1979-12-25 Research Corporation Stirling cycle type thermal device
FR1547421A (fr) * 1967-05-24 1968-11-29 Perfectionnements apportés aux machines tandem à pistons libres
US3485221A (en) * 1967-12-11 1969-12-23 Ralph S Feeback Omnitorque opposed piston engine
FR1574720A (zh) * 1968-02-23 1969-07-18
FR1601540A (zh) * 1968-12-27 1970-08-24
US3895620A (en) * 1970-09-08 1975-07-22 Berry W Foster Engine and gas generator
US4087205A (en) * 1975-08-01 1978-05-02 Heintz Richard P Free-piston engine-pump unit
JPS5510021A (en) * 1978-07-05 1980-01-24 Toyota Motor Corp 2-cycle gasoline engine
JPS5523313A (en) * 1978-08-02 1980-02-19 Toyota Motor Corp Two-cycle diesel engine
JPS594530B2 (ja) * 1978-08-16 1984-01-30 トヨタ自動車株式会社 二サイクルエンジン
JPS5546012A (en) * 1978-09-25 1980-03-31 Toyota Motor Corp Two cycle gasoline engine
JPS5838611B2 (ja) * 1978-10-06 1983-08-24 トヨタ自動車株式会社 二サイクルデイ−ゼルエンジン
US4205528A (en) * 1978-11-06 1980-06-03 Grow Harlow B Compression ignition controlled free piston-turbine engine
NL7811735A (nl) 1978-11-30 1980-06-03 Shell Int Research Werkwijze voor de bereiding van koolwaterstoffen.
US4480597A (en) * 1979-04-20 1984-11-06 Toyota Jidosha Kobyo Kabushiki Kaisha Two-stroke cycle gasoline engine
US4977864A (en) * 1979-06-04 1990-12-18 Grant Lloyd L Diesel engine
US4419969A (en) * 1979-07-31 1983-12-13 Bundrick Jr Benjamin Flexible cylinder-head internal combustion engine with cylinder compression adjustable for use with available fluid fuels
US4305349A (en) * 1979-08-06 1981-12-15 Zimmerly Harold L Internal combustion engine
US4270054A (en) * 1980-04-25 1981-05-26 Dowd Norton W Power plant
US4369021A (en) * 1980-05-16 1983-01-18 Heintz Richard P Free-piston engine pump
FR2488344B1 (fr) 1980-08-05 1985-12-27 Renault Generateur hydraulique a moteur a piston libre
US4661050A (en) * 1980-08-13 1987-04-28 Anglo Compression, Inc. High pressure gas transmission compressor
JPS5810115A (ja) 1981-07-10 1983-01-20 Hitachi Ltd タ−ボチヤ−ジヤ
DE3139357C2 (de) * 1981-10-02 1984-02-02 Zuv "Progress", Sofija Verfahren für die Stromerzeugung bei einem zyklischen Verbrennungsprozeß
JPS5862133U (ja) * 1981-10-20 1983-04-26 株式会経共立 携帯作業機用内熱機関
US4480599A (en) * 1982-09-09 1984-11-06 Egidio Allais Free-piston engine with operatively independent cam
US4515313A (en) * 1982-12-27 1985-05-07 Marshall And Williams Company Air knife apparatus
DE3315052A1 (de) 1983-04-26 1984-10-31 Kurt 4800 Bielefeld Wilhelm Freikolben-motor
US4485768A (en) * 1983-09-09 1984-12-04 Heniges William B Scotch yoke engine with variable stroke and compression ratio
GB8404159D0 (en) * 1984-02-17 1984-03-21 Sophocles Papanicolacu J P Ic engine
DE3508726A1 (de) 1985-03-12 1986-09-25 Kurt 4800 Bielefeld Wilhelm Freikolbenmotor
US4697113A (en) * 1985-08-01 1987-09-29 Helix Technology Corporation Magnetically balanced and centered electromagnetic machine and cryogenic refrigerator employing same
US4649283A (en) * 1985-08-20 1987-03-10 Sunpower, Inc. Multi-phase linear alternator driven by free-piston Stirling engine
US4720640A (en) * 1985-09-23 1988-01-19 Turbostar, Inc. Fluid powered electrical generator
US4694785A (en) * 1986-01-23 1987-09-22 Tom Timmerman Piston apparatus
US4924956A (en) * 1986-10-24 1990-05-15 Rdg Inventions Corporation Free-piston engine without compressor
US4815294A (en) * 1987-08-14 1989-03-28 David Constant V Gas turbine with external free-piston combustor
US4864976A (en) * 1988-05-27 1989-09-12 Avelino Falero Internal combustion engine and piston structure therefore
US4873826A (en) * 1988-12-28 1989-10-17 Mechanical Technology Incorporated Control scheme for power modulation of a free piston Stirling engine
US4975026A (en) * 1989-02-17 1990-12-04 Energy Innovations, Inc. Free-piston heat pump
US4974556A (en) * 1989-12-07 1990-12-04 Royse Enterprises, Inc. Internal combustion engine
ATE115239T1 (de) * 1990-03-30 1994-12-15 Isuzu Motors Ltd Verbindungsstruktur einer kolben- und pleuelstange.
SE468099B (sv) * 1990-11-06 1992-11-02 Electrolux Ab Tvaatakts foerbraenningsmotor med oeverladdningsaggregat
DE4135386A1 (de) * 1991-10-26 1992-03-12 Bernd Fischer Zweitakt-gegenkolbenmotor, insbesondere dieselmotor
US5280213A (en) * 1992-11-23 1994-01-18 Day John J Electric power cell energized by particle and electromagnetic radiation
DE4243255A1 (de) 1992-12-19 1994-06-23 Graf Peter Von Ingelheim Verbrennungsmotor mit zwei Kolben pro Arbeitsraum, insbesondere Zweitaktmotor mit Gleichstromspülung
US5315190A (en) * 1992-12-22 1994-05-24 Stirling Technology Company Linear electrodynamic machine and method of using same
US5559379A (en) * 1993-02-03 1996-09-24 Nartron Corporation Induction air driven alternator and method for converting intake air into current
US5427067A (en) * 1993-06-08 1995-06-27 Isuzu Motors, Ltd. Piston and a connecting rod assembly
US5397922A (en) * 1993-07-02 1995-03-14 Paul; Marius A. Integrated thermo-electro engine
GB2279701B (en) * 1993-07-10 1996-10-16 Daimler Benz Ag Port-controlled two-stroke internal combustion engine
DE4323159C1 (de) * 1993-07-10 1994-06-09 Daimler Benz Ag Zweitakt-Brennkraftmaschine
US5413074A (en) * 1993-07-31 1995-05-09 Isuzu Motors, Ltd. Piston and a connecting rod apparatus
US5406911A (en) * 1993-08-12 1995-04-18 Hefley; Carl D. Cam-on-crankshaft operated variable displacement engine
JP3132266B2 (ja) 1993-10-04 2001-02-05 いすゞ自動車株式会社 排気エネルギー回収装置
US5560327A (en) * 1993-11-08 1996-10-01 Brackett; Douglas C. Internal combustion engine with improved cycle dynamics
US5850111A (en) * 1994-05-05 1998-12-15 Lockheed Martin Energy Research Corp. Free piston variable-stroke linear-alternator generator
DE69503637T2 (de) * 1994-06-09 1998-11-26 Pier Andrea Rigazzi Linearer elektrischer energie-generator
US5476074A (en) * 1994-06-27 1995-12-19 Ford Motor Company Variable compression height piston for internal combustion engine
DE19503413C2 (de) 1995-02-02 1997-10-23 Klein Alb Gmbh Co Kg Vorrichtung zum Einbringen von Schüttgut in eine Förderleitung
DE19503443C1 (de) 1995-02-03 1996-05-15 Daimler Benz Ag Zweitakt-Gegenkolbenmotor
DE19503444C1 (de) 1995-02-03 1996-05-15 Daimler Benz Ag Zweitakt-Gegenkolbenmotor
DE19509725C2 (de) 1995-03-12 1997-12-11 Norbert Dipl Ing Seebeck Eintaktverbrennungsmotor
US5586540A (en) * 1995-08-29 1996-12-24 Marzec; Steven E. Multiple stage supercharging system
US5794582A (en) * 1995-09-26 1998-08-18 Isuzu Motors Ltd. Connecting structure of piston and connecting rod
US5693991A (en) * 1996-02-09 1997-12-02 Medis El Ltd. Synchronous twin reciprocating piston apparatus
JPH10336954A (ja) * 1997-05-26 1998-12-18 Mitsuhiro Fukada 永久磁石型発電機
US5775273A (en) * 1997-07-01 1998-07-07 Sunpower, Inc. Free piston internal combustion engine
US5884590A (en) * 1997-09-19 1999-03-23 Minculescu; Mihai C. Two-stroke engine
US6199519B1 (en) * 1998-06-25 2001-03-13 Sandia Corporation Free-piston engine
US6170443B1 (en) * 1998-09-11 2001-01-09 Edward Mayer Halimi Internal combustion engine with a single crankshaft and having opposed cylinders with opposed pistons
JP2000104560A (ja) 1998-09-29 2000-04-11 Koji Sakai 強制掃気を用いた２サイクル多気筒内燃機関
US6141971A (en) * 1998-10-20 2000-11-07 Superconductor Technologies, Inc. Cryocooler motor with split return iron
DE19943993A1 (de) 1999-09-14 2001-03-15 Volkswagen Ag Brennkraftmaschine
JP2001132402A (ja) * 1999-11-02 2001-05-15 Shuichi Sakoda 原動機のシングルクランク
US6541875B1 (en) * 2000-05-17 2003-04-01 Caterpillar Inc Free piston engine with electrical power output
DE10030969B4 (de) * 2000-06-24 2014-07-03 Andreas Stihl Ag & Co Zweitaktmotor mit Spülvorlage
DE20017773U1 (de) 2000-10-17 2001-01-18 Schneider Erich Freikolbenmotor mit zwei gekoppelten Feder-Masse-Schwingungssystemen
ATE416303T1 (de) 2000-12-15 2008-12-15 Advanced Propulsion Technologies Inc Brennkraftmaschine mit einer kurbelwelle und gegenkolben in gegenzylindern
JP4082868B2 (ja) * 2001-02-05 2008-04-30 株式会社共立 ２サイクル内燃エンジン
WO2003078809A2 (en) 2002-03-15 2003-09-25 Advanced Propulsion Technologies, Inc. Internal combustion engine
US6513464B1 (en) * 2002-04-03 2003-02-04 BUSCH Frank Two cycle stratified charge gasoline engine
US7728446B2 (en) * 2003-06-25 2010-06-01 Advanced Propulsion Technologies, Inc. Ring generator
EP3081772A1 (en) 2003-06-25 2016-10-19 Advanced Propulsion Technologies, Inc. Internal combustion engine

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1837620A (en) * 1925-03-03 1931-12-22 Karl Heinrich Reciprocatory internal combustion engine
US2093433A (en) * 1933-06-09 1937-09-21 Greene Catharine De Motte Internal combustion engine
US4627389A (en) * 1984-07-24 1986-12-09 Istvan Simon Two-stroke internal combustion engine
CN1047554A (zh) * 1990-06-15 1990-12-05 王裕发 四冲程活塞式内燃机
US6170433B1 (en) * 1998-07-23 2001-01-09 Applied Materials, Inc. Method and apparatus for processing a wafer
CN2528939Y (zh) * 2000-08-08 2003-01-01 向探真 一冲程对爆内燃机

Cited By (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN102877928A (zh) * 2011-07-15 2013-01-16 艾克莫特国际公司 具有侧喷射的环形燃烧室
CN102352794A (zh) * 2011-09-23 2012-02-15 优华劳斯汽车系统（上海）有限公司 内燃发动机
CN103032162A (zh) * 2012-12-21 2013-04-10 中国兵器工业集团第七○研究所 一种内燃机往复惯性力平衡机构
CN105074164A (zh) * 2013-03-15 2015-11-18 普莱姆集团联盟有限责任公司 具有非粘性层密封的对置活塞内燃发动机
CN105074164B (zh) * 2013-03-15 2018-11-23 普莱姆集团联盟有限责任公司 具有非粘性层密封的对置活塞内燃发动机
CN105386870A (zh) * 2014-08-26 2016-03-09 艾克莫特公司 内燃机的曲轴

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