CN1044157A - 交替力矩传递用偶合器 - Google Patents

Abstract

偶合器的主动和被动部件的一个部件与气缸(10)相联，另一部件与活塞(11)相联，从而在它们之间形成两个对立的室(13、14)。两个室的容量基本上不变，并充满实际上不可压缩的液压油，并用两个方向相反的、容量不变的单向回路(18、19)把它们联结起来。分配器(22)可开启这一或那一单向回路，或同时关闭这两个单向回路。

Description

本发明涉及一种工作时相位可变的偶合器，用以在主动部件与被动部件之间传递交替力矩，主动部件与驱动轴相联，被动部件与从动轴相联，主动部件和被动部件在工作时承受交替阻力矩和交替驱动力矩。这是因为偶合器的主被动两个部件中的一个部件与一气缸相联，而另一部件与活塞相联;气缸与活塞之间形成两个对立的室，由于两室具有基本上不变的总容量以及所充之液压油实际上在正常的工作压力下是不可压缩的，因此，对应于一个两轴之间的相位角只有一个活塞和气缸之间的相对位置。

本发明主要涉及设置于一台内燃式发动机的主轴与凸轮轴之间的偶合器。内燃发动机可以是气门式的或喷油式的，气门和喷油至少通过一个凸轮轴进行操作，设置偶合器的目的是要在工作时变化凸轮轴相对于发动机主轴的正时调整角。实际上，在某种情况下，凸轮轴处于偶合器的下游，当凸轮的上升型面抵抗常用的弹性复位机构打开气门时，周期性地承受阻力矩;然后，当复位机构关闭气门使其沿着凸轮下降型面移动时，凸轮轴又承受驱动力矩。凸轮轴使喷油器喷油的情况与此相同。

已知的偶合器，即本说明书前序中所述偶合器，主要采用一种外力机构，如采用一种液压源（详见US-A-2，958，315和FR-A-2，187，051以及1，085，087）。

本发明的目的是，在设置所述偶合器以便在工作状态下变化驱动轴与从动轴之间的相位时不采用外力机构（如一种液压源）。而且使偶合器的结构更简单、更紧凑，性能更可靠，成本更低廉。本发明的另一目的是：通过偶合器可以在驱动轴与从动轴之间取得较大的偏转角而不致产生角振动。最后，本发明的目的是：可使驱动轴与从动轴之间的相位迅速变化。

为此，以上所述偶合器的主要特征在于：两室通过两个方向相反、容量基本不变的单向传输回路相互联结起来;还在于：它包括分配器，可通过此分配器开启这两个传输回路中的某一回路而关闭另一回路，或同时关闭这两个回路，这取决于偶合器的主动部件与被动部件之间的相位差应该增大或减小，还是保持不变。

按照这一方法，可以充分利用在活塞-气缸这一组件的两个对立的室内交替为正负压力之间的差异，通过单向传输回路和分配器提高这一室或另一室的容量而相应减少与此对立的室的容量。从而通过两室之间的液压油的交流，按所需方向变化相位差。

本发明，同时还涉及在主轴与凸轮轴之间装备一上述偶合器的内燃式发动机。

本发明将借助于附图进行详细地介绍。

图1和图2说明凸轮轴机构中力与力矩的分布。

图3说明本发明第一实施例的偶合器，即气缸和活塞作相对旋转运动的偶合器。

图4和图5表示图3中处于其它两个工作位置的分配器。

图6用曲线说明在图3所述的旋转气缸内两室中的压力随时间变化的情况。

图7说明本发明第二实施例的偶合器，即气缸和活塞作相对平移运动的偶合器。

图8为能够与图6所示曲线进行比较的一条曲线。

图9表示图3所示实施例的改进。

图10说明图3所示偶合器在对一台发动机的凸轮轴进行控制方面的应用，这台发动机由涡轮压缩机组增压，图11为其工作图。

图12和图13，分别为横向剖面图和轴向剖面图，表示分配器和传输回路都装在偶合器的旋转部件内。

图14～16说明图12和图13所示的偶合器在带增压涡轮压缩机的内燃式发动机上的应用。

图17和图18说明前述各突施例的另一变型方案。

本发明为一种工作时相位可变的偶合器，它包括一个主动部件和一个被动部件，主动部件直接或间接地与一驱动轴相联，被动部件直接或间接地与一从动轴相联，这两个轴工作时承受交替的阻力矩和驱动力矩。

在介绍本发明之前，似乎有必要回顾一下力和力矩在一凸轮轴1中的分布情况如图1和图2所示。

凸轮轴1上各凸轮2的前端在M点碰触滚轮3。滚轮3通过绕轴5摆动的气门摇臂4可顶着复位弹簧7的作用推动活门杆6。

在图1中，滚轮3在上升中以垂直于两个接触面的力

对抗凸轮2的运动。此力可分解为：

()/(MR) :作用于旋转轴心为O的凸轮轴1上的横向力;

()/(MC) :作用于凸轮2上的阻力矩。

力 ()/(MR) 为凸轮轴1轴承的反作用力 所平衡。

力 ()/(MF) 为滚轮3的反作用力 ()/(O′F′) 所平衡，这一反作用力又可分解为： ()/(O′B) :，即滚轮3对其支座（或气缸盖）8的侧向作用力，滚轮3在此支座中滑动; ()/(O′A) ，抬起气门摇臂4的杆9和压缩弹簧7的垂直力。

由于凸轮轴1的旋转，当凸轮2的前端脱开滚轮3时（见图2），弹簧7放松，轴向力 ()/(O′A) 即反向。这一轴向力使力 ()/(MF) 作用于凸轮2，力 ()/(MF) 可分解为：

()/(MF) = ()/(MR) + ()/(MC)

在图1的情况下，鉴于力 ()/(MC) 与凸轮轴1的旋转方向相反，作用于凸轮2的力矩，为阻力力矩;现在则反向，变成图2情况下的驱动力矩。因此，作用于凸轮轴1的力矩是交替的。

根据图3所示偶合器的实施例，偶合器主动和被动部件中的一个部件与一气缸10相联，或由气缸10组成;主被动部件中的另一部件与一活塞11相联，或由活塞11组成;活塞11与一相对于气缸10径向设置的固定在活塞上的隔板12在气缸10中划分出两个对立的室13和14。根据图3所示的实施例，即气缸10和活塞11作相对的旋转运动，气缸10由气缸套组成，缸套在轴向受两个横向缸壁的限制，如图3的15所示（同时见图13所示）。活塞11是由轴16组成，轴16以密封的方式穿过上述横向缸壁15並带有径向叶片17，叶片17则划分出两个彼此隔离的室13和14。除构件12和17外，气缸10和活塞11两者都是围绕轴心X旋转，两者分别按F₁和F₂箭头方向转动。两个室13和14的总容量基本上是不变的，並充满了实际上在正常工作压力下不可压缩的液压油，並且由两个单向传输回路18和19联结起来;由于装有止回阀20和21，两个单向传输回路的方向相反。每个传输回路18或19的容量也不变。室13和14通过两个孔41和42与传输回路18和19相联。最后，偶合器包括分配器22，用以开闭传输回路18或19，而在传输过程中基本上不产生负载的损耗。

根据如图3所示的实施例，分配器22是由往复式分配阀23组成，分配阀在壳体24内部往复移动，如图中双箭头f所示。这一往复式分配阀23具有一个凹槽25（甚至有两个凹槽，如图10所示）以交替地保证传输回路18和19的连续性，并有两个实体部分以切断上述两传输回路。此外，最好设置密封圈（图上未标出），一个设置在隔板12上，使其与轴16的园柱面相配合;另一个设置在叶片17上，使其与气缸10的内部圆柱面相配合。

图3所示偶合器的工作过程如下：

在图4所示的位置中，往复式分配阀23分别以其实体部份对着传输回路18和19。因此，两个室13和14彼此隔离。力矩则由充满两个室的液压油的静液压传递出来，气缸10和活塞11作为一个整体围绕轴X旋转。分别与气缸10和活塞11连接的两个轴同步转动，但有一个相位差φ。在两室13和14中任一室内的压力，以与从动轴（如图1所示轴1）的力矩相同的频率变化，而一个室中的相位与另一室的相反如图6所示，图中横坐标为时间t，纵坐标为室13（图中的实线）和室14（图中的虚线）中的压力P。这一压力可达到几百巴。

在图5所示的位置中，往复式分配阀23的凹槽25对着传输回路18，其实体部分对着传输回路19。这样就形成穿过止回阀20形成室13向室14的通路，並且阻止室14向室13的任何通路。当室13中的压力超过室14中的压力时，液压油则从室13流向室14，这就减小两个轴之间的相位差。当室14中的压力超过室13中的压力时，在两室13和14之间不产生任何液压油的交流，相位差不变。因此，两个轴之间的所需相位差，取决于打开传输回路18的时间。这一点，本文将在下面另行详细说明。

在图3所示的位置中，凹槽25对着往复分配阀23的传输回路19，其实体部分对着传输回路18。与图5所述的理由相反，当每次室14中的压力超过室13中的压力时，相位差增大。

无论如何，主动部件与被动部件之间的相位差，最多等于径向隔板12两个面之间气缸10中叶片17的最大角偏差。在一定的从室13和14中的一个室穿过传输回路18或19向另一个室的移动速度下，相位差可通过传输回路18或19的开启时间进行调节。通过传输回路的尺寸的选定，可以使流通速度从一个状态调整到另一状态，从而可以获得一些很大的相位差变化速度。另外，可以看出：每次相移之后，相位就作液压锁定，尽管在室内存在着静压液体的压力变化，除渗漏外，室13和14之间避免了任何机械摆动。最后，可以看出上述这些效果是在无任何外力机构的参与下获得的。

在以上论述中，为了便于说明，假设了图3所示的偶合器只有两个对立的室13和14。事实上，最好使偶合器至少具有两对对立的室（即每对有两个对立的室）。通常情况下，只需如图9所示那样，用两个对立的室13a和13b取代室13，用两个室14a和14b取代室14。室13a，14a，13b，和14b在气缸10的圆周上交替设置，使两个对立的室13a和13b通过一个通道47连通起来;使两个室14a和14b通过一个通道48连通起来。与此同时，只需用两个在直径方向对置的隔板12a和12b取代隔板12，用两个在直径方向对置的叶片17a和17b取代叶片17，并把通道47和48设置在活塞11的轴16内。当然，这个方案的缺点是：活塞11相对于气缸10的偏转角减小了一半;但是最大的优点是：平衡了工作时作用在气缸10和活塞11上的力。

根据图7所示的实施例，即气缸和活塞进行相对平移的运动，偶合器包括与驱动轴相联的一齿轮26（图上未标明），具有一斜齿内齿圈27。此内齿圈与斜齿外齿圈28相啮合，活塞30的杆29支承外齿圈28，使活塞30的平移运动转变成杆29相对于齿轮26的旋转运动。活塞30在气缸31中作平移运动，气缸31则相对于驱动齿轮是固定的，活塞30与气缸构成两个对立的室32和33，这一情况与图3所示的实施例中的两个室13和14相似。在此实施例中，两个室32和33充满着实际上在正常工作压力下不可压缩的液压油，并且用两个带有止回阀20和21的单向传输回路18和19把两个室连通起来。其次，偶合器包括分配器22，其布置与图3所示的一样。最后，杆29包括直齿花键34，直齿花键与直槽35相配合。直槽35布置在从动轴内部，如图1所示的凸轮轴。另外，除气缸31与活塞30之间的常用密封圈外（图上未标明），在气缸31与转动滑杆29之间，还有密封圈37。为了平衡的原因，为了保证两个室32和33的总容量不变，杆29通过截面相等的圆柱部分，从活塞30的两侧穿过气缸31。

图7所示实施例的工作过程，与图3所示的相似。实际上，根据分配器22往复式分配阀23的位置，活塞30或者在气缸31中保持不动，在这种条件下，在与齿轮26啮合的驱动轴和从动轴1之间，相位保持不变，或者在气缸31的内部朝这一方向或另一方向平移，在这种条件下，由于斜齿圈27和28的配合，在驱动轴与从动轴1之间朝这一方向或另一方向会产生相位角。

尽管图7所示变型具有一定优点，但图3所示的摆动液压缸式实施例在结构简化和紧凑方面具有长处。因此，以下将对这一实施例中对立的室13和14中的压力变化进行介绍（在将这两个室再各分成两个部分并交替地设置在气缸10的圆周上时这种变化仍是相似的，但将减小一半，如前所述）。

首先，假设填满室13和14的液压油是不可压缩的，这两个室的总容量是常数，两个室之间无渗漏，无摩擦。

设室13和14中的平均压力为Po，两室中最大的压力变化为△Pmax，这样可产生两种情况：

Po＞ (△Pmax)/2 （图6）：两室中的压力永远是正数，或者

Po＜ (△Pmax)/2 （图8）：压力在室13和14中周期性地消失，从而造成空穴和汽孔。

如果，与上述假设相反，考虑轴与齿轮的摩擦，则在压力中还须加上一个与摩擦阻力矩相应的连续性分量。

实际上，最大的压力变化△Pmax很高（约200～300巴）。为了避免周期性的减压和空穴现象，根据本发明图9所述的改进方案，使室13（或13a，13b）和室14（或14a，14b）通过单向传输回路或止回阀39和40与一台低压泵38（例如5巴）连通，因此这台泵可以是装备本发明所述偶合器的内燃式发动机的机油泵。必须指出，这台泵是补充机构（或是液压油的储备机构），并非一种动力机构，用于补偿液压油可能的向外渗漏，或者用于补偿容量的小量变化。这些小量的变化是液压油不是完全不可压缩的结果，是两个室及其传输回路18和19变形产生的结果。

由于液压油是轻微的可压缩的，由于室13和14是轻微的可变的，整个系统运转时就如一台液压泵。事实上，假设增压压力（泵38）为5巴，交替力矩产生的最大压力变化为200巴，在第一周期中：

-在室13中压力升至100巴而此室的容量减少相当于液体压缩的量;

-在室14中压力降至5巴以下，止回阀40打开，室14吸取一定量的液压油，其量等于这个室容量的变量。

在下一周期中，产生相反的现象：止回阀39使液压油流向室13。

两个室13和14，逐渐地充满液压油，平均压力Po可达到的数值至少等于最大压力变量的一半，在这一变量中还应加上增压压力，即在上述例子中：

Po＝200/2+5＝105巴

以上所述，逐步解说了本发明偶合器的工作原理，根据这一工作原理，通过持续时间为△t的脉冲，使往复式分配阀23从其关闭位置或静压锁住位置（图4）向这一方向或另一方向动作而变化驱动轴与从动轴之间的相位，其代数增量为△φ（“开环”式工作，或无负反馈式工作）。

但是，似乎更为有利的是：采用“闭环”式工作或负反馈式工作。在本发明偶合器的最佳实施例中，装有这种偶合器的发动机，其某些工作参数取决于发动机主轴和控制活门开闭的凸轮轴的相对位置。例如，在一台至少受涡轮压缩机组增压的内燃式发动机中，如1985年11月6日法国85 16430号专利（专利公开号为2，589.518）所述，排气门的开启角，在活塞工作行程的终点处，确定着进入发动机增压气轮机内的气体的温度：在发动机一定的负载下提前开始排气，会提高进入涡轮机内气体的温度和压力，因此也提高了增压气的压力P₂。

根据图10所示本发明的发展方案，把往复式分配阀23的位置至少伺服于发动机的某一工作参数，尤其是伺服于增压气的压力P₂，例如使这一压力作用在此往复式分配阀23某一横向面上，而使复位弹簧43作用在另一横向面上。因此，可以调节增压气的压力以阻止其降至某一极限值以下。这个极限值可以是使压缩点火式内燃机稳定工作的最小极限值。

图11指出，角度示图通常可以表示出装有图10所示偶合器的发动机中气缸活塞的上死点（PMH）和下死点（PMB），并可表示出这台发动机在正常工作下排气活门的开启角α₁，以及低压工作时同一排气活门的开启角α₂。

排气开启点用OE表示之，排气关闭点用FE表示之;这些符号均采用与开启角相同下标。

在高功率工作时，很高的增压压力作用在往复式分配阀23上（见图10），分配阀压缩弹簧43而支承在机械挡块44上。在这个位置中，往复式分配阀通过止回阀21连通室14向室13的通路。因此，由于交替力矩的传递（见图6），每当室14中的压力超过室13中的压力时，液压油即从室14流向室13。驱动轴与从动轴之间的相位差一直增大至叶片17受阻于隔板12。在这一位置上，排气活门的开启角为最大值，这可用相对于上死点PMH的曲轴位置测出（见图11）。

在低功率工作时，增压压力随着发动机的功率逐渐降低，直到增压压力达到上述极限值，在此值以下就不再能保证发动机的稳定工作。在这种情况下，弹簧43对往复式分配阀23的作用力大于增压压力的作用力，这就产生往复式分配阀23如图10所示的右向移动，一直移动到挡块36，结果是：切断室14向室13的周期性传输，然后打开室13向室14的周期性传输。室13内的液体逐渐流向室14，从而引起曲轴（驱动轴）与凸轮轴（从动轴）之间相位差的减小。因此，排气活门在驱动活塞的工作行程中提前开启，这就增加了排气能量，加速了增压压力涡轮机的运转，通过负反馈提高了增压气的压力。这一工作过程一直继续到增压压力重新回到保证发动机稳定工作的极限值为止。

在本发明的所有实施例中（见图3、4、5、7、9和10以及上述的介绍），设想了单向传输回路18～21和分配器22都位于偶合器的活塞和气缸之外，尤其是位于气缸和旋转活塞10和11之外。事实上，把这些传输回路和分配器装在气缸10的内部，其优点更多。

这种结构示于图12和13中。图12为与图3、9和10相似的剖面图。图13通过轴向剖面图示出了图12中的一些组件，其中往复式分配器46大体上表示为外观图。在这种情况下，旋转气缸10在旋转时通过齿轮26与驱动轴联结在一起，带叶片17的活塞11与从动轴1联结在一起。传输回路18和19布置在旋转活塞11内，止回阀20和21可以装在叶片17中。活塞11的轴16是空心的，并在内部装有旋转滑动式分配阀46。分配阀46代替前面所述各实施例中的往复式分配器的滑动分配阀23，并与驱动轴同步转动，即通过膜盒49与旋转气缸10同步转动，膜盒49可使分配阀46作轴向滑动，并使分配阀46在旋转时与气缸10联结在一起。分配阀46在外面具有两个凹槽50和51，用肋52将其分隔开，肋52的形状将另行介绍。单向传输回路18和19具有一个公共管路，如图3、4、5、7和10所示。公共管路可面对任一凹槽50或51的孔53与凹槽连通，也可以如图13的虚线所示，面对肋52受到闭塞。凹槽50通过孔41与室13连通，凹槽51通过孔42与室14连通，孔41和42则穿过空心轴16的壁体。

当轴16传递的力矩变成阻力时，隔板12推压室13中的液压油，卸除室14中液压油的压力。分配阀46以驱动气缸10的同一速度转动。如果说，鉴于液压油的可压缩性和其在室13与室14内的渗漏，驱动轴与从动轴之间的相位差△φ则减小，分配阀46的肋52打开孔53，通过孔41，使位于止回阀20和21之间的室14与室13连通。室13中的超压闭合止回阀20和21。当由从动轴1传递的力矩由于复位弹簧7的作用（见图1），成为驱动力矩时叶片17对室14加压而对室13减压，孔53由于相位偏移而打开，室14中的超压抬起止回阀21，这就使室14与室13连通。室14的液压油向室13的转移加大了驱动轴与从动轴之间的相位差，从而修正了前一交替过程中突然发生的相位差的减小。如果这一修正太大，还可在下一交替过程中减弱，依此类推。

用这一装置不论两个室13和14之间的渗漏如何，只要渗漏保持适度，孔53都可自动地稳定在面对肋52的位置上。

肋52的形状可确定在一个外来参数的作用下相位变化的规律。例如，在图13上，肋的形状为螺旋形，两个轴之间的相位差取决于分配阀46的位置，这一位置可以使其变化，例如改变膜盒49内部的压力就可使其变化。其实，根据这一轴向位置，孔53的角度位置自动改变，以使此孔为肋52所关闭。

图14、15和16说明了与图12和13相似的偶合器在对用一台涡轮压缩机增压的内燃机进行调节中的应用，其调节原理已针对图10时作过介绍。为此，只要在膜盒49中加上前面所述的增压压力P₂即可。此外，最好使肋52的形状不是螺旋形的（如图13所示），而是梯段形的，即具有两个端部52a和52c，并且与分配阀46移动轴相平行;还具有一个中心部分52b，布置在与上述轴把垂直的面上。

其工作过程如下：在图14所示的第一阶段中，孔53位于肋52的端部52a的对面。不管增压压力如何，只要增压压力小于某一极限值（作为定位），相位差就稳定在其最大值上。

在图15所示的第二阶段中，孔53位于肋52的中部52b的对面。如果增压压力增大，则相位差减小;增压压力减小，则相位差增大（压力伺服）。驱动轴（发动机曲轴）与从动轴（凸轮轴）之间的相位差自动修正以使增压压力取相当于使孔53闭合的值。因为肋的中部52b垂直于分配阀46的移动方向，增压压力保持常数。

在图16所示的第三阶段中，鉴于发动机的负载，增压压力超过事先确定的极限。相位差达到最小值，并不管增压压力如何（但增压压力值大于上述极限时不在此限）稳定在这一最小值上，这是由于肋52的端部52c与分配阀46的移动方向相平行。用这种方式，可避免叶片17和隔板12之间的接触（液体止动），这就对零件起了机械保护作用，并减小了噪音。

在以上针对图10、12和13所介绍的偶合器中，分配阀23的位置，作为发动机的工作参数，伺服于增压气的压力P₂。从如上所述中可以看出，这一位置也可以伺服于发动机的速度，还可伺服于增压压力。这将针对图17和18，另行介绍。

轴1取与其连接的活塞55的轴向位置，并在气缸56中滑动;气缸56与驱动齿轮26相联，并在增压压力P₂的作用下与弹簧43协同动作。轴1的角度位置，由齿轮57确定;齿轮57与驱动齿轮26相联，并与与轴1相联的齿轮58相啮合。与轴1相联的联结齿轮57可通过一偏心补偿器59变化相对于轴1的角度位置。偏心补偿器通过杆60与联结齿轮57的轴协同动作，杆60则与弹簧61连接。

因此，相对于每一个驱动轴（即发动机）的速度就有一个轴1的角度位置，而相对于每一个增压压力就有一个轴1的轴向位置。从而，实现了驱动齿轮与从动齿轮（凸轮轴）之间的相位与发动机转速N和增压压力P₂的双重伺服关系。

Claims (17)

1、一种偶合器，工作时相位可变，用于在主动部件与被动部件之间的交替力矩的传递，主动部件与驱动轴相联，被动部件与从动轴相联，主动部件与被动部件在工作时承受交替的阻力矩与驱动力矩，尤其是用于布置在由凸轮轴操作气门或喷油咀的气门内燃式发动机和(或)喷油内燃式发动机上主轴与凸轮轴(1)之间的偶合器，用以在运行中变化凸轮轴(1)相对于发动机主轴的正时调整角，此时偶合器的主被动部件中的一个部件与气缸(10；31)相联，另一部件与活塞(11；30)相联，在它们之间至少形成两个对立的室(13，14；32，33)，从而使对应于一个两轴之间的相位角只有一个活塞(11；30)和气缸(10；31)之间的相对位置；两个室(13，14；32，33)的总容量为常数，並充满实际上在正常工作压力下不可压缩的液压油，其特征在于：这两个室(13，14；32，33)通过两个方向相反的单向传输回路(18，19)联结起来，每个回路的容量为常数；并且，它还包括一些分配器(22)，用以开启这两个传输回路中的一个回路，或者关闭一个或同时关闭这两个回路，这取决于偶合器的主动部件与被动部件之间的相位差应增大或减小，还是保持常数不变。

2、按权利要求1所述的偶合器，其特征在于：气缸（10）和活塞（11）可作相对旋转运动。

3、按权利要求2所述的偶合器，其特征在于：气缸（10）由缸套构成，缸套轴向受两个横向缸壁（15）的限制並至少装有一个径向隔板（12）;活塞（11）由一轴（16）构成，该轴以密封方式穿过这两横向缸壁（15）並至少装有一个径向叶片（17）。

4、按权利要求2或3所述的偶合器，其特征在于：它包括两个径向隔板（12a，12b）和两个径向叶片（17a，17b），具有两对对立的室（13a，13b;14a，14b），这些对立的室沿圆周方向交替设置並始终是成对地彼此联结。

5、按权利要求1所述的偶合器，其特征在于：气缸（31）和活塞（30）作相对平移运动;还在于：通过机械构件（27，28）把这种运动改变为相对的旋转运动。

6、按权利要求5所述的偶合器，其特征在于：活塞（30）具有一杆（29），该杆通过两个相等截面的圆柱形部分，从活塞（30）的两侧穿过气缸（31）。

7、按权利要求1～6中的任一项所述的偶合器，其特征在于：室（13，14;13a14a，13b，14b;32，33），分别通过止回阀（39，40）与液压储存器或增压泵（38）相联。

8、按权利要求2～4中的任一项所述的偶合器，其特征在于：单向传输回路（11，19）和分配器（22）均装在气缸（10）的内部。

9、按权利要求3和8所述的偶合器，其特征在于：单向传输回路包括装在径向叶片（17）内部的止回阀（20，21）。

10、按权利要求1～9中的任一项所述的偶合器，装在主轴与凸轮轴（1）之间，主轴可以是气门内燃式发动机和（或）喷油内燃式发动机的主轴，气门或喷油咀至少由一凸轮轴（1）操作;其特征在于：分配器（22）至少对发动机的一个工作参数作灵敏反应。

11、按权利要求10所述至少用一台涡轮压缩机增压的内燃式发动机上的偶合器，其特征在于：发动机的工作参数是增压压力（P₂）和（或）发动机的速度。

12、按权利要求11所述的偶合器，其特征在于：分配器（22）包括一个活动机构（23，46），增压压力（P₂）和弹性复位机构（43）以相反方向作用在活动机构上。

13、按权利要求12所述的偶合器，其特征在于：闭环伺服系统布置在分配器（22）的活动机构（46）和从动轴（1）之间。

14、按权利要求9和13所述的偶合器，其特征在于：旋转活塞（1）的轴（16）是空心的;还在于：单向传输回路（11，19）的公共部分装在叶片（17）内，通过一个公共孔（53）与空心轴（16）的内部连通;还在于：分配器（22）的活动机构（46）以可以转动的方式安装在空心轴（16）的内部，並在其外表具有两个凹槽（50，51），两凹槽由一肋（52）分隔开;还在于：空心轴（16）在孔（53）的两侧具有两个孔（41，42），两孔分别使空心轴（46）内由凹槽（50，51）和肋（52）限定的各空间与对立的室（13，14）连通。

15、按权利要求14所述的偶合器，其特征在于：肋（52）为螺旋形。

16、按权利要求14所述的偶合器，其特征在于：肋（52）为梯段形（52a，52b，52c）。

17、内燃式发动机，其特征在于：它在主轴与从动轴（1）之间具有一台按权利要求1～16中任一项所述的偶合器。

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