CN105637186B - 分裂循环发动机中的线轴梭子跨接阀 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及一种分裂循环发动机，其包含：第一汽缸，其装纳第一活塞，其中所述第一活塞执行进气冲程及压缩冲程，但不执行排气冲程；第二汽缸，其装纳第二活塞，其中所述第二活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程；及阀室，其装纳阀，所述阀包括选择性地以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的内室，其中所述阀及内室在所述阀室内且相对于所述第一及第二汽缸移动。

Description

分裂循环发动机中的线轴梭子跨接阀
相关申请案的交叉参考
本申请案主张2013年7月17日提出申请的第61/847,551号美国临时申请案的权益，所述美国临时申请案的内容以其全文引用方式并入本文中。
技术领域
本发明一般来说涉及还称作分裂循环发动机的分裂循环内燃机，且更具体来说涉及跨接阀。
背景技术
常规内燃机包含一或多个汽缸。每一汽缸包含执行四个冲程(通常称为进气、压缩、燃烧/动力/膨胀及排气冲程)的单个活塞。这四个冲程一起形成常规内燃机的完整循环。然而，所述循环的每一部分以不同方式受从工作流体排斥到活塞及汽缸壁中的热影响：在进气及压缩期间，高排热速率改进速率，然而在燃烧/膨胀期间，极少或无排热引起最好效率。单个汽缸无法满足此冲突要求，因为活塞及汽缸壁温度在每一循环内无法容易地从冷改变到热且变回到冷。常规内燃机的单个汽缸无法作为压缩机(需要冷环境以用于最优效率性能)及燃烧器/膨胀器(需要热环境及工作流体的最优膨胀以用于最优效率性能)两者同时及在同一空间处被优化。
常规内燃机具有低燃料效率-燃料能量的二分之一以上通过发动机结构及排气出口而丢失，而不添加任何有用机械功。常规内燃机中的热浪费的主要原因是必要冷却系统(例如，散热器)，所述冷却系统单独以大于实际上变换成有用功的总热的速率及量耗散热。此外，常规内燃机能够通过在汽缸、活塞及燃烧室中采用低排热方法且通过添加实质复杂度及成本的废热恢复方法来仅最低限度地增加效率。
进一步低效率由在进气及压缩冲程期间汽缸中的高温造成。此高温降低发动机体积效率且使活塞做功更难，且因此在这些冲程期间降低效率。
理论上，大于压缩比率的膨胀比率将大大地增加内燃机中的发动机效率。在常规内燃机中，最大膨胀比率通常与最大压缩比率相同。此外，常规手段可仅经由阀定时允许压缩比率的减小(米勒及阿特金森循环，举例来说)且可比效率增加低效，此在所有四个冲程尚未在单个汽缸中执行的情况下是可能的。
常规内燃机的另一缺点是不完整化学燃烧过程，此降低效率且导致有害废气排放。
为解决这些问题，其他人先前已揭示了双活塞燃烧发动机配置。举例来说，卡萨迪(Casaday)的第1,372,216号美国专利揭示一种双活塞燃烧发动机，其中汽缸及活塞布置成相应对。点火汽缸的活塞在压缩汽缸的活塞之前移动。瑟斯顿(Thurston)等人的第3,880,126号美国专利揭示一种双冲程分裂循环内燃机。引入汽缸的活塞在动力汽缸的活塞之前移动稍微小于二分之一冲程。引入汽缸压缩进料，且将进料转移到动力汽缸，其中所述进料与来自先前循环的燃烧过的产品的残余进料混合，且在点火之前进一步被压缩。斯库德里(Scuderi)的第2003/0015171 A1号美国专利申请案揭示一种四冲程循环内燃机。第一汽缸(动力汽缸)内的动力活塞连接到曲轴且执行四冲程循环的动力及排气冲程。第二汽缸(压缩汽缸)内的压缩活塞也连接到曲轴且在曲轴的同一旋转期间执行四冲程循环的进气及压缩冲程。第一汽缸的动力活塞在第二汽缸的压缩活塞之前移动。苏(Suh)等人的第6,880,501号美国专利揭示一种具有一对汽缸的内燃机，每一汽缸含有连接到曲轴的活塞。一个汽缸适用于进气及压缩冲程。另一汽缸适用于动力及排气冲程。布拉克特(Brackett)的第5,546,897号美国专利揭示一种可执行双发动机、四发动机或柴油机动力循环的多汽缸往复式活塞内燃机。
发明内容
然而，上文所描述的参考文献未能揭示如何使用以高密封水平耐用的阀系统以及时方式且在不具有从压缩汽缸到动力汽缸的压力损失的情况下有效地管理工作流体的转移。另外，这些参考文献中所揭示的单独汽缸全部由某种转移阀或中间通路(连接管)连接，所述转移阀或中间通路在汽缸之间产生实质体积的“死空间”，从而减小低于常规发动机的有效压缩比率的发动机的有效压缩比率。
鉴于现在存在于现有技术中的已知类型的内燃机中固有的前述缺点，本文中所描述的实施例包含线轴梭子跨接阀与燃烧室(SSCVCC)内燃机，其利用具有比常规内燃机更高效地将燃料能量转换成机械做功的可能性的温度区分的汽缸。一些示范性实施例利用新颖SSCVCC来促进工作流体从压缩室到燃烧室的高效且可靠转移。尽管使用线轴梭子跨接阀，但在一些例子中，为证明实施例的一些益处，应认识到，权利要求书可不限于线轴梭子阀且可包含其它阀。
在示范性实施例中，具有SSCVCC的内燃机包含耦合到第二汽缸的第一汽缸、定位于所述第一汽缸内且经配置以执行进气及压缩冲程而非排气冲程的第一活塞及定位于所述第二汽缸内且经配置以执行动力及排气冲程而非进气冲程的第二活塞。
或者，所述第一及第二汽缸可被视为可通过SSCVCC的往复式运动直接或间接耦合的两个单独室，其中所述第一活塞驻留在所述第一室中且所述第二活塞驻留在所述第二室中且所述线轴梭子内的所述燃烧室为第三室。
在又一示范性实施例中，分裂循环发动机进一步包含耦合到所述第一汽缸的进气阀、耦合到所述第二汽缸的排气阀及将所述第一汽缸的内室直接或间接耦合(经由分离燃烧室，其为线轴的部分)到所述第二汽缸的内室的SSCVCC。
在又一示范性实施例中，所述发动机包含两个活塞连接杆、压缩曲轴、动力曲轴及两个曲轴连接杆。所述连接杆将相应活塞连接到其相应曲轴。所述压缩曲轴将旋转运动转换成所述第一活塞的往复式运动。所述动力曲轴将第二活塞往复式运动转换成发动机旋转输出运动。所述压缩曲轴相对角度相对于所述动力曲轴相对角度可通过实施相位角度延迟(相位滞后)而彼此不同使得所述动力汽缸的所述活塞在所述压缩汽缸的所述活塞之前移动。在一些示范性实施例中，所述相位滞后可为使得所述压缩汽缸的所述活塞在所述动力汽缸的所述活塞之前移动。在再一实施例中，所述压缩汽缸的所述活塞及所述动力汽缸的所述活塞同相(无相位滞后)移动。所述曲轴连接齿轮机构将所述动力曲轴旋转转变成压缩曲轴旋转。所述两个活塞及两个汽缸可彼此直列(平行)或彼此对置地经设计。在具有所述两个活塞及两个汽缸的直列配置的一个此类实施例中，可安装低导热材料的绝缘层(举例来说)以分离相对冷的压缩汽缸与相对热的动力汽缸，如此项技术中通常已知。
在又一示范性实施例中，分裂循环发动机进一步包含耦合到所述第一汽缸的进气端口、耦合到所述第二汽缸的排气端口。所述进气端口及排气端口通过所述SSCVCC的所述往复式运动打开及关闭。所述SSCVCC将所述第一汽缸的内室直接或经由为所述线轴线轴的部分的分离燃烧室间接耦合到所述第二汽缸的内室。
在一些示范性实施例中，所述SSCVCC可由数个组件构造：线轴汽缸、线轴梭子、位于所述线轴梭子内的燃烧室、燃烧室端口、压缩侧上的线轴环、膨胀侧上的线轴环、安装于所述线轴汽缸中的固定(缩回)环、线轴连接杆及线轴曲轴、进气端口及排气端口。所述燃烧室可取决于所述线轴的相对位置而耦合到压缩室及膨胀室或从压缩室及膨胀室解耦作为所述线轴往复式运动的部分。
在示范性实施例中，分裂循环发动机包含：第一汽缸，其装纳第一活塞，其中所述第一活塞执行进气冲程及压缩冲程，但不执行排气冲程；第二汽缸，其装纳第二活塞，其中所述第二活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程；及阀室，其装纳阀，所述阀包括选择性地以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的内室，其中所述阀及内室在所述阀室内且相对于所述第一及第二汽缸移动。
在一些示范性实施例中，所述内室在所述阀的移动期间与所述第一汽缸以流体方式耦合且与所述第二汽缸以流体方式耦合。
在一些示范性实施例中，在所述阀的移动期间，所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸，且所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时的15个曲轴角度内具有最大速度及最小加速度。在一些进一步实施例中，所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时具有最大速度及最小加速度。
在一些示范性实施例中，所述阀既不与所述第一汽缸也不与所述第二汽缸同时以流体方式耦合，且所述阀及内室在所述内室既不与所述第一汽缸也不与所述第二汽缸以流体方式耦合时的15个曲轴角度内具有最大速度及最小加速度。在一些进一步示范性实施例中，所述阀及内室在所述内室既不与所述第一汽缸也不与所述第二汽缸以流体方式耦合时具有最大速度及最小加速度。
在一些示范性实施例中，所述第一活塞在所述内室以流体方式耦合到所述第一汽缸时到达其上死点。
在一些示范性实施例中，所述第一汽缸具有用以接收空气/燃料混合物的进气端口。在一些进一步示范性实施例中，所述进气端口由所述阀的表面关闭。在一些示范性实施例中，所述进气端口由提升阀关闭。
在一些示范性实施例中，火花塞起始燃烧。在一些进一步示范性实施例中，所述火花塞定位于所述阀上且经配置以在所述内室内形成火花。在一些进一步示范性实施例中，所述火花塞定位于所述阀室中且所述阀包含与所述火花塞对准以在所述内室内起始燃烧的燃烧端口。
在一些示范性实施例中，所述发动机经配置以通过压缩流体来起始燃烧。
在一些示范性实施例中，在所述第二活塞到达其上死点之前所述第一活塞到达其上死点。
在一些示范性实施例中，在所述第一活塞到达其上死点之前所述第二活塞到达其上死点。
在一些示范性实施例中，所述第一及第二活塞同时到达其相应上死点。
在一些示范性实施例中，所述发动机包含所述阀与所述阀室之间的密封环。在一些进一步示范性实施例中，所述密封环不相对于所述阀室移动。在一些进一步示范性实施例中，所述密封环相对于所述阀室移动。在一些示范性实施例中，所述密封环包含不相对于所述阀室移动的第一密封环及相对于所述阀室移动的第二密封环。
在一些示范性实施例中，所述阀具有将所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的端口。
在一些示范性实施例中，所述阀具有将所述内室以流体方式耦合到所述第一汽缸的第一端口及将所述内室以流体方式耦合到所述第二汽缸的第二端口。
在一些示范性实施例中，在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积大于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
在一些示范性实施例中，在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积小于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
在一些示范性实施例中，所述发动机包含：第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；曲轴连接机构，其耦合到所述第一及第二曲轴且经配置以平移所述第一与第二曲轴之间的运动，所述曲轴连接机构包括具有分别耦合到所述第一及第二曲轴的第一及第二端的曲轴连接杆。
在一些示范性实施例中，所述发动机包含耦合到所述第一及第二活塞的曲轴。
在一些示范性实施例中，所述发动机包含：第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；第一齿轮，其耦合到所述第一曲轴；第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；第二齿轮，其耦合到所述第二曲轴；第三齿轮，其耦合到所述第一及第二齿轮且经配置以平移所述第一与第二齿轮之间的运动。
在一些示范性实施例中，所述内室、压缩室及膨胀室经定大小以最小化死空间。
在一些示范性实施例中，处于上死点的所述第一汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第一汽缸的内部体积的五十分之一。
在一些示范性实施例中，处于上死点的所述第二汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第二汽缸的内部体积的五十分之一。
在一些示范性实施例中，所述第一及第二汽缸布置成选自直列配置、对置配置及V形配置的配置。
在一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述阀室内线性地且往复地移动。在一些进一步示范性实施例中，所述阀为线轴阀。
在一些示范性实施例中，所述第一及第二汽缸彼此热隔离且所述第一汽缸维持在比所述第二汽缸冷的温度。
在一些示范性实施例中，所述第一汽缸包含位于所述第一汽缸的外部表面上的多个空气冷却肋及在所述第一汽缸的壳体内的多个液体冷却通路。在一些进一步示范性实施例中，所述发动机包含在所述空气冷却肋及液体冷却通路内的液体冷却剂，且其中所述液体冷却剂的温度是机械控制或电控制的。
在一些示范性实施例中，所述第二汽缸包含用于利用所述第二活塞排出的废气所提供的热来进一步加热所述第二汽缸的多个排气加热通路且与周围环境热隔离以便减少热能从所述第二汽缸的泄漏。
在一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述阀室内旋转。在一些示范性进一步实施例中，所述阀及内室在所述阀室内线性地以及旋转地移动。
在一些示范性实施例中，所述发动机包含：第三汽缸，其装纳第三活塞，其中所述第三活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程，且其中所述内室选择性地以流体方式耦合到所述第一、第二及第三汽缸，且其中所述阀及内室相对于所述第三汽缸移动。
在示范性实施例中，一种操作燃烧发动机的方法包含：压缩第一汽缸中的工作流体；将所述工作流体转移到阀的内室；及将所述工作流体转移到第二汽缸。在一些示范性实施例中，所述第一汽缸装纳执行进气冲程及压缩冲程但不执行排气冲程的第一活塞。在一些示范性实施例中，所述第二汽缸装纳执行膨胀冲程及排气冲程但不执行进气冲程的第二活塞。
在一些示范性实施例中，将所述工作流体转移到所述内室包含将所述压缩工作流体从所述第一汽缸转移到所述内室。在一些示范性实施例中，将所述工作流体转移到所述第二汽缸包含将所述压缩工作流体从所述内室转移到所述第二汽缸。所述阀可装纳于所述发动机的阀室中。所述阀及内室可在所述发动机的所述阀室内且相对于所述第一及第二汽缸移动。
在一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述阀室内且相对于所述第一及第二汽缸线性地且往复地移动。在一些示范性实施例中，所述阀具有将所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的端口。
在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含：在所述阀的移动期间，以流体方式耦合所述第一汽缸与所述内室而不以流体方式耦合所述内室与所述第二汽缸。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时的15个曲轴角度内包含最大速度及最小加速度。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时包含最大速度及最小加速度。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述第一汽缸具有进气端口，且所述方法包含通过所述进气端口接收空气/燃料混合物。在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含用所述阀的表面关闭所述进气端口。在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含用提升阀关闭所述进气端口。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述第二汽缸具有排气端口，且所述方法包含通过所述排气端口排出已燃烧气体。在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含用所述阀的表面关闭所述排气端口。在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含用提升阀关闭所述排气端口。
在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含用火花塞起始燃烧。在所述方法的一些示范性实施例中，所述火花塞定位于所述阀上且所述方法包含用所述火花塞在所述内室内形成火花。在所述方法的一些示范性实施例中，所述火花塞定位于所述阀室中且所述阀包含与所述火花塞对准以在所述内室内起始燃烧的燃烧端口。
在一些示范性实施例中，所述方法进一步包含通过压缩流体来起始燃烧。
在所述方法的一些示范性实施例中，在第二活塞到达其上死点之前第一活塞到达其上死点。在所述方法的一些示范性实施例中，在所述第一活塞到达其上死点之前第二活塞到达其上死点。在所述方法的一些示范性实施例中，所述第一及第二活塞同时到达其相应上死点。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述发动机包含所述阀与所述阀室之间的密封环。在所述方法的一些进一步实施例中，所述密封环不相对于所述阀室移动。在所述方法的一些进一步实施例中，所述密封环相对于所述阀室移动。在所述方法的一些进一步实施例中，所述密封环包含不相对于所述阀室移动的第一密封环及相对于所述阀室移动的第二密封环。
在所述方法的一些示范性实施例中，在第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积大于在第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。在所述方法的一些进一步实施例中，在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积小于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述发动机包含：第一曲轴，其耦合到第一活塞；第二曲轴，其耦合到第二活塞；曲轴连接机构，其耦合到所述第一及第二曲轴且经配置以平移所述第一与第二曲轴之间的运动，所述曲轴连接机构包含具有分别耦合到所述第一及第二曲轴的第一及第二端的曲轴连接杆。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述发动机包含耦合到第一及第二活塞的单个曲轴。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述发动机包含：第一曲轴，其耦合到第一活塞；第一齿轮，其耦合到所述第一曲轴；第二曲轴，其耦合到第二活塞；第二齿轮，其耦合到所述第二曲轴；及第三齿轮，其耦合到所述第一及第二齿轮且经配置以平移所述第一与第二齿轮之间的运动。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述内室、压缩室及膨胀室经定大小以最小化死空间。
在所述方法的一些示范性实施例中，在第一活塞处于上死点时所述第一汽缸的内部体积小于在所述第一活塞处于下死点时所述第一汽缸的内部体积的五十分之一。在所述方法的一些示范性实施例中，在第二活塞处于上死点时所述第二汽缸的内部体积小于在所述第二活塞处于下死点时所述第二汽缸的内部体积的五十分之一。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述第一及第二汽缸布置成选自直列配置、对置配置及V形配置的配置。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述阀为线轴阀。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述第一及第二汽缸彼此热隔离且所述方法包含将所述第一汽缸维持在比所述第二汽缸冷的温度。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述第一汽缸包含位于所述第一汽缸的外部表面上的多个空气冷却肋及在所述第一汽缸的壳体内的多个液体冷却通路。在所述方法的一些示范性实施例中，所述发动机进一步包含在所述空气冷却肋及液体冷却通路内的液体冷却剂，且所述方法包含机械控制或电控制所述液体冷却剂的温度。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述第二汽缸包含用于利用第二活塞排出的废气所提供的热来进一步加热所述第二汽缸的多个排气加热通路且与周围环境热隔离以便减少热能从所述第二汽缸的泄漏。
在所述方法的一些示范性实施例中，所述发动机包含装纳第三活塞的第三汽缸，其中所述第三活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程，且所述内室选择性地以流体方式耦合到所述第一、第二及第三汽缸，且所述阀及内室相对于所述第三汽缸移动。
附图说明
图1是根据示范性实施例的直列式分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在压缩活塞到达其上死点(TDC)之前处于50度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于40度。
图2是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于20度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于10度。
图3是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于10度，且动力曲轴角度图解说明为处于其TDC。
图4是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于5度，且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于5度。
图5是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为处于其TDC，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于10度。
图6是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于10度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于20度。
图7是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于30度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于40度。
图8是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在TDC之后处于60度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于70度。
图9是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于90度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于100度。
图10是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于120度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于130度。
图11是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于150度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于160度。
图12是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于180度(此为其下死点(BDC))，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于170度。
图13是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于150度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于140度。
图14是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于120度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于110度。
图15是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于90度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于80度。
图16是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于26度，且动力曲轴角度图解说明为处于TDC，且线轴梭子内的燃烧室小于图1中所展示的燃烧室。
图17是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于13度，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于13度，且线轴梭子内的燃烧室小于图1中所展示的燃烧室。
图18是图1的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为处于TDC，且动力曲轴角度图解说明为在其TDC之后处于26度，且线轴梭子内的燃烧室小于图1中所展示的燃烧室。
图19A是分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中分别在压缩及燃烧室上的进气及排气端口由提升阀打开及关闭，且提升阀由凸轮及凸轮轴致动。图19B是图19A的分裂循环SSCVCC设备的透明前视图。
图20是根据示范性实施例的对置分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中根据实施例，压缩曲轴角度图解说明为在压缩活塞到达其TDC之前处于90度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于80度。
图21是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于60度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于50度。
图22是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在其TDC之前处于10度且动力曲轴角度图解说明为处于其TDC。
图23是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为处于其TDC且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于10度。
图24是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于30度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于40度。
图25是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于60度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于70度。
图26是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于90度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于100度。
图27是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于180度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于170度。
图28是图20的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于150度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于140度。
图29是根据示范性实施例的对置分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在压缩活塞到达其TDC之前处于20度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于67度。
图30是图29的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为处于TDC且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于47度。
图31是图29的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在压缩活塞到达其TDC之后处于10度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之前处于37度。
图32是图29的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在压缩活塞到达其TDC之后处于47度且动力曲轴角度图解说明为处于TDC。
图33是图29的分裂循环SSCVCC设备的简化横截面侧视图，其中压缩曲轴角度图解说明为在压缩活塞到达其TDC之后处于67度且动力曲轴角度图解说明为在动力活塞到达其TDC之后处于20度。
图34是图33的分裂循环SSCVCC设备的简化半透明3D视图。
图35是图解说明并入有SSCVCC的示范性分裂循环发动机的压力分布曲线的图表。
图36图解说明根据示范性实施例的操作燃烧发动机的方法。
具体实施方式
下文参考各图详细描述各实施例，其中通篇中类似元件用类似编号指代。应理解，各图未必按比例绘制。各图也未必展示所图解说明的各种示范性实施例的所有细节。而是，其仅展示特定特征及元件以使得能够描述示范性实施例。
在本文中所描述的一些示范性实施例中，分裂循环发动机包含具有驻留于其中的阀的阀室。所述阀室可包含选择性地以流体方式耦合所述发动机的冷及热汽缸的内室。所述阀及内室可在所述阀室内且相对于所述热及冷汽缸移动。
在一些示范性实施例中，所述阀可经历减小的惯性力。此可允许增加的耐用性及可靠性。在一些示范性实施例中，所述发动机可经历类似于4冲程发动机的循环的热动力循环。
在一些示范性实施例中，所述阀可具有最小流量限制。所述发动机还可允许跨越阀端口的可忽略压降，此可提供压缩进气从冷汽缸(压缩室)到热汽缸(动力室)的高效转移。
所述阀可配备有可允许室内的有效高压密封的常见活塞环。
在一些示范性实施例中，所述阀可避免或限制传统分裂循环发动机的不利妥协：过压缩、进料存储、热损失与迟缓燃烧及对快速移动阀的依赖。
参考图1，根据一个实施例，分裂循环发动机的直列配置包含：压缩汽缸01、动力汽缸02、压缩活塞03、压缩活塞环03A、动力活塞04、动力活塞环04A、进气/压缩室B及膨胀/排气室C(如本文中所使用，“膨胀”可包含或可不包含室C内的燃烧)。其还包含两个相应活塞连接杆05及06、压缩曲轴07、动力曲轴08、曲轴连接齿轮机构09，曲轴连接齿轮机构09包含压缩齿轮09A、动力齿轮09B及将动力齿轮09B连接到压缩齿轮09A的第三齿轮09C。仍参考图1，分裂循环发动机还包含进气歧管10、室A、进气端口11、排气歧管12、室D及排气端口13。其还包含线轴汽缸14(还称为阀室14)、线轴梭子15、位于线轴梭子15内的燃烧室结构16、燃烧室端口16A、压缩侧17上的线轴环、膨胀侧18上的线轴环、安装于线轴汽缸14的环状凹槽中的固定(缩进)环19、线轴连接杆20及线轴曲轴21。仍参考图1，分裂循环发动机还包含压缩活塞突出部22及动力活塞突出部23。压缩汽缸01为装纳压缩活塞03、进气或压缩室B及进气端口11的活塞发动机汽缸。动力汽缸02为装纳动力活塞04、膨胀或排气室C及排气端口13的活塞发动机汽缸。压缩活塞03及压缩室B服务于进气及压缩发动机冲程(而非排气冲程)。动力活塞04及膨胀室C服务于动力及排气冲程(而非进气冲程)。连接杆05及06将其相应活塞连接到其相应曲轴。压缩曲轴07将旋转运动转换成压缩活塞03往复式运动。动力活塞04的往复式运动转换成动力曲轴08的旋转运动，动力曲轴08的旋转运动转换为发动机旋转运动或做功(例如，动力曲轴还可用作发动机输出轴)。三个齿轮09A、09B及09C(共同称为曲轴连接齿轮机构09)将动力曲轴08的旋转转化为压缩曲轴07的旋转。压缩活塞03及动力活塞04两者分别可具有或可不具有不规则结构或突出部22及23。这些突出部的功能可为减小死空间。在示范性实施例中，线轴汽缸14装纳线轴梭子15且两者放置于顶部上且垂直于压缩汽缸01及动力汽缸02两者。线轴连接杆20将线轴梭子15连接到线轴曲轴21。线轴曲轴21将旋转运动转换成线轴梭子15往复式运动。线轴曲轴21经由机械连杆机构机械连接到动力曲轴08，因此动力曲轴08驱动线轴曲轴21。在另一示范性实施例中，旋转斜盘机构或凸轮机构可用于驱动线轴梭子15。线轴梭子15装纳球形燃烧室结构16、燃烧室结构端口16A及燃烧室E(室E可为隔热的)。在线轴梭子15往复式运动期间，燃烧室E在以流体方式连接到压缩室B与膨胀室C之间交替。在线轴15往复式运动的小部分下，燃烧室E可以流体方式连接到压缩室B及膨胀室C两者。
在线轴梭子15往复式运动期间，进气端口11可在线轴梭子15阻塞或不阻塞进气端口11时打开或关闭。因此，线轴梭子15往复式运动以流体方式将室A与室B耦合或解耦。
在线轴梭子15往复式运动期间，排气端口13可在线轴梭子15阻塞或不阻塞排气端口13时打开或关闭。因此，线轴梭子15往复式运动以流体方式将室C与室D耦合或解耦。
在线轴梭子15往复式运动期间，经由燃烧室端口16A，燃烧室结构16可以流体方式耦合室B或从室B解耦。
在线轴梭子15往复式运动期间，经由燃烧室端口16A，燃烧室结构16可以流体方式耦合室C或从室C解耦。
针对线轴曲轴21循环的小预定部分，(举例来说)从线轴梭子15往复式运动穿过其中间冲程点的点的±30度，室B、E及C可全部经由燃烧室端口16A以流体方式连接。
在示范性实施例中，预定相位延迟经由曲轴07及08引入，使得动力活塞04引导或跟随压缩活塞03。图1到15描绘其中经由曲轴07及08引入的预定相位延迟使得动力活塞04引导压缩活塞03达10度曲柄角的一个此类示范性实施例。在一些示范性实施例中，可不存在活塞之间的相位滞后(活塞是同相的)。
在示范性实施例中，工作流体(空气燃料进料)驻留在界定为室A的进气歧管10与进气端口11之间。位于压缩汽缸01上的进气端口11可管理自然吸入的周围空气或碳化空气/燃料进料到压缩汽缸01中的流动或者进料到压缩汽缸01中的强迫引入。当进气端口打开及/或关闭时，压缩活塞03的位置可变化。在一些示范性实施例中，进气端口的打开及/或关闭的定时可变化。在一个实例中，进气端口可在压缩活塞03到达其TDC之前的几个曲轴角度一直到压缩活塞03到达其TDC之后的大致50个曲轴角度的范围内打开。在一个实例中，进气端口可在围绕压缩活塞03下死点(BDC)的几个曲轴角度到压缩活塞03到达其BDC之后的大致70个曲轴角度的范围内关闭。
在一个实施例中，进气端口可在压缩活塞03到达其TDC时开始一直到压缩活塞03到达其TDC之后的大致10个曲轴角度的曲轴角度范围内打开。在为进气冲程的结束的BDC处，工作流体可由于进气系统中的波动力及流体惯性而继续进入汽缸。出于此原因，在压缩活塞BDC之后关闭进气端口可为有利的。在一个实施例中，进气端口11可在压缩活塞03到达其BDC之前的几个曲轴角度直到压缩活塞03到达其BDC之后的大致70个曲轴角度的范围内关闭。在一个实例中，进气端口可在压缩活塞03到达其BDC时开始直到压缩活塞03到达其TDC之后的大致50个曲轴角度的较窄范围内关闭。
在示范性实施例中，位于动力汽缸02上的排气端口13可管理燃烧过的气体的呼出。当排气端口打开时，动力活塞04的位置可变化。在一些示范性实施例中，排气端口可在动力活塞04到达其BDC之前的大致60个曲轴角度到动力活塞04到达其BDC之后的大致20个曲轴角度时打开。当排气端口关闭时，动力活塞04的位置也可变化。在一些示范性实施例中，排气端口可在动力活塞04到达其TDC之前的大致15个曲轴角度一直到动力活塞04到达其TDC之后的大致5个曲轴角度时关闭。
在一个实施例中，排气端口可在动力活塞04在其BDC之前为15个曲轴角度时开始到动力活塞04到达其BDC之后的大致15个曲轴角度的范围内打开。在一个实施例中，排气端口可在动力活塞04到达其TDC之前开始5度一直到大致动力活塞04到达其TDC时的较窄优选范围内关闭。
在一个实施例中，线轴汽缸14装纳线轴梭子15且两者放置于顶部上且垂直于压缩汽缸01及动力汽缸02两者。线轴连接杆20将线轴梭子15连接到线轴曲轴21。线轴曲轴21将旋转运动转换成线轴梭子15往复式运动。线轴梭子15装纳球形(举例来说)燃烧室结构16、燃烧室结构端口16A及燃烧室E。在线轴梭子15往复式运动期间，燃烧室E在以流体方式连接到压缩室B及/或膨胀室C之间交替。在相同线轴梭子15往复式运动期间，进气端口11及排气端口13可朝向打开或关闭位置移动。
再次参考图1，压缩活塞03在压缩汽缸01内。压缩活塞03相对于压缩汽缸01沿向上方向朝向其TDC移动(齿轮机构09A顺时针方向旋转)。动力活塞04在动力汽缸02内。动力活塞04相对于动力汽缸02同样沿向上方向朝向其TDC移动(齿轮机构09B顺时针方向旋转)。压缩汽缸01及压缩活塞03界定室B。动力汽缸02及动力活塞04界定室C。燃烧室结构16内的体积界定燃烧室E。在一些示范性实施例中，动力活塞04在压缩活塞03之前移动。当燃烧室E与室B及室C两者流体连通时，室B可与室C流体连通(举例来说，参见图5及6)。通过进气端口11，室B可经由室A与进入工作流体(碳化自然吸入燃料/空气进料或强迫引入的燃料/空气进料)以流体方式连接。通过排气端口13，室C可通过排气歧管12及可能其它设备(例如涡轮装料机、催化转换器或如此项技术通常已知的其它设备)与周围空气D以流体方式连接。当处于打开状态中时，排气端口13允许废气呼出。
在燃烧冲程期间，动力活塞04可推动动力连接杆06，从而致使动力曲轴08顺时针方向旋转，如图5、6、7、8、9、10及11中所图解说明。在排气冲程期间，惯性力(此可由飞轮质量起始–未展示)致使动力曲轴08继续其顺时针方向旋转，且致使动力连接杆06移动动力活塞04，此又通过端口13呼出烧掉的燃料废气，如图12、13、14、15、1、2及3中所图解说明。动力曲轴08旋转通过压缩曲轴07的曲轴连接齿轮机构09铰接旋转从而使压缩活塞03以同步但相移旋转移动(即，两个曲轴以同一速度旋转但在其相应曲柄角度方面不同)。在其它实施例中，可不存在活塞之间的相移，从而引起两个曲轴以同一曲柄角度旋转。
在示范性实施例中，动力活塞04与压缩活塞03的相对位置可相移预定量以达成所要发动机压缩比率。在一些示范性实施例中，分裂循环发动机双汽缸设备利用常规加压冷却及油润滑方法及系统(未展示)。在一些示范性实施例中，动力室C的组件是使用冷却系统温控的，借此冷却动力室C结构组件(例如汽缸02、活塞04以及线轴汽缸14及线轴梭子15的部分)。在一些示范性实施例中，可由例如陶瓷的抗高温材料或利用陶瓷涂层、铸铁、钛、镍合金钢、纳米复合材料、基质复合材料或不锈钢制作出组件中的一些或所有组件。在一些示范性实施例中，分裂循环设备可利用众所周知的高电压火花点火系统(未展示)以及电动起动机电动机来控制发动机初始旋转。
如上文所阐释，压缩连接杆05连接压缩曲轴07与压缩活塞03，从而致使压缩活塞03以往复方式相对于汽缸移动。动力连接杆06连接动力曲轴08与动力活塞04。在燃烧阶段期间，动力连接杆06将动力活塞04的往复式运动转移到动力曲轴08中，从而致使动力曲轴旋转。在排气阶段期间，动力曲轴08旋转及动量推动动力活塞04向上朝向其TDC，此致使燃烧过的气体经由排气端口13呼出(排气冲程)。
参考图1，压缩曲轴07将旋转运动转换成压缩活塞03往复式运动。压缩曲轴07连接压缩连接杆05与曲轴连接齿轮机构09。曲轴连接齿轮机构09的运动致使压缩曲轴07旋转。压缩曲轴07旋转产生压缩连接杆05的运动，所述运动又使压缩活塞03以往复方式相对于其汽缸壳体01移动。
在各种示范性实施例中，压缩曲轴07及动力曲轴08结构配置可根据所要发动机配置及设计而变化。举例来说，可能曲轴设计因素可包含：双汽缸的数目、相对汽缸定位、曲轴齿轮机构及旋转方向。在一个示范性实施例(未展示)中，单个曲轴将经由压缩连接杆05及动力活塞连接杆06致动压缩活塞03及膨胀活塞04两者。此单个曲轴可致动多对压缩活塞03及膨胀活塞04。
动力曲轴08连接动力连接杆06与曲轴连接齿轮机构09。在发生燃烧时，动力活塞04的往复式运动通过还可耦合到发动机输出轴(未展示)的动力连接杆06、动力曲轴08致使旋转，此致使连接齿轮机构09使压缩曲轴07旋转，借此产生压缩活塞03的往复式运动，如上文所描述。
曲轴连接齿轮机构09连接动力曲轴08与压缩曲轴07且因此使两个曲轴具备同步旋转。针对曲轴连接齿轮机构09，替代实施例可包含标准旋转能量连接元件，例如正时皮带、多杆机构齿轮，举例来说。
图1到15图解说明耦合到曲轴07及08的曲轴连接齿轮机构09的透视图，曲轴07及08耦合到相应活塞连接杆05及06。曲轴07及08可相对于彼此定向(例如)以便提供活塞03及04的并非同步运动之间的预定相位差。压缩活塞与动力活塞的TDC位置之间的预定相位差可引入相对活塞相位延迟或提前。在示范性实施例中，如图1到15中所图解说明，引入相位延迟使得动力活塞04稍微在压缩活塞03之前移动，借此准许在几乎全压缩冲程下递送压缩进料且准许动力活塞04完成全排气冲程。卡萨迪(Casaday)的第1,372,216号美国专利及斯库德里(Scuderi)的第2003/0015171 A1号美国专利申请案中还描述其中动力活塞引导压缩活塞的相位延迟的此些优点，所述两者的全部内容以其全文引用方式并入本文中。相位滞后的程度的控制及调制将变更发动机有效压缩比率。相位滞后越小，压缩比率越大。相位滞后的调制可用于设定将更好地符合特定燃料的燃烧的压缩比率，举例来说，较高相位滞后及较小压缩比率用于汽油及火花点火(SI)的燃料且较小相位滞后及较高压缩比率用于柴油及压缩点火(CI)的燃料。分裂循环发动机相位滞后的调制可把多燃料能力归属于发动机。在进一步实施例中，可在发动机处于操作模式中或处于静止模式时实施动态相位滞后改变(调制)。随发动机负载、速度、温度等而变的相位滞后动态调制可显著增加发动机性能。
如图1到15中所图解说明，当电动起动机(未展示)啮合分裂循环输出轴(未展示)时，曲轴07及08两者起动其顺时针方向旋转且活塞03及04两者开始其往复式运动。如图7中所图解说明，压缩活塞03及动力活塞04沿增加室B及室C体积的方向(在图7中向下朝向两个活塞的BDC)移动。由于进气端口11处于其打开状态中且由于室B体积在此阶段不断地增加，因此碳化燃料或新鲜空气进料(在使用燃料注入系统时)通过进气端口11从室A流动到室B中。当进气端口打开时，压缩活塞03的位置可变化。在一个实例中，进气端口可在压缩活塞03到达其TDC之前的几个曲轴角度一直到压缩活塞03到达其TDC之后的大致50个曲轴角度时打开。如图8到12中分别展示，室B体积在燃料空气进料流入时增加。当压缩活塞03超过其BDC点(举例来说，在BDC之前的25度与BDC之后的70度之间，如图12中所展示)时，进气端口11关闭，从而陷获室B空气燃料进料(工作流体)内容。当曲轴顺时针方向旋转继续(如图13、14、15、1、2、3、4及5中所展示)时，室B体积减小且空气燃料进料的温度及压力增加。在其中室B体积减小(图13到15及图1到5)的循环的此部分期间，线轴梭子15位置使得球形燃烧室结构16经由燃烧室结构端口16A与压缩汽缸01以流体方式耦合，因此室B与燃烧室E以流体方式耦合。在整个压缩冲程期间，工作流体被压缩到室E中，例如在压缩冲程结束时当压缩活塞03接近其TDC时，几乎所有工作流体已从室B转移到室E且几乎没有工作流体留在室B中(图3、4及5)。当动力活塞04接近其TDC(图2及3)时，几乎全部燃烧过的工作流体通过打开排气端口13从室C推出。这是因为在一个实施例中设计SSCVCC分裂循环发动机，以在活塞04处于其TDC(图3)时最小化室C的体积。此还因为在活塞04处于TDC时突出部23进一步减小室C死体积，从而填充及消除(举例来说)在排气端口(13)附近的潜在死空间。当动力活塞04通过其TDC(图2到6)时，线轴梭子15往复式运动使燃烧室结构16及燃烧室E从以流体方式连接到室B且接受被压缩工作流体(因为室B体积接近零)穿梭到以流体方式连接到室C(因为室C体积接近零体积后续接着室C体积的逐渐增加)。因此，室B中的燃料空气进料经由室E流动到室C中，室C的体积由于活塞4移动远离TDC而逐渐增加。注意，在一些示范性实施例中，针对循环的小部分，所有三个室(B、C及E)可以流体方式连接(图5及6)。
如上文所提及，在图12到15及图1到5中所描绘的SSCVCC发动机循环的部分(其构成整个压缩冲程)期间，室B中的空气燃料进料流动到室E中。在图5到11中所描绘的构成膨胀(动力)冲程的发动机循环的部分期间，室E中的空气燃料进料流动到室C中。在一个实施例中，在图4及图5中所描绘的循环的部分期间，循环中存在其中达成工作流体的最大压缩的点。当室B、E及C全部以流体方式耦合时，此还可被描述为其中这三个室的体积的和为最小的点。在一个实施例中，归因于燃烧的压力积聚可经定时以紧接着此最大压缩点而合成。在某一预定点(举例来说，当压缩活塞03接近其TDC(如图3到5中所图解说明)时，尽管一些示范性实施例可引入延迟或提前)处，经由点火机构(例如火花塞点燃或压缩点火)起始空气燃料进料的燃烧。在压缩点火发动机配置中，高压力燃料注入系统併入有确定燃烧定时的燃料注入定时。当压缩活塞03接近其TDC(图3及4)时，几乎全部压缩工作流体通过燃烧室端口16A从室B推动到室E。这是因为在一个实施例中设计SSCVCC分裂循环发动机以具有最小间隙，所述最小间隙在活塞03处于其TDC(图5)时将使室B体积尽可能地低。此还因为突出部22在活塞03处于TDC时进一步减小室B体积，从而填充及消除(举例来说)在进气端口11附近的潜在死空间。当压缩活塞03通过其TDC(图4到6)时，燃烧在燃烧室E中发展，后续接着燃烧室E从压缩室B(图7)解耦。此解耦归因于远离室B的线轴梭子15往复式运动及缩进(固定)环19的存在。
在其它实施例中，可存在至少一个缩进(固定)环或者2个或3个或三个以上缩进环19，以及安装于梭子线轴上的环状凹槽中的单个或多个膨胀密封环或者膨胀与缩进固定环的组合。
图4到12图解说明根据示范性实施例的动力冲程。当发生燃烧时，室B、E及C中的压力增加。净转矩使动力曲轴顺时针方向(以及所耦合压缩曲轴)转动。在一些示范性实施例中，可设定线轴定时及火花定时使得压力仅在室E及C中增加。
火花塞点燃或压缩点火(借助燃料注入来定时)可发生在图2到7中所图解说明的发动机循环内的预定位置处，尽管在一些示范性实施例中可准许某一偏差。火花塞可位于线轴汽缸14上且一旦燃烧室结构16中的孔隙(未展示)与火花塞电极排齐，火花便可到达燃烧室E。或者，火花塞可位于进气端口11附近的压缩汽缸01上或排气端口13附近的动力汽缸02上。
现在参考图7，当压缩活塞03从其TDC位置被拉回时，根据示范性实施例，进气端口11重新打开，因此在整个进气冲程过程中允许新的空气燃料进料A进入室B(图7到12)。
现在参考图10到12，在示范性实施例中，排气冲程可在动力活塞04到达其BDC位置(图12)之前开始大约40到60个曲轴角度。在给定为一个实施例的实例的循环中，排气冲程在动力活塞04到达其BDC位置(图12)时开始。排气端口13打开且燃烧过的废气通过打开排气端口13从室C被推出到周围环境D中。尽管在示范性实施例中给出发动机的冲程的定时，但应理解，在一些示范性实施例中可调整本文中所描述的定时。
在一些示范性实施例中，在总压缩汽缸体积加上膨胀汽缸体积加上燃烧室E体积(室B、C及E)达到其经组合最小体积之前或之后不久(举例来说，在经组合最小体积点之前或之后的20个曲轴角度，及在一些示范性实施例中，在经组合最小体积点之前或之后的5个曲轴角度)发生(起始/定时)燃烧起始。当燃烧室E以流体方式耦合到室B及C两者时可达到此最小体积。即，流体可通过燃烧室E从压缩室B流动到燃烧室C(图5到6)中。针对火花点火(SI)的发动机，最小体积点之后的0到40个曲轴角度且在一些示范性实施例中最小体积点之后的5到25个曲轴角度可出现燃烧时的峰值压力，而室E与室C以流体方式耦合。针对压缩点火(CI)的发动机，最小体积点之后的0到25个曲轴角度且在一些示范性实施例中最小体积点之后的5到15个曲轴角度可出现燃烧的峰值压力。
在一些示范性实施例中，发动机可在总压缩汽缸体积加上膨胀汽缸体积加上室E达到其经组合最小体积之后的14到28个动力曲轴角度处达到最小最佳定时(MBT)。
参考图1，SSCVCC一般可包含线轴汽缸14、线轴梭子15、位于线轴梭子15内的燃烧室16、燃烧室端口16A、压缩侧17上的线轴环、膨胀侧18上的线轴环、线轴汽缸固定(缩进)环19、线轴连接杆20及线轴曲轴21。当用于图1到15的实施例中时，SSCVCC可分离压缩室B与燃烧室C。在此情形中，每一室可包含不同流体压力的区。线轴汽缸14内的SSCVCC的移动可允许室B与室C之间的流体连通经由室E的耦合或解耦。在压缩冲程期间，如图12到15及图1到4中所图解说明，线轴汽缸14内的SSCVCC位置可阻止从压缩室B到动力室C中的高压力流体转移，这是因为压缩冲程的工作流体由于线轴环17及线轴汽缸缩进(固定)环19而被约束以免横向通过线轴汽缸14与线轴梭子之间的间隙15。在压缩冲程(图12到15及图1到4)期间，工作流体从室B转移到室E。一旦室E含有绝大多数压缩工作流体，在线轴梭子15往复式运动期间，燃烧室E首先耦合室B与室C，例如，室B、E及C以流体方式耦合(图5及6)，后续接着将室B从室E及C解耦(图7)。在一个示范性实施例中，在曲轴08循环(图7)的此部分处，(下一循环的)进气冲程在汽缸01中开始且动力冲程在动力汽缸02中继续。线轴汽缸14内的SSCVCC位置可阻止从动力室C到压缩室B中的高压力流体转移，这是因为动力冲程的工作流体由于线轴环18及线轴汽缸缩进(固定)环19而受约束以免横向通过线轴汽缸14与线轴梭子15之间的间隙。图4到12中描绘动力冲程，其中已燃烧工作流体在室E及室C两者中膨胀。如图7中所图解说明，当动力活塞04接近其BDC时，排气端口13打开且烧掉的气体呼出且室C中的残余压力减小。图12到15及图1到3中描绘整个排气冲程，其中已经膨胀的已燃烧工作流体经由排气端口13从室C排出到周围点D。图7到12中描绘进气冲程，其中下一份额的工作流体经由进气端口11引入到室B中。一旦进气端口11关闭(图12)，图12到15及图1到4中描绘压缩冲程，其中下一份额的工作流体经由燃烧室端口16A从室B压缩到室E中。
图16到18描绘SSCVCC的另一实施例，其中除两个修改以外，所有组件类似于图1到15中所描绘的组件(且由相同编号标记)：第一修改为燃烧室结构16及燃烧室E体积是与图1到15中所描绘的组件相比较的大约三分之一(举例来说)的体积。针对给定发动机规格集合，燃烧室结构16及燃烧室E体积的唯一减小可致使发动机具有较高压缩比率。当使用例如柴油及天然气的燃料时期望较高压缩比率。在图1到15中，在发动机操作期间，在进气冲程(图6到12)期间引入的绝大多数扫掠体积在压缩冲程(图12到15及图1到4)期间被压缩及转移到室E中(同时压缩活塞03到达其TDC，其中工作流体的仅极小残余在室B中)。因此，使室E体积减小(举例来说)50％差不多可使压缩比率加倍。然而，还可通过增加两个活塞的运动之间的相位滞后而减小压缩比率：图16到18中相对于图1到15所描绘的第二修改为压缩活塞03与动力活塞04之间的相位滞后分别从10度增加到26度。因此，增加两个活塞之间的相位滞后具有减小压缩比率的效应。因此，作为示范性实施例的图1到15及图16到18两者具有10对1的大约相同压缩比率。因此，燃烧室结构16的体积减小会增加压缩比率，而增加相位滞后会减小压缩比率。这两个修改(燃烧室结构16及燃烧室E体积的减小以及两个活塞之间的相位滞后的调制)的组合可为有用的以便通过调制燃烧室体积或相位滞后(举例来说)来设计具有可变压缩比率的发动机。
参考图16，相同组件由如图3中的相同编号标记。在图16中所描绘的示范性实施例中，室E体积为图3中的室E体积的大约三分之一。在图3及图16两者中，动力活塞处于其TDC。在图16中，压缩活塞在其TDC之前为26度曲轴，而在图3中压缩活塞在其TDC之前为10度曲轴，因此图16及图3分别具有26及10度曲轴的相位滞后。
参考图17，相同组件由如图4中的相同编号标记。在图17中，动力活塞在其TDC之后处于13度曲轴且压缩活塞在其TDC之前处于13度曲轴。在图17的示范性实施例处，此为工作流体的最大压缩点，所述最大压缩点还为室B、E及C的经组合体积的最小体积点。注意，在此点处，室B、E及C以流体方式耦合且每一室固持压缩工作流体的大约三分之一。如上文所阐释，在一些示范性实施例中，此为发展燃烧以便将燃烧引发的压力添加到压缩压力的优选点。图4描绘动力活塞在其TDC之后处于5度曲轴且压缩活塞在其TDC之前处于5度曲轴，且还展示最大压缩点。然而，在图4中所描绘的示范性实施例中减小两个活塞之间的相位滞后可对压缩比率具有很小效应，因为大部分工作流体已压缩到室E中，而在图17中所描绘的示范性实施例中减小两个活塞之间的相位滞后可导致室E处的压缩比率的显著增加，因为其将驱迫更多工作流体从室B及C进入显著较小室E中。因此，在图17的示范性实施例处的相位滞后的调制可导致发动机压缩比率的调制。此在设计(举例来说)多燃料发动机时可为优点。
参考图18，相同组件由如图5中的相同编号标记且两个图表示经由室E从室B到室C的工作流体转移过程的结束。在图18中，动力活塞在其TDC之后处于26度曲轴且压缩活塞处于TDC，而在图5中，动力活塞在其TDC之后处于10度曲轴且压缩活塞处于TDC。
图19A为分裂循环SSCVCC发动机的简化横截面侧视图，其中分别在压缩及燃烧室上的进气及排气端口由提升阀打开及关闭。根据实施例，发动机包含压缩活塞03及动力活塞04，且单个曲轴09经由连接杆(分别为05及06)驱动压缩活塞03及动力活塞04。压缩活塞03放在冷汽缸01内且形成进气/压缩室(B)。动力活塞04放在热汽缸02内且形成膨胀/排气室(C)。SSCVCC 15放在其专用汽缸14内且含有燃烧室(E)。SSCVCC15含有燃烧室(E)且放在还可称为阀室14的其专用汽缸14内。
压缩汽缸输出端口11A以流体方式耦合压缩室(B)与SSCVCC内室(燃烧室(E))。膨胀汽缸输入端口13A以流体方式耦合膨胀室(C)与SSCVCC内室(燃烧室(E))。密封环17、18、19A及19B定位于SSCVCC上以将专用阀室14密封在发动机内，且使室B、E及C彼此密封，排除当其透视端口对准时。
SSCVCC由连接杆(未展示)通过连接杆挂钩15A机械链接到发动机输出。具有进气凸轮25及排气凸轮26的常见凸轮轴24致动进气阀(30)及排气阀(未展示)。为独立控制冷汽缸及热汽缸的相应壁温度，每一汽缸具有其自身的温度调节的液体冷却电路(针对冷汽缸为27且针对热汽缸为28)以及用以使两个汽缸彼此隔离的构件29。
图19B为图19A的压缩汽缸的透明前视图，其图解说明提升阀相对于SSCVCC的位置。提升阀经定位使得其不干扰SSCVCC的移动。进气提升阀头部30在图19B中描绘为从进气提升阀座31离座，也就是说，当压缩汽缸正执行其进气冲程时。曲轴24的旋转致使进气阀凸轮25将进气阀杆25A朝向及远离压缩室(B)移动，从而使进气阀头部30落座及使进气阀头部30从进气阀座31离座。在图19A及19B的示范性发动机中，提升阀从中心偏离，但其它布置是可能的。
图20到28描绘SSCVCC分裂循环发动机的另一实施例，其中压缩汽缸101及动力汽缸102布置成对置配置(不同于图1到18，其中压缩汽缸01及动力汽缸02布置成直列配置)。尽管图1到18中的组件的定时及定位之间存在若干个相似点，但在此处为了清晰而重复对置配置SSCVCC分裂循环发动机的操作的部分描述。
参考图20，根据一个实施例，对置配置SSCVCC分裂循环发动机汽缸包含：压缩汽缸101、动力汽缸102、压缩活塞103、压缩活塞环103A、动力活塞104、动力活塞环104A、进气/压缩室B及膨胀/排气室C。其还包含两个相应活塞连接杆105与106、压缩曲轴107及动力曲轴108。图20到28中未展示连接动力曲轴108与压缩曲轴107的曲轴连接机构，但其可为(举例来说)类似于图1到18的组件09的基于齿轮的机构或任何其它机械连杆机构，例如皮带、连接杆及链条。仍参考图20，分裂循环发动机还包含进气歧管110、室A、进气端口111、排气歧管112、室D及排气端口113。其还包含线轴汽缸114、线轴梭子115、位于线轴梭子115内的燃烧室116、可与压缩汽缸101耦合或解耦的燃烧室端口116A及可与动力汽缸102耦合或解耦的燃烧室端口116B。仍参考图20，SSCVCC分裂循环发动机还包含在压缩侧117上的线轴环、在膨胀侧118上的线轴环及位于线轴汽缸114的环状凹槽中的分别靠近于进气端口111及排气端口113的两个线轴汽缸固定(缩进)环119A及119B仍参考图20，分裂循环发动机还包含线轴连接杆120及线轴曲轴121、压缩活塞突出部122及动力活塞突出部123。压缩汽缸101为装纳压缩活塞103、进气或压缩室B及进气端口111的活塞发动机汽缸。动力汽缸102为装纳动力活塞104、膨胀或排气室C及排气端口113的活塞发动机汽缸。压缩活塞103及压缩室B服务于进气及压缩发动机冲程(而非排气冲程)。动力活塞104及膨胀室C服务于动力及排气冲程(而非进气冲程)。连接杆105及106将其相应活塞连接到其相应曲轴。压缩曲轴107将旋转运动转换成压缩活塞103往复式运动。动力活塞104的往复式运动转换成动力曲轴108的旋转运动，动力曲轴108的旋转运动转换为发动机旋转运动或做功(例如，动力曲轴还可用作发动机输出轴)。曲轴连接机构(未展示)将动力曲轴108的旋转转化成压缩曲轴107的旋转。压缩活塞103及动力活塞104两者分别可具有或可不具有不规则结构或突出部122及123。这些突出部的功能可为减小死空间。在示范性实施例中，线轴汽缸114装纳线轴梭子115且两者垂直于彼此对置的压缩汽缸101及动力汽缸102两者而放置。线轴连接杆120将线轴梭子115连接到线轴曲轴121。线轴曲轴121将旋转运动转换成线轴梭子115往复式运动。线轴曲轴121经由机械连杆机构连接到动力曲轴108，因此动力曲轴108驱动线轴曲轴121。在另一示范性实施例中，旋转斜盘机构或凸轮机构可用于驱动线轴梭子115，举例来说。线轴梭子115装纳卵形(可为球形或其它形状)燃烧室结构116、燃烧室结构端口116A及116B以及燃烧室E。在线轴梭子115往复式运动期间，燃烧室E在以流体方式连接到压缩室B与膨胀室C之间交替。在线轴115往复式运动的部分期间，燃烧室E可以流体方式连接到压缩室B及膨胀室C两者。
在线轴梭子115往复式运动期间，进气端口111可在线轴梭子115阻塞或不阻塞进气端口111时打开或关闭。因此，线轴梭子115往复式运动以流体方式将室A与室B耦合或解耦。
在线轴梭子115往复式运动期间，排气端口113可在线轴梭子115阻塞或不阻塞排气端口113时打开或关闭。因此，线轴梭子115往复式运动以流体方式将室C与室D耦合或解耦。
在线轴梭子115往复式运动期间，经由燃烧室端口116A，燃烧室结构116可以流体方式耦合室B或从室B解耦。
在线轴梭子115往复式运动期间，经由燃烧室端口116B，燃烧室结构116可以流体方式耦合室C或从室C解耦。
针对线轴曲轴121循环的小预定部分，(举例来说)从其中线轴梭子115往复式运动穿过其中间冲程点的点的±30度，室B、E及C可全部经由燃烧室端口116A及116B以流体方式连接。
在示范性实施例中，经由曲轴107及108引入预定相位延迟，使得动力活塞104引导或跟随压缩活塞103。图20到28描绘一个此类示范性实施例，其中经由曲轴07及08引入的预定相位延迟使得动力活塞104引导压缩活塞103达10度曲柄角度。
在示范性实施例中，工作流体(空气燃料进料)驻留在室A中的进气歧管110与端口111之间。位于压缩汽缸101上的进气端口111可管理自然吸入的周围空气或碳化空气/燃料进料到压缩汽缸101中的流动或者进料到压缩汽缸101中的强迫引入。当进气端口打开及/或关闭时，压缩活塞103的位置可变化。在一些示范性实施例中，进气端口的打开及/或关闭的定时可变化。在一个实例中，进气端口可在压缩活塞103到达其TDC之前的几个曲轴角度一直到压缩活塞103到达其TDC之后的大致50个曲轴角度的范围内打开。在一个实例中，进气端口可在围绕压缩活塞103BDC的几个曲轴角度到压缩活塞103到达其BDC之后的大致70个曲轴角度的范围内关闭。
在一个实施例中，进气端口可在压缩活塞103到达其TDC时开始一直到压缩活塞103到达其TDC之后的大致10个曲轴角度的曲轴角度范围内打开。在为进气冲程的结束的BDC处，工作流体可由于进气系统中的波动力及流体惯性而继续进入汽缸。出于此原因，在压缩活塞BDC之后关闭进气端口可为有利的。在一个实施例中，进气端口111可在压缩活塞103到达其BDC之前的几个曲轴角度直到压缩活塞103到达其BDC之后的大致70个曲轴角度的范围内关闭。在一个实例中，进气端口可在压缩活塞103到达其BDC时开始直到压缩活塞103到达其TDC之后的大致50个曲轴角度的较窄范围内关闭。
在示范性实施例中，位于动力汽缸102上的排气端口111可管理燃烧过的气体的呼出。当排气端口打开时，动力活塞104的位置可变化。在一些示范性实施例中，排气端口可在动力活塞104到达其BDC之前的大致60个曲轴角度到动力活塞104到达其BDC之后的大致20个曲轴角度时打开。当排气端口关闭时，动力活塞104的位置也可变化。在一些示范性实施例中，排气端口可在动力活塞104到达其TDC之前的大致15个曲轴角度直到动力活塞104到达其TDC之后的大致5个曲轴角度时关闭。
在一个实施例中，排气端口可在动力活塞104到达其BDC时开始直到动力活塞104到达其BDC之后的大致30个曲轴角度的范围内打开。在一个实施例中，排气端口可在动力活塞104到达其TDC之前开始5度一直到大致动力活塞104到达其TDC时的较窄优选范围内关闭。
在一个实施例中，线轴汽缸114装纳线轴梭子115且两者垂直于压缩汽缸101及动力汽缸102两者而放置。线轴连接杆120将线轴梭子115连接到线轴曲轴121。线轴曲轴121将旋转运动转换成线轴梭子115往复式运动。线轴梭子115装纳卵形(举例来说)燃烧室结构116、燃烧室结构端口116A及116B以及燃烧室E。在线轴梭子115往复式运动期间，燃烧室E在以流体方式连接到压缩室B及/或膨胀室C之间交替。在相同线轴梭子115往复式运动期间，进气端口111及排气端口113可朝向打开或关闭位置移动。
对SSCVCC分裂循环发动机直列配置(图1到15)的热力循环的详细描述非常类似于SSCVCC分裂循环发动机对置配置的热力循环，且因此针对直列配置所描述的原则及阀定时可同样适用于对置配置。
对图1到15中所描绘的SSCVCC分裂循环发动机直列配置的热力循环的详细描述非常类似于图20到28中所描绘的SSCVCC分裂循环发动机对置配置的热力循环，且因此针对直列配置所描述的原则及阀定时可同样适用于对置配置。
对SSCVCC分裂循环发动机直列配置(图16到18)的燃烧室E体积的减小及相位滞后的调制的效应的描述可同样适用于SSCVCC分裂循环发动机对置配置(图20到28)。
再次参考图20，SSCVCC一般可包含线轴汽缸114、线轴梭子115、位于线轴梭子115内的燃烧室116、燃烧室端口116A及116B、压缩侧117上的线轴环、膨胀侧118上的线轴环、线轴汽缸固定(缩进)环119A及119B、线轴连接杆120及线轴曲轴121。当用于图20到28的实施例中时，SSCVCC可分离压缩室B与燃烧室C。在此情形中，每一室可包含不同流体压力的区。线轴梭子115在线轴汽缸114内的移动可允许室B与室C之间的流体连通经由室E的耦合或解耦。在如图28、20及21中所图解说明的压缩冲程期间，线轴汽缸114内的SSCVCC位置可阻止从压缩室B到动力室C中的高压力流体转移，这是因为压缩冲程的工作流体由于线轴环117及线轴汽缸缩进(固定)环119A及119B而被约束以免横向通过线轴汽缸114与线轴梭子115之间的间隙。在压缩冲程(图28、20及21)期间，工作流体从室B转移到室E。一旦室E含有绝大多数压缩工作流体，在线轴梭子115往复式运动期间，燃烧室E首先耦合室B与室C使得室B、E及C以流体方式耦合(图22及23)，后续接着将室B从室E及C解耦(图24)。在一个示范性实施例中，在曲轴108循环(图24)的此部分处，(下一循环的)进气冲程在汽缸101中开始且动力冲程在动力汽缸102中继续。线轴汽缸114内的SSCVCC位置可阻止从动力室C到压缩室B中的高压力流体转移，这是因为动力冲程处的工作流体由于线轴环118及线轴汽缸缩进(固定)环119A及119B而被约束以免横向通过线轴汽缸114与线轴梭子115之间的间隙。图22到26中描绘动力冲程，其中室E中的已燃烧工作流体在室E及室C两者中膨胀(经由燃烧室端口116B)。如图27中所图解说明，排气端口113差不多要打开，且如图28中所图解说明，排气端口113已经打开且烧掉的气体呼出(且室C高压力减小)。图28及图20到22中描绘排气冲程，其中已经膨胀的已燃烧工作流体经由排气端口113及排气歧管112(及可能其它设备)从室C排出到周围点D。进气冲程在图24到26中被描绘且在图27中结束，其中下一份额的工作流体经由进气端口111引入到室B中。一旦进气端口111关闭(图27)，图28及图20到21中描绘压缩冲程，其中工作流体的下一部分经由燃烧室端口116A从室B压缩到室E中。
SSCVCC分裂循环发动机将由单个活塞及汽缸在常规内燃机中执行的冲程划分成两个热区分的汽缸，其中每一汽缸执行四冲程循环的二分之一。相对“冷”汽缸执行进气及压缩而非排气冲程，且“热”汽缸执行燃烧及排气而非进气冲程。与SSCVCC分裂循环发动机直列配置(如图1到15中针对示范性实施例所描绘)相比较，如图20到28中针对示范性实施例所描绘的SSCVCC分裂循环发动机对置配置可更容易地实施热区分的汽缸，而SSCVCC分裂循环发动机直列配置的封装与SSCVCC分裂循环发动机对置配置相比较是更常规的。
图29到34描绘SSCVCC分裂循环发动机的另一实施例，其中压缩汽缸201及动力汽缸202布置成对置配置(类似于图20到28，其中压缩汽缸101及动力汽缸102布置成对置配置，但不同于图1到18，其中压缩汽缸01及动力汽缸02布置成直列配置)。图29到34中所描绘的实施例可通过完全分离压缩、燃烧及膨胀阶段而实现几乎理想的热动力过程的实施，如下文将阐释。尽管图20到28中所描述的实施例与图29到34中所描述的实施例中的定时、操作模式及组件定位之间存在若干个相似点，但在此处为清晰起见而提供对图29到34中所描绘的实施例的部分描述，其中焦点在于两个实施例之间的差异。在此示范性实施例中，图29到34不描述完整发动机操作，而是集中于压缩工作流体可借以转移、燃烧及膨胀的独特方式。
参考图29，根据一个实施例，对置配置SSCVCC分裂循环发动机汽缸包含：压缩汽缸201、动力汽缸202、压缩活塞203(黑色箭头表示活塞203移动的方向)、动力活塞204(黑色箭头表示活塞204移动的方向)、压缩室B与膨胀室C、压缩端口207及膨胀端口208。设计还包含图29中未描绘但结构及功能类似于图1到28中所描绘的对应组件的以下组件：两个相应活塞连接杆；压缩曲轴及动力曲轴；连接动力曲轴、压缩曲轴、进气提升阀及排气提升阀(进气及排气提升阀在图34中分别描绘为组件205及206)的曲轴连接机构；线轴连接杆；及线轴曲轴。仍参考图29，分裂循环发动机还包含线轴汽缸214、线轴梭子215(黑色箭头表示线轴梭子215移动的方向)、位于线轴梭子215内的燃烧室216、可与压缩汽缸201耦合或解耦的燃烧室端口216A及可与动力汽缸202耦合或解耦的燃烧室端口216B及可与火花塞(火花塞未在图29中展示但在图31及34中展示为组件211)耦合或解耦的燃烧室端口216C。仍参考图29，SSCVCC分裂循环发动机还包含在线轴的更靠近于压缩汽缸201的部分上的以下环：横向线轴油控制环217A、位于比油控制环217A更居中处但紧密接近于线轴油控制环217A的线轴压缩环217B、第二更居中线轴压缩环217C及相对紧密接近于燃烧室端口216A及216B的第三线轴压缩环217D。仍参考图29，SSCVCC分裂循环发动机还包含在线轴的更靠近于膨胀汽缸202的部分上的以下环：横向线轴油控制环218A、位于比油控制环218A更居中处但紧密接近于线轴油环218A的线轴压缩环218B、第二更居中线轴压缩环218C及相对紧密接近于燃烧室端口216A及216B但在端口216A及216B相对于线轴压缩环217D的相反侧上的第三线轴压缩环218D。仍参考图29，SSCVCC分裂循环发动机还采用压缩活塞突出部222及动力活塞突出部223。压缩汽缸201为装纳压缩活塞203、压缩室B及进气阀(进气阀未在图29中展示但在图34中展示为组件205)的活塞发动机汽缸。动力汽缸202为装纳动力活塞204、膨胀室C及排气阀(排气阀未在图29中展示但在图34中展示为组件206)的活塞发动机汽缸。压缩活塞203及压缩室B服务于进气及压缩发动机冲程。动力活塞204及膨胀室C服务于动力及排气冲程。连接杆将其相应活塞连接到其相应曲轴(未展示)。压缩曲轴将旋转运动转换成压缩活塞往复式运动(未展示)。动力活塞204的往复式运动转换成动力曲轴的旋转运动，动力曲轴的旋转运动转换为发动机旋转运动或做功(未展示；例如，动力曲轴还可用作发动机输出轴且可致动线轴梭子215)。曲轴连接机构(例如齿轮系、链条传动机构、皮带传动机构等)将动力曲轴的旋转转化成压缩曲轴的旋转(未展示)。压缩活塞203及动力活塞204两者分别可具有或可不具有不规则结构或突出部222及223。这些突出部的功能可为减小死空间。在示范性实施例中，线轴汽缸214装纳线轴梭子215且两者垂直于彼此对置的压缩汽缸201及动力汽缸202两者而放置。线轴连接杆(未展示)将线轴梭子215连接到线轴曲轴(未展示)。线轴曲轴(未展示)将旋转运动转换成线轴梭子215往复式运动。线轴曲轴经由机械连杆机构(例如齿轮系、链条传动机构、皮带传动机构等)连接到动力曲轴，因此动力曲轴驱动线轴曲轴(未展示)。线轴梭子215装纳球形(可为卵形或任何其它形状)燃烧室结构216、燃烧室结构端口216A、216B及216C以及燃烧室E。在图29到34中所描绘的一个示范性实施例处，在线轴梭子215往复式运动期间，燃烧室E在与压缩室B以流体方式耦合或解耦和与膨胀室C以流体方式耦合或解耦之间交替。在线轴梭子215往复式运动期间，在图29到34中所描绘的示范性实施例中，燃烧室E还可在循环的有限部分内从压缩室B及膨胀室C两者以流体方式解耦(如图31中所展示)。在其它示范性实施例中，在线轴215往复式运动期间，燃烧室E可或可不以流体方式连接到压缩室B及膨胀室C两者(类似于图1到28中所描绘的实施例)。
参考图29到33，在线轴梭子215往复式运动期间，经由燃烧室端口216A及压缩端口207，室E及燃烧室结构216可以流体方式耦合室B或从室B解耦。
参考图29到33，在线轴梭子215往复式运动期间，经由燃烧室端口216B，燃烧室E及燃烧室结构216可以流体方式耦合室C或从室C解耦。
参考图29到33，在线轴梭子215往复式运动期间，经由燃烧室端口216C，燃烧室结构216可直接暴露或不暴露到火花塞(火花塞未在图29中展示，但在图31及34中展示为组件211)。
针对线轴曲轴循环的小预定部分，(举例来说)从其中线轴梭子215往复式运动穿过其中间冲程点的点的±30度，室E可从室B及C两者解耦且可使燃烧单独在室E中起始及发展。燃烧可继续发展且一旦室E及室C两者以流体方式耦合便发生在室E及室C两者中。
在示范性实施例中，预定相位延迟经由压缩活塞及动力活塞曲轴引入，使得动力活塞204引导或跟随压缩活塞203。图29到33描绘其中经由压缩活塞及动力活塞曲轴引入的预定相位延迟使得压缩活塞203引导动力活塞204达47度曲柄角度的一个此类示范性实施例。
在示范性实施例中，进气阀(进气阀未在图29中展示但在图34中展示为组件205)由具有锥形形状的密封表面的轴件(如此项技术中通常称作提升阀)构成。位于压缩汽缸201上的进气阀控制自然吸入的周围空气或碳化空气/燃料进料到压缩汽缸201中的流动或者进料到压缩汽缸中的强迫引入。压缩汽缸201具有至少一个进气阀。在一些示范性实施例中，进气阀位置(相对于压缩活塞203的位置)、功能及操作可类似或相同于常规四冲程内燃机的进气阀。当进气阀打开及/或关闭时，压缩活塞203的位置可变化。在一些示范性实施例中，进气阀的打开及/或关闭的定时可变化。在一个实例中，进气阀可在压缩活塞203到达其TDC之前的几个曲轴角度直到压缩活塞203到达其TDC之后的大致40个曲轴角度的范围内打开。在一个实例中，进气阀可在压缩活塞203到达其BDC之后的几个曲轴角度直到压缩活塞203到达其BDC之后的大致70个曲轴角度的范围内关闭。
在一个实施例中，进气阀可在压缩活塞203到达其TDC时一直到压缩活塞203到达其TDC之后的大致10个曲轴角度时打开。在为进气冲程的结束的BDC处，工作流体由于进料的惯性而继续进入汽缸。出于此原因，在压缩活塞BDC之后关闭进气阀可为有利的。在一个实施例中，进气阀可在压缩活塞203到达其BDC之前的几个曲轴角度直到压缩活塞203到达其BDC之后的大致70个曲轴角度的范围内关闭。在一个实例中，进气阀可在压缩活塞203到达其BDC时开始直到压缩活塞203到达其TDC之后的大致50个曲轴角度的较窄范围内关闭。
在示范性实施例中，排气阀(排气阀未在图29中展示但在图34中展示为组件206)由具有锥形形状的密封表面的轴件(如此项技术中通常称作提升阀)构成。位于动力汽缸202上的排气阀可管理燃烧过的气体的呼出。动力汽缸202具有至少一个排气阀。在一些示范性实施例中，排气阀位置、功能及操作可类似或相同于常规四冲程内燃机的排气阀。当排气阀打开时，动力活塞204的位置可变化。在一些示范性实施例中，排气阀可在动力活塞204到达其BDC之前的大致60个曲轴角度直到动力活塞204到达其BDC之后的大致20个曲轴角度时打开。当排气阀关闭时，动力活塞204的位置也可变化。在一些示范性实施例中，排气阀可在动力活塞204到达其TDC之前的大致15个曲轴角度直到动力活塞204到达其TDC之后的大致5个曲轴角度时关闭。
在一个实施例中，排气阀可在动力活塞204到达其BDC时开始直到动力活塞204到达其BDC之后的大致30个曲轴角度的范围内打开。在一个实施例中，排气阀可在动力活塞04到达其TDC之前开始5度直到大致动力活塞204到达其TDC时的较窄优选范围内关闭。
在一个实施例中，线轴汽缸214装纳线轴梭子215且两者垂直于压缩汽缸201及动力汽缸202两者而放置。线轴连接杆将线轴梭子215连接到线轴曲轴。线轴曲轴将旋转运动转换成线轴梭子215往复式运动。线轴梭子215装纳球形(举例来说)燃烧室结构216、燃烧室结构端口216A、216B、216C及燃烧室E。在线轴梭子215往复式运动期间，燃烧室E在以流体方式连接到压缩室B或膨胀室C之间交替。
再次参考图29到33的实施例，图29到33更详细地描绘包含工作流体从室B经由室E转移到室C的SSCVCC循环的部分。参考图29，SSCVCC可分离压缩室B与燃烧室C，使得每一室可包含不同工作流体压力的区。在压缩冲程期间，工作流体从室B转移到室E。压缩活塞203到达TDC(图29)之前的几个曲轴角度、线轴汽缸214内的线轴梭子215位置可由于线轴环218C而阻止从压缩室B到动力室C中的高压力流体转移。当压缩活塞203到达为压缩冲程的结束的其TDC(图30)时，几乎全部压缩工作流体经由压缩端口207及燃烧室端口216A从室B转移到室E。线轴汽缸214内的线轴梭子215位置可由于线轴环218D而阻止从压缩室B及室E到膨胀室C中的高压力流体转移。这是因为在压缩活塞203处于TDC(图30)时，压缩工作流体由于线轴环218D及线轴环217C而被约束以免横向通过线轴汽缸214与线轴梭子215之间的间隙。一旦室E含有绝大多数压缩工作流体，在线轴梭子215继续往复式运动(图31)期间，燃烧室E由于线轴环217D而从室B解耦，同时仍由于线轴环218D而从室C解耦。因此，室E含有可由火花塞211点火的绝大多数压缩工作流体，火花塞211位于线轴汽缸214上且与燃烧室端口216C(图31)对准。在一个示范性实施例中，在循环的此部分(图31)处，下一循环的进气冲程在汽缸201中开始，这是因为进气阀打开(未展示)且压缩活塞203开始其朝向其BDC的移动。而且，在循环的此部分(图31)处，动力活塞204更靠近于其TDC，从而通过打开排气阀(未展示)推动烧掉的工作流体的最后部分。在所述情况之后，一旦动力活塞到达其TDC(图32)，排气阀便关闭(未展示)。在线轴梭子215继续往复式运动(黑色箭头)期间，室E经由燃烧室端口216B及膨胀端口208耦合到室C，如图32中所描绘。因此，燃烧工作流体在室E及室C两者中膨胀，此由于动力活塞204移动远离其TDC(活塞204上的黑色箭头)而增加其体积。高压力工作流体从燃烧室E及动力室C往回到压缩室B中的不期望转移由于线轴环217D(图32)而被约束。线轴环218C约束高压力工作流体从燃烧室E及动力室C横向穿过线轴汽缸214与线轴梭子215之间的间隙的不期望泄漏。图32及33中描绘动力冲程的开始，其中室E中的已燃烧工作流体在室E及室C两者中膨胀(经由燃烧室端口216B及膨胀端口208)。图32及33还描绘接续的进气冲程，其中下一负载的工作流体引入到室B中。
上文针对图29到33中所描绘的示范性实施例提供对SSCVCC热动力循环的部分的描述，所述SSCVCC热动力循环的所述部分首先包含工作流体从室B到室E的转移，且仅在室E从室B解耦之后工作流体从室E转移到室C作为第二步骤。针对此示范性实施例，发动机循环的剩余部分(进气冲程后续接着汽缸201中的压缩冲程的继续及动力冲程后续接着汽缸202中的排气冲程的继续)可类似于图1到28中所描绘的热动力循环及过程。
图34是根据一个实施例(图29到33中还以2D描绘)的描绘用以与常规进气及排气提升阀一起布置SSCVCC的方式的3D图式。图34描绘包含以下各项的实施例组件的仅部分选择：压缩汽缸201、动力汽缸202、进气提升阀205、排气提升阀206、膨胀端口208、用作两个汽缸的汽缸头部的发动机连接板210。仍参考图34，分裂循环发动机还包含火花塞211、数个连接板冷却通道212(油或冷却剂在其中循环)、线轴汽缸214、线轴梭子215、位于线轴梭子215内的燃烧室(未展示)及燃烧室端口216A。发动机连接板210还用作压缩汽缸201及动力汽缸202两者的发动机头部。发动机连接板210还装纳线轴汽缸214及线轴梭子215。
图34描绘与膨胀端口208完全对准的燃烧室端口216B，此完全对准实现燃烧室E与动力室C的耦合。图34以3D描绘图33中以2D描绘的发动机循环的相同部分，其中室E中的已燃烧工作流体在室E及室C两者中膨胀。
根据一个实施例，图34还描绘用以分别与常规进气提升阀205及排气提升阀206一起布置线轴汽缸214及线轴梭子215的方式。连接板210可(举例来说)以一方式装纳线轴汽缸214及线轴梭子215使得其覆盖压缩汽缸201及动力汽缸202头部的仅二分之一。此可允许线轴梭子215往复式运动分别将燃烧室端口216A及216B与压缩端口207及膨胀端口208耦合及解耦。压缩汽缸201头部的未被线轴汽缸214覆盖的剩余二分之一可装纳进气阀205。动力汽缸202头部的未被线轴汽缸214覆盖的剩余二分之一可装纳排气阀206。图29到34中所描绘的示范性实施例描述在有限曲柄角度间隔(工作流体从压缩汽缸01到动力汽缸02的转移)期间室B、E及C到三个单独室中的完全解耦。此可用于实施具有室E中的真实等容燃烧的热动力循环。另外，如果室E可由低热导率的材料(例如陶瓷)构造，那么所得热动力循环紧密地近似已知最大化热效率的理想绝热循环。在压缩活塞203到达TDC之后，工作流体几乎完全驻留在室E内。当线轴梭子215继续朝向动力汽缸202(图30及31)行进时，室E从压缩汽缸(室B)解耦。此时，可起始点火(经由穿过火花塞端口216C的火花塞211)同时线轴梭子215继续朝向动力汽缸(室C)行进。如果燃烧在线轴梭子215到达膨胀端口208(图32)之前完成(或几乎完成)，那么燃烧紧密地近似等容燃烧。如果燃烧未在线轴梭子215到达膨胀端口208之前完成，那么燃烧在室E及室C两者中继续。
SSCVCC分裂循环发动机及图1到34中所描绘的示范性实施例将由常规内燃机的单个活塞及汽缸执行的冲程划分成两个热区分的汽缸，其中每一汽缸执行四冲程循环的二分之一。相对“冷”汽缸执行进气及压缩而非排气冲程，且隔热“热”汽缸执行燃烧(或燃烧的部分)及排气而非进气冲程。室E也可为隔热的。与常规发动机相比较，此有利系统可使得分裂循环发动机能够在较高燃烧室壁温度下且在较低进气及压缩室壁温度下工作。利用较高燃烧室壁温度减少发动机冷却要求，同时维持较低进气及压缩室壁温度降低压缩能量要求，且因此提高发动机效率。另外，根据示范性实施例的隔热室E(隔离燃烧室结构16、116及216与外部环境)及动力汽缸可减少外部热损失且因此使得燃料热能的较大部分能够转换成有用功。动力汽缸可为隔热的或可并非隔热的。
根据一些示范性实施例，SSCVCC分裂循环发动机及图1到34中所描绘的示范性实施例可在排气期间使用废热捕获及热重复利用(未展示；在第7,273,023号美国专利内描述进一步细节，所述美国专利的揭示内容以其全文引用方式并入本文中)。废气行进穿过通路，借此将热往回传导到动力汽缸壁中。通路可以螺旋形方式包围室，从而行进室的长度且再次往回到周围排气。动力汽缸01、101及201还可利用阻止热泄漏的外部隔离盖38(例如，蜂巢结构或等效物)。同时，可通过利用热扩散器(在用空气冷却的情况下的冷却片)降低压缩汽缸02、102及202温度。
根据示范性实施例，SSCVCC分裂循环发动机及图1到34中所描绘的示范性实施例可经设计以通过具有小于第二汽缸的第一汽缸而具有改进的效率(未展示；在美国专利2010/0186689 Al内描述进一步细节，所述美国专利的揭示内容以其全文引用方式并入本文中)。动力汽缸02、102及202(第二汽缸)相对于压缩汽缸01、101及201(第一汽缸)的较大体积分别实现大于压缩比率的膨胀比率。所添加膨胀体积实现热及压力到机械功的额外转换。大于压缩比率的膨胀比率可大大增加内燃机中的发动机效率，类似于在常规发动机中执行的米勒及阿特金森循环，举例来说。具有大于压缩比率的膨胀比率可为关于分裂循环发动机比在常规发动机中更好的设计，这是因为每一汽缸(压缩汽缸及膨胀汽缸两者)的大小及形状可彼此独立地设计。
根据示范性实施例，SSCVCC分裂循环发动机及图1到34中所描绘的示范性实施例可经设计以具有增压能力(未展示；在美国专利2010/0186689 Al内描述进一步细节，所述美国专利的揭示内容以其全文引用方式并入本文中)。因此，压缩汽缸的体积经设计以大于动力汽缸的体积，借此允许在压缩室B中接收及压缩更大体积的空气/燃料混合物。在压缩冲程期间，压缩室B中的更大体积及增加压力的压缩空气/燃料混合物(即，“增压”燃料混合物)经由室E转移到燃烧室C中。或者，当使用直接注入时，更大量的燃料可注入到动力汽缸的燃烧室C中。两种方法在动力冲程期间提供更多动力及扭矩(较高动力密度)。
图35是图解说明并入有SSCVCC的示范性分裂循环发动机的压力分布曲线的图表。针对具有零相位滞后的发动机及具有500cc的容量的每一汽缸执行模拟。在单个循环期间以2400RPM执行发动机。压力(单位：巴)在y轴上表示且曲轴角度沿着x轴表示。热汽缸或动力室(暗灰线)、冷汽缸或压缩室(黑线)及SSCVCC(灰虚线)中的每一者中的压力在图表上表示。
还如下表示热动力循环：由点1与2之间的黑线描绘冷汽缸的压缩冲程且灰虚线表示在循环的此部分期间以流体方式与冷汽缸连接的SSCVCC中的压力；由点2与3之间的灰虚线及暗灰线描绘SSCVCC及热汽缸内的燃烧；由点3与4之间的浅灰虚线及暗灰线描绘在以流体方式耦合到热汽缸时SSCVCC中的燃烧工作流体的膨胀(动力冲程)；由点2与4之间的黑线展示下一循环的进气冲程；而且，由点1与5之间的暗灰线展示排气冲程。
应注意，为了清晰，灰虚线(SSCVCC压力)已稍微向上移位使得其不与图35中的其它线重叠。然而，点1与2之间的灰虚线与黑线(冷汽缸)相同且点3与4之间的灰虚线很大程度上与暗灰线相同。
再次参考图35，冷汽缸中的压力在180个曲轴角度(点1)处为低且随着压缩冲程继续而缓慢上升。在点2处，压缩冲程几乎完成且工作流体已转移到SSCVCC。在0曲轴角度之后，压缩活塞移动远离上死点且冷汽缸内的压力开始迅速地下降。进气阀/端口打开且工作流体在此周期期间被吸入。
再次参考图35，热汽缸中的压力在-180个曲轴角度(点1)处也为低且在排气阶段期间且直到热汽缸以流体方式耦合到SSCVCC(点5)为止继续保持为低。在所述点处或之前，排气阀/端口关闭。在所述点(点5)处，在SSCVCC中的压缩流体填充可用燃烧室体积时热汽缸中的压力突然上升。当SSCVCC与热汽缸耦合(点2)时，压缩及已燃烧工作流体填充当动力活塞处于其上死点中时存在于热汽缸中的任何小体积(室C)。燃烧在点2处且向前发生，SSCVCC及热汽缸内的压力由于工作流体的膨胀而继续上升。动力冲程在点3处开始且压力下降直到燃烧活塞到达下死点(点4)。排气阀/端口可在点4处打开。
跨越SSCVCC端口的可忽略压降由图35中的紧密匹配的黄色虚曲线及蓝色曲线证明(同时SSCVCC输入端口与压缩汽缸输出端口对准；在点1与2之间)，且同时SSCVCC输出端口打开且与膨胀汽缸输入端口耦合(在点3与4之间)，如由紧密地匹配的红色及黄色虚曲线所见。输出SSCVCC端口为与直列配置(图1到19)中的SSCVCC输入端口及对置配置(图20到33)中的第二端口相同的端口。因此，使用SSCVCC可不导致实质压力损失且可确保压缩进气从冷汽缸到热汽缸的高效转移。所属领域的技术人员还将注意，图35中的分裂循环发动机紧密地模拟传统4冲程发动机的热动力循环(集成循环)，不具有可由现有技术分裂循环发动机遭受的能量损失(归因于冷汽缸与热汽缸之间的工作流体的转移)。
出于示范性目的提供图35的压力分布曲线。应注意，这些曲线可在使用不同汽缸大小时改变。举例来说，所述曲线在实施具有大于压缩比率的膨胀比率的分裂循环发动机时可为不同的，其中点3与4之间的曲线下面的区域增加，从而指示较高效率。
最小化死体积一般来说在分裂循环发动机中且特定来说在具有SSCVCC的分裂循环发动机中可为有益的。在典型分裂循环发动机中，存在死体积的至少3个可能例子，且为了便于描述，将使用当前SSCVCC分裂循环发动机设计作为实例。死体积的3个可能例子为：1)当压缩活塞03处于其TDC(图5)时，室B处的任何残余体积被视为死体积，因为其将固持将不转移到室E及C以参与动力(燃烧)冲程的压缩工作流体；2)当动力活塞04处于其TDC(图3)时，室C处的任何残余体积被视为死体积，因为当燃烧室结构16(还参见结构116及216)经由燃烧室端口16A与膨胀室C以流体方式连接时其将导致室E处的工作流体的部分解压缩(在不进行任何做功的情况下工作流体的解压缩降低效率)；及3)固持被阻止参与动力(燃烧)冲程的工作流体的室E内的体积的任何部分被认为死体积，因为不使此工作流体燃烧会降低效率。此第三类型的死体积较不适用于SSCVCC分裂循环发动机，且与具有在室B与室C之间的连接管的其它分裂循环发动机更相关，其中连接管固持未燃烧的工作流体。图1到33中的如在其各种实施例中所图解说明的线轴梭子跨接阀及燃烧室减少上文所描述的死体积的所有3个源：1)当压缩活塞03处于最大程度地接近于汽缸头部的其TDC(图5)时，几乎所有工作流体已从压缩汽缸01及室B转移到室E。突出部22进一步消除任何残余死体积。几乎所有工作流体转移到室E以参与后续动力(燃烧)冲程；2)当动力活塞04处于最紧密接近于其汽缸头部的其TDC(图3)时，燃烧室突出部23消除室C处的任何残余死体积。因此，当线轴梭子15及燃烧室结构16变得以流体方式连接到膨胀室C(图4及5)时，几乎不发生室C处的工作流体的解压缩。在循环的此阶段避免工作流体的解压缩阻止降低的效率；及3)在动力冲程(图4到12)的整个过程中，室E与室C直接流体连接。因此，室E内的所有工作流体正参与燃烧(动力)冲程。使用突出部22及23为如何消除分别在室B及C处的任何残余死体积的一个实例。存在此项技术中已知的用以(举例来说)通过具有经塑形具有外曲线轮廓的两个活塞头部来消除任何残余死体积的其它方法。
现在将参考图1到35论述SSCVCC的示范性实施例。在上文关于图1到15所描述的实施例中，SSCVCC可用作跨接阀与燃烧室。应理解，SSCVCC的使用不限于上文关于图1到15所描述的实施例，而是可用于包含其它类型的分裂循环发动机、四冲程发动机、旋转发动机及压缩机的其它应用中，举例来说。SSCVCC的性质对于其中常规提升阀将需要过于侵进型(aggressive)的凸轮轮廓来满足流量要求的情景是尤其有利的。SSCVCC的性质可为有利的，因为其替代使用非常快速的常规提升阀的需要。由于任何已知分裂循环发动机使用至少一个跨接阀，且由于其它分裂循环跨接阀凸轮轮廓操作要求比常见IC发动机阀陡大约2到6倍，因此使用SSCVCC作为任何分裂循环发动机的部分很有价值。
线轴连接杆20将线轴梭子15连接到线轴曲轴21，此将旋转运动转换成线轴梭子15往复式运动。线轴梭子15速度(往复速度)在压缩冲程结束时及在压缩冲程开始时(图3到7)最高。此高速度是有益的，因为一旦几乎所有压缩工作流体已从室B转移到室E，室E需要迅速地从室B解耦且穿梭以在变得与室C耦合时燃烧及膨胀。相比之下，线轴梭子15速度在压缩冲程及动力冲程(图12到15及图1到2针对压缩冲程，且图8到12针对动力冲程)的大部分期间是最低的。此低线轴梭子速度是有益的，因为其为压缩工作流体在压缩冲程(图12到15及图1到2)期间从室B转移到室E提供充裕时间，且其还为燃烧工作流体在与室C耦合(图8到12)时从室E膨胀提供充裕时间。因此，可由曲轴连接杆运动方程(在一个示范性实施例中，曲轴21及连接杆20)管理的线轴梭子15往复式运动有利于在分裂循环发动机中使用。然而，如此项技术中已知的其它致动机构可用于传达线轴梭子15往复式运动，例如凸轮轴与凸轮机构、旋转斜盘机构(如液压泵及直升机转子角机构中所利用)、液压与气动致动或电动致动与电子控制机构的使用，举例来说。此些机构可将可变定时添加到线轴梭子15往复式运动。
参考图1到18，根据一个实施例，描绘分裂循环发动机的直列配置，其中线轴梭子15往复式运动用于将压缩工作流体从压缩室B转移到膨胀室C。线轴梭子15往复式运动还用于打开及关闭进气端口11及排气端口13且通过所述操作分别将进入工作流体室A与压缩室B耦合及解耦，且将膨胀室C与排出工作流体室D耦合及解耦。然而，如此项技术中已知的其它致动机构可用于打开及关闭进气及排气端口，例如由此项技术中已知的机构(例如凸轮轴，举例来说，如图19中所描绘)致动的进气及排气提升阀。如此项技术中已知的其它致动机构可为打开及关闭进气及排气端口的第二线轴梭子，举例来说。分裂循环发动机的直列配置可具有线轴汽缸14及线轴梭子15，线轴汽缸14及线轴梭子15两者可以一方式放置于顶部上且垂直于压缩汽缸01及动力汽缸02两者使得其与压缩汽缸01及动力汽缸02头部的仅部分重叠(覆盖所述部分)，从而为用以打开及关闭进气及排气端口的其它致动机构(例如进气及排气提升阀(举例来说，图19)或第二线轴(未展示))留下充裕空间(表面)。还可对对置配置实施例(例如图20到34中所描绘的那些实施例)进行类似修改。
根据示范性实施例，跨接阀可包含专用阀室内的旋转移动，或线性与旋转移动两者的组合。使用图1到34的用于示范性目的的名称，此旋转移动可用于在压缩冲程期间将室B耦合到室E且在膨胀(动力)冲程期间将室E耦合到室C。线轴环及线轴汽缸固定(缩进)环以及优化以密封旋转机械元件的其它环与密封机构视需要可全部为润滑的及冷却的以确保如此项技术中已知的其耐用性。在这些实施例中，发动机中的专用阀室可为或可并非汽缸，如可用于上文参考图1到34所描述的实施例中。旋转移动可为沿单个方向的连续旋转，或者旋转方向可在顺时针方向与逆时针方向之间交替以便在压缩冲程期间将室B耦合到室E且在膨胀(动力)冲程期间将室E耦合到室C。
参考图1到34，根据示范性实施例，线轴汽缸14、114及124以及线轴梭子15、115及225以及任何线轴环及线轴汽缸固定(缩进)环视需要可全部为润滑的及冷却的以确保如此项技术中已知的其耐用性。另外，需要理解，如图1到34中所展示的各种元件的几何形状及相对位置为示范性的，且(举例来说)其它密封及润滑元件可添加到其它发动机组件，如此项技术中已知。
根据示范性实施例，位于线轴梭子15内的燃烧室16具有燃烧室端口16A。燃烧室16可具有面对燃烧室16的相反侧(相对于端口16A为180度)的额外端口(图1到15中未展示)。此第二端口(未展示)的功能为最小化在燃烧时对线轴梭子15的侧力(垂直于线轴15往复式运动)。燃烧室16可具有一个以上此类额外端口。线轴汽缸14的选定表面可具有瓷涂层以防止经由此些端口暴露到燃烧的线轴汽缸14表面的过热。此些端口不与室B及C对准(燃烧室端口16A可与室B及C对准)。其它端口可添加到燃烧室16以便在这些端口与位于线轴汽缸14上的燃料注入器喷嘴对准时(在线轴梭子15往复式运动期间)实现燃料的递送。
根据示范性实施例，线轴梭子15可具有在线轴梭子15的两侧处且与其往复式运动一致的两个或两个以上线性轴承(未展示)。
尽管关于齿轮描述以上实施例，但其它旋转能量连接元件(例如皮带、连接杆及链条，举例来说)可用于同步压缩活塞与燃烧活塞的运动。
在一些示范性实施例中，可收集及处理发动机性能数据以进一步优化本文中所描述的SSCVCC的性能。更具体来说，额外机械元件或电磁元件可用于精细调谐SSCVCC致动定时及打开状态与关闭状态之间的转变(包含所有发动机阀的可变阀定时)的全部(或部分)。这些元件可受制于发动机控制系统(各图中未展示)，如此项技术中通常已知。
在一些示范性实施例中，SSCVCC可由从SSCVCC的两侧起作用的两个驱动轴或凸轮轴致动。在循环期间的其中第一驱动轴拉动SSCVCC的点处，第二驱动轴推动SSCVCC。在一些示范性实施例中，具有两个此类凸轮轴平衡作用于SSCVCC的力。
在本文中在图1到34中所描述的实施例中，火花塞可位于发动机压缩汽缸头部上、膨胀汽缸头部上、压缩及膨胀汽缸头部两者(两个火花塞单元)上、线轴汽缸14、114及214上或线轴梭子15、115及215中。作为参考图1到15但还适用于图16到34的实例，如果火花塞位于线轴汽缸14上，那么燃烧室结构16可具有将在放电(发火花)时与火花塞对准的端口。以所述方式，火花可通过此端口渗入室E且起始燃烧室E内的压缩工作流体的燃烧。如果火花塞位于线轴梭子15上，那么可使用用以将高电压从线轴汽缸14转移到线轴梭子15上的火花塞的设备(其中线轴汽缸14内的高电压端子的位置决定火花定时，类似于由常见IC发动机火花分配器到火花塞的高电压供应)。使火花塞位于压缩汽缸头部中使得能够将点火定时提前，此在高度发动机旋转期间可为有益的。使火花塞位于膨胀汽缸头部中可确保连续燃烧，因为燃料在SSCVCC中可不完全烧掉。使火花塞位于线轴汽缸14内可起始SSCVCC中的燃烧。将一或多个塞子放在一或多个位置处可提供以上优点中的任一者且给予操作者更多选项。
图36图解说明根据示范性实施例的操作燃烧发动机的方法300。方法300包含：压缩第一汽缸中的工作流体；将所述工作流体转移到阀内室；及将所述工作流体转移到第二汽缸。在一些示范性实施例中，所述第一汽缸装纳第一活塞，所述第一活塞执行进气冲程及压缩冲程，但不执行排气冲程。在一些示范性实施例中，所述第二汽缸装纳第二活塞，所述第二活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程。
在一些示范性实施例中，将所述工作流体转移到阀内室包含将所述压缩工作流体从所述第一汽缸转移到所述内室。阀装纳于发动机的阀室中。所述阀及内室在所述发动机的所述阀室内且相对于所述第一及第二汽缸移动。
在一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述阀室内且相对于所述第一及第二汽缸线性地且往复地移动。在一些示范性实施例中，所述阀具有将所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的端口。
在一些示范性实施例中，方法300进一步包含：在所述阀的移动期间，以流体方式耦合所述第一汽缸与所述内室而不以流体方式耦合所述内室与所述第二汽缸。
在方法300的一些示范性实施例中，所述阀及内室在当所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时的30个曲轴角度内包含最大速度及最小加速度。
在方法300的一些示范性实施例中，所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时包含最大速度及最小加速度。
在方法300的一些示范性实施例中，所述第一汽缸具有进气端口，且方法300包含通过所述进气端口接收空气/燃料混合物。在一些示范性实施例中，方法300进一步包含用所述阀的表面关闭所述进气端口。在一些示范性实施例中，方法300进一步包含用提升阀关闭所述进气端口。
在方法300的一些示范性实施例中，所述第二汽缸具有排气端口，且方法300包含通过所述排气端口排出已燃烧气体。在一些示范性实施例中，方法300进一步包含用所述阀的表面关闭所述排气端口。在一些示范性实施例中，方法300进一步包含用提升阀关闭所述排气端口。
在一些示范性实施例中，方法300进一步包含用火花塞起始燃烧。在方法300的一些示范性实施例中，所述火花塞定位于所述阀上且方法300包含用所述火花塞在所述内室内形成火花。在方法300的一些示范性实施例中，所述火花塞定位于所述阀室中且所述阀包含与所述火花塞对准以在所述内室内起始燃烧的燃烧端口。
在一些示范性实施例中，方法300进一步包含通过压缩流体来起始燃烧。
在方法300的一些示范性实施例中，在所述第二活塞到达其上死点之前所述第一活塞到达其上死点。在方法300的一些示范性实施例中，在所述第一活塞到达其上死点之前所述第二活塞到达其上死点。在方法300的一些示范性实施例中，所述第一及第二活塞同时到达其相应上死点。
在方法300的一些示范性实施例中，所述发动机包含在所述阀与所述阀室之间的密封环。在方法300的一些进一步实施例中，所述密封环不相对于所述阀室移动。在方法300的一些进一步实施例中，所述密封环相对于所述阀室移动。在方法300的一些进一步实施例中，所述密封环包含不相对于所述阀室移动的第一密封环及相对于所述阀室移动的第二密封环。
在方法300的一些示范性实施例中，当所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积大于当所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。在方法300的一些进一步实施例中，当所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积小于当所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
在方法300的一些示范性实施例中，所述发动机包含：第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；曲轴连接机构，其耦合到所述第一及第二曲轴且经配置以平移所述第一与第二曲轴之间的运动，所述曲轴连接机构包含具有分别耦合到所述第一及第二曲轴的第一及第二端的曲轴连接杆。
在方法300的一些示范性实施例中，所述发动机包含耦合到所述第一及第二活塞的单个曲轴。
在方法300的一些示范性实施例中，所述发动机包含：第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；第一齿轮，其耦合到所述第一曲轴；第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；第二齿轮，其耦合到所述第二曲轴；及第三齿轮，其耦合到所述第一及第二齿轮且经配置以平移所述第一与第二齿轮之间的运动。
在方法300的一些示范性实施例中，所述内室、压缩室及膨胀室经定大小以最小化死空间。
在方法300的一些示范性实施例中，处于上死点的所述第一汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第一汽缸的内部体积的五十分之一。在方法300的一些示范性实施例中，处于上死点的所述内部体积第二汽缸的小于处于下死点的所述第二汽缸的内部体积的五十分之一。
在方法300的一些示范性实施例中，所述第一及第二汽缸布置成选自直列配置、对置配置及V形配置的配置。
在方法300的一些示范性实施例中，所述阀为线轴阀。
在方法300的一些示范性实施例中，所述第一及第二汽缸彼此热隔离且方法300包含将所述第一汽缸维持在比所述第二汽缸冷的温度。
在方法300的一些示范性实施例中，所述第一汽缸包含位于所述第一汽缸的外部表面上的多个空气冷却肋及在所述第一汽缸的壳体内的多个液体冷却通路。在方法300的一些示范性实施例中，所述发动机进一步包含在所述空气冷却肋及液体冷却通路内的液体冷却剂，且方法300包含机械控制或电控制所述液体冷却剂的温度。
在方法300的一些示范性实施例中，所述第二汽缸包含用于利用所述第二活塞排出的废气所提供的热来进一步加热所述第二汽缸的多个排气加热通路且与周围环境热隔离以便减少热能从所述第二汽缸的泄漏。
在方法300的一些示范性实施例中，所述发动机包含装纳第三活塞的第三汽缸，其中所述第三活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程，且所述内室选择性地以流体方式耦合到所述第一、第二及第三汽缸，且所述阀及内室相对于所述第三汽缸移动。
尽管本文中的一些示范性实施例描述具有单个端口的SSCVCC，但应注意，可使用两个或两个以上开口。在一些示范性实施例中，额外开口可参与将压缩工作流体从压缩室转移到膨胀室。在一些示范性实施例中，所述额外开口可提供用于火花塞的接达端口。
尽管本文中的一些示范性实施例描述具有对置(180度)或直列(90度)配置的发动机，但其它实施例可包含其它偏移角度的发动机，例如具有在90与180度之间的偏移角度的V形配置。
尽管本文中的一些示范性实施例针对一个压缩汽缸描述一个膨胀汽缸，但应注意，其它实施例可针对每一压缩汽缸包含多个膨胀汽缸，例如2:1或3:1比率，举例来说。第14/362,101号美国专利申请案中描述多个膨胀汽缸对压缩汽缸，所述美国专利申请案的内容以其全文引用方式并入本文中。
如本文中所使用，术语“死空间”(或“死体积”或“裂缝体积”)可被理解为指代分裂循环发动机中的压缩室或燃烧室或者压缩室与燃烧室之间的区域，其中空间固持不参与燃烧的压缩工作流体。此死空间可为转移阀或连接管，或阻止流体被转移及燃烧的其它结构。其它术语还可用于描述此些结构。死空间的特定例子在本发明通篇中被论述，但可未必限于此些例子。
如本文中所使用，术语“流体”可被理解为包含流体及气体状态两者。
如本文中所使用，“曲轴角度”可被理解为指代曲轴旋转的部分，其中完全旋转等于360度。
图式或图中字体的任何变化是偶然的，不打算意味差别或强调。
尽管本发明已结合其实施例参考附图被充分地描述，但应注意，所属领域的技术人员将明了各种改变及修改。此些改变及修改应被理解为包含在如由所附权利要求书界定的范围内。本发明的各种实施例应理解，其已仅通过实例方式而非限制方式呈现。同样，各图式可描绘本发明的实例性建构或其它配置，借此帮助理解本发明中可包含的特征及功能性。本发明不限定于所图解说明的实例性架构或配置，而是可使用各种替代架构及配置来实施。另外，尽管在上文就各种示范性实施例及实施方案来描述本发明，但应理解个别实施例中的一或多者中所描述的各种特征及功能性在其适用性方面不限于其中描述所述各种特征及功能性的特定实施例。其替代地可单独或以某一组合适用于本发明的其它实施例中的一或多者，不论是否描述此些实施例，且不论此些特征是否呈现为所描述实施例的一部分。因此，本发明的广度及范围不应受上述示范性实施例中的任一者限制。
将了解，为清楚目的，上文说明已参考不同功能单元及处理器描述了本发明的实施例。然而，将明了，可在不背离本发明的情况下使用不同功能单元、处理器或域之间的功能性的任一适合分布。举例来说，图解说明为由单独处理器或控制器执行的功能性可由相同处理器或控制器执行。因此，应将对具体功能单元的提及仅视为对用于提供所描述功能性的适合构件的提及，而非指示严格逻辑或实体结构或组织。
除非另外明确陈述，否则此文件中所使用的术语及短语及其变化形式应解释为有无限多而非限制性。作为前文的实例：术语“包含”应被解读为意味“不具限制地包含”或类似物；术语“实例”用于提供讨论中的项目的示范性例子，而非其详尽或限制性列表；且例如“常规”、“传统”、“正常”、“标准”、“已知”及类似含义的术语的形容词不应解释为限制针对给定时间周期所描述的项目或自给定时间起可用的项目。而是替代地，这些术语应解读为囊括现在或未来任何时间可为可用、已知的常规、传统、正常或标准技术。同样，除非另有明确陈述，否则与连词“及”连接的项目的群应解读为需要那些项目中的每一者均存在于分组中，而不应解读为“及/或”。类似地，除非另外明确陈述，否则与连接词“或”连接的项目的群不应解读为需要在所述组当中相互排斥，而是应解读为“及/或”。此外，尽管可以单数形式描述或主张本发明的项目、元件或组件，但预计复数在其范围内，除非限于明确陈述单数。例如“一或多个”、“至少”、“但不限于”或其它相似短语的扩大词语及短语在一些例子中的存在不应解读为意指在可无此些扩大短语的例子中想要或需要较窄情形。

Claims (72)

1.一种分裂循环发动机，其包括：
第一汽缸，其装纳第一活塞，其中所述第一活塞执行进气冲程及压缩冲程，但不执行排气冲程；
第二汽缸，其装纳第二活塞，其中所述第二活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程；及
阀汽缸，其装纳阀，所述阀包括选择性地以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的内室，其中所述阀及内室在所述阀汽缸内且相对于所述第一及第二汽缸线性地且往复地移动，且其中所述阀具有将所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的端口。
2.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述阀的移动期间，所述内室单独地与所述第一汽缸以流体方式耦合及与所述第二汽缸以流体方式耦合。
3.根据权利要求2所述的发动机，其中所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时的15个曲轴角度内包括最大速度及最小加速度。
4.根据权利要求3所述的发动机，其中所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时包括最大速度及最小加速度。
5.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一汽缸具有用以接收空气/燃料混合物的进气端口。
6.根据权利要求5所述的发动机，其中所述进气端口由所述阀的表面关闭。
7.根据权利要求5所述的发动机，其中所述进气端口由提升阀关闭。
8.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第二汽缸具有用以排出已燃烧气体的排气端口。
9.根据权利要求8所述的发动机，其中所述排气端口由所述阀的表面关闭。
10.根据权利要求8所述的发动机，其中所述排气端口由提升阀关闭。
11.根据权利要求1所述的发动机，其进一步包括用以起始燃烧的火花塞。
12.根据权利要求11所述的发动机，其中所述火花塞定位于所述阀上且经配置以在所述内室内形成火花。
13.根据权利要求11所述的发动机，其中所述火花塞定位于所述阀汽缸中且所述阀包括与所述火花塞对准以在所述内室内起始燃烧的燃烧端口。
14.根据权利要求1所述的发动机，其中所述发动机经配置以通过压缩流体来起始燃烧。
15.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述第二活塞到达其上死点之前所述第一活塞到达其上死点。
16.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述第一活塞到达其上死点之前所述第二活塞到达其上死点。
17.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一及第二活塞同时到达其相应上死点。
18.根据权利要求1所述的发动机，其进一步包括所述阀与所述阀汽缸之间的密封环。
19.根据权利要求18所述的发动机，其中所述密封环不相对于所述阀汽缸移动。
20.根据权利要求18所述的发动机，其中所述密封环相对于所述阀汽缸移动。
21.根据权利要求18所述的发动机，其中所述密封环包括不相对于所述阀汽缸移动的第一密封环及相对于所述阀汽缸移动的第二密封环。
22.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积大于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
23.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积小于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
24.根据权利要求1所述的发动机，其进一步包括：
第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；
第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；
曲轴连接机构，其耦合到所述第一及第二曲轴且经配置以平移所述第一与第二曲轴之间的运动，所述曲轴连接机构包括具有分别耦合到所述第一及第二曲轴的第一及第二端的曲轴连接杆。
25.根据权利要求1所述的发动机，其进一步包括耦合到所述第一及第二活塞的单个曲轴。
26.根据权利要求1所述的发动机，其进一步包括：
第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；
第一齿轮，其耦合到所述第一曲轴；
第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；
第二齿轮，其耦合到所述第二曲轴；及
第三齿轮，其耦合到所述第一及第二齿轮且经配置以平移所述第一与第二齿轮之间的运动。
27.根据权利要求1所述的发动机，其中所述内室、压缩室及膨胀室经定大小以最小化死空间。
28.根据权利要求1所述的发动机，其中处于上死点的所述第一汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第一汽缸的内部体积的五十分之一。
29.根据权利要求1所述的发动机，其中处于上死点的所述第二汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第二汽缸的内部体积的五十分之一。
30.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一及第二汽缸布置成选自直列配置、对置配置及V形配置的配置。
31.根据权利要求1所述的发动机，其中所述阀为线轴阀。
32.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一及第二汽缸彼此热隔离且所述第一汽缸维持在比所述第二汽缸冷的温度。
33.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一汽缸进一步包括位于所述第一汽缸的外部表面上的多个空气冷却肋及在所述第一汽缸的壳体内的多个液体冷却通路。
34.根据权利要求33所述的发动机，其进一步包括在所述空气冷却肋及液体冷却通路内的液体冷却剂，且其中所述液体冷却剂的温度是机械控制或电控制的。
35.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第二汽缸进一步包括用于利用所述第二活塞排出的废气所提供的热来进一步加热所述第二汽缸的多个排气加热通路且与周围环境热隔离以便减少热能从所述第二汽缸的泄漏。
36.根据权利要求1所述的发动机，其进一步包括：
第三汽缸，其装纳第三活塞，其中所述第三活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程，且其中
所述内室选择性地以流体方式耦合到所述第一、第二及第三汽缸，且其中所述阀及内室相对于所述第三汽缸移动。
37.一种操作燃烧发动机的方法，其包括：
压缩装纳第一活塞的第一汽缸中的工作流体，其中所述第一活塞执行进气冲程及压缩冲程，但不执行排气冲程；
将所述工作流体从所述第一汽缸转移到阀的内室，其中所述阀装纳于所述发动机的阀汽缸中；及
将所述工作流体从所述内室转移到装纳第二活塞的第二汽缸，其中所述第二活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程，其中
所述内室选择性地以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸，其中所述阀及内室在所述阀汽缸内且相对于所述第一及第二汽缸线性地且往复地移动，且其中所述阀具有将所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸的端口。
38.根据权利要求37所述的方法，其进一步包括：在所述阀的移动期间，以流体方式耦合所述第一汽缸与所述内室而不以流体方式耦合所述内室与所述第二汽缸。
39.根据权利要求38所述的方法，其中所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时的15个曲轴角度内包括最大速度及最小加速度。
40.根据权利要求39所述的方法，其中所述阀及内室在所述内室同时以流体方式耦合到所述第一及第二汽缸时包括最大速度及最小加速度。
41.根据权利要求37所述的方法，其中所述第一汽缸具有进气端口，且其中所述方法进一步包括通过所述进气端口接收空气/燃料混合物。
42.根据权利要求41所述的方法，其进一步包括用所述阀的表面关闭所述进气端口。
43.根据权利要求42所述的方法，其进一步包括用提升阀关闭所述进气端口。
44.根据权利要求37所述的方法，其中所述第二汽缸具有排气端口，且其中所述方法进一步包括通过所述排气端口排出已燃烧气体。
45.根据权利要求44所述的方法，其进一步包括用所述阀的表面关闭所述排气端口。
46.根据权利要求44所述的方法，其进一步包括用提升阀关闭所述排气端口。
47.根据权利要求37所述的方法，其进一步包括用火花塞起始燃烧。
48.根据权利要求47所述的方法，其中所述火花塞定位于所述阀上且其中所述方法进一步包括用所述火花塞在所述内室内形成火花。
49.根据权利要求47所述的方法，其中所述火花塞定位于所述阀汽缸中且所述阀包括与所述火花塞对准以在所述内室内起始燃烧的燃烧端口。
50.根据权利要求37所述的方法，其进一步包括通过压缩流体来起始燃烧。
51.根据权利要求37所述的方法，其中在所述第二活塞到达其上死点之前所述第一活塞到达其上死点。
52.根据权利要求37所述的方法，其中在所述第一活塞到达其上死点之前所述第二活塞到达其上死点。
53.根据权利要求37所述的方法，其中所述第一及第二活塞同时到达其相应上死点。
54.根据权利要求37所述的方法，其中所述发动机进一步包括所述阀与所述阀汽缸之间的密封环。
55.根据权利要求54所述的方法，其中所述密封环不相对于所述阀汽缸移动。
56.根据权利要求54所述的方法，其中所述密封环相对于所述阀汽缸移动。
57.根据权利要求54所述的方法，其中所述密封环包括不相对于所述阀汽缸移动的第一密封环及相对于所述阀汽缸移动的第二密封环。
58.根据权利要求37所述的方法，其中在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积大于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
59.根据权利要求37所述的方法，其中在所述第一活塞处于其下死点时所述第一汽缸的内部体积小于在所述第二活塞处于其下死点时所述第二汽缸的内部体积。
60.根据权利要求37所述的方法，其中所述发动机进一步包括：
第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；
第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；
曲轴连接机构，其耦合到所述第一及第二曲轴且经配置以平移所述第一与第二曲轴之间的运动，所述曲轴连接机构包括具有分别耦合到所述第一及第二曲轴的第一及第二端的曲轴连接杆。
61.根据权利要求37所述的方法，其中所述发动机进一步包括耦合到所述第一及第二活塞的单个曲轴。
62.根据权利要求37所述的方法，所述发动机进一步包括：
第一曲轴，其耦合到所述第一活塞；
第一齿轮，其耦合到所述第一曲轴；
第二曲轴，其耦合到所述第二活塞；
第二齿轮，其耦合到所述第二曲轴；及
第三齿轮，其耦合到所述第一及第二齿轮且经配置以平移所述第一与第二齿轮之间的运动。
63.根据权利要求37所述的方法，其中所述内室、压缩室及膨胀室经定大小以最小化死空间。
64.根据权利要求37所述的方法，其中处于上死点的所述第一汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第一汽缸的内部体积的五十分之一。
65.根据权利要求37所述的方法，其中处于上死点的所述第二汽缸的内部体积小于处于下死点的所述第二汽缸的内部体积的五十分之一。
66.根据权利要求37所述的方法，其中所述第一及第二汽缸布置成选自直列配置、对置配置及V形配置的配置。
67.根据权利要求37所述的方法，其中所述阀为线轴阀。
68.根据权利要求37所述的方法，其中所述第一及第二汽缸彼此热隔离且所述方法进一步包括将所述第一汽缸维持在比所述第二汽缸冷的温度。
69.根据权利要求37所述的方法，其中所述第一汽缸进一步包括位于所述第一汽缸的外部表面上的多个空气冷却肋及在所述第一汽缸的壳体内的多个液体冷却通路。
70.根据权利要求69所述的方法，其中所述发动机进一步包括在所述空气冷却肋及液体冷却通路内的液体冷却剂，且其中所述方法进一步包括机械控制或电控制所述液体冷却剂的温度。
71.根据权利要求37所述的方法，其中所述第二汽缸进一步包括用于利用所述第二活塞排出的废气所提供的热来进一步加热所述第二汽缸的多个排气加热通路且与周围环境热隔离以便减少热能从所述第二汽缸的泄漏。
72.根据权利要求37所述的方法，其中所述发动机进一步包括装纳第三活塞的第三汽缸，其中所述第三活塞执行膨胀冲程及排气冲程，但不执行进气冲程，且其中所述内室选择性地以流体方式耦合到所述第一、第二及第三汽缸，且其中所述阀及内室相对于所述第三汽缸移动。
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Families Citing this family (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US10018112B2 (en) 2013-06-05 2018-07-10 Wise Motor Works, Ltd. Internal combustion engine with paired, parallel, offset pistons
FR3033834A1 (fr) * 2015-03-20 2016-09-23 Cladel Alexandre Bernard Henri Moteur thermique a chambre de compression/explosion separe
US10650621B1 (en) 2016-09-13 2020-05-12 Iocurrents, Inc. Interfacing with a vehicular controller area network
GB2560872B (en) * 2016-12-23 2020-03-18 Ricardo Uk Ltd Split cycle engine
CA3021866C (en) * 2017-11-22 2019-09-10 Wise Motor Works, Ltd. Internal combustion engine with paired, parallel, offset pistons
US10519835B2 (en) * 2017-12-08 2019-12-31 Gm Global Technology Operations Llc. Method and apparatus for controlling a single-shaft dual expansion internal combustion engine
WO2020044176A1 (en) * 2018-08-31 2020-03-05 Narasimha Murthy P L Ahobala Internal combustion engine with split cylinder and free piston and power generation using the same
EP3877637A1 (en) 2018-11-09 2021-09-15 Tour Engine, Inc. Transfer mechanism for a split-cycle engine
IT201900023358A1 (it) * 2019-12-09 2021-06-09 Fpt Ind Spa Motore a combustione interna a ciclo separato
US11512656B2 (en) * 2020-10-15 2022-11-29 Saudi Arabian Oil Company Oxycombustion engine systems including recirculation management features
CN112963238B (zh) * 2021-02-26 2022-02-15 华中科技大学 一种基于绝热燃烧室和米勒循环的绝热内燃机燃烧系统
US11873754B2 (en) * 2021-04-15 2024-01-16 Impact Consulting And Engineering Llc Multiple cylinder engine
US11920546B2 (en) 2022-05-17 2024-03-05 Jaime Ruvalcaba Buffered internal combustion engine

Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3522797A (en) * 1967-12-01 1970-08-04 Power Research & Dev Inc Supercharged engine

Family Cites Families (70)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB135571A (zh) *
US393597A (en) 1888-03-17 1888-11-27 Steam-engine
US1372216A (en) 1919-03-12 1921-03-22 James O Casaday Internal-combustion engine
US1374140A (en) 1920-01-26 1921-04-05 Lorenzo O Bucklin Internal-combustion engine
US2302442A (en) 1940-07-12 1942-11-17 Henri J Hickey Internal combustion engine
US2404395A (en) 1942-12-14 1946-07-23 Milliken Humphreys Apparatus for converting heat energy into useful work
US2522649A (en) 1945-10-06 1950-09-19 William L Tenney Two-stroke cycle engine cylinder and pump
NL78623C (zh) 1950-10-09
FR1084655A (fr) 1953-06-08 1955-01-21 Perfectionnements aux moteurs à deux temps
US3145527A (en) 1962-06-22 1964-08-25 Morgenroth Henri Scavenging flow circuit for stirling cycle engine
US3880126A (en) 1973-05-10 1975-04-29 Gen Motors Corp Split cylinder engine and method of operation
US4199945A (en) 1977-07-27 1980-04-29 Theodor Finkelstein Method and device for balanced compounding of Stirling cycle machines
US4202300A (en) 1978-02-22 1980-05-13 Frank Skay Internal combustion engine
US4663938A (en) 1981-09-14 1987-05-12 Colgate Thermodynamics Co. Adiabatic positive displacement machinery
GB2135423B (en) 1983-02-12 1987-09-09 Alexander Walter Swales Piston and cylinder configuration
US4630447A (en) 1985-12-26 1986-12-23 Webber William T Regenerated internal combustion engine
US4794752A (en) 1987-05-14 1989-01-03 Redderson Roy H Vapor stirling heat machine
US5040498A (en) * 1989-12-12 1991-08-20 Peter Scherer Valve arrangement for cylinders of an internal combustion engine
GB9008522D0 (en) 1990-04-17 1990-06-13 Energy For Suitable Dev Limite Reciprocatory displacement machine
JPH06173763A (ja) 1992-12-07 1994-06-21 Sanyo Electric Co Ltd 熱ガス機関
US5546897A (en) 1993-11-08 1996-08-20 Brackett; Douglas C. Internal combustion engine with stroke specialized cylinders
DE4342800C2 (de) * 1993-12-15 1999-12-09 Deutz Ag Hubkolbenbrennkraftmaschine
US6205788B1 (en) 2000-06-12 2001-03-27 Edward Lawrence Warren Multiple heat exchanging chamber engine
US6487858B2 (en) 2000-09-27 2002-12-03 Charles H. Cammack Method and apparatus for diminishing the consumption of fuel and converting reciprocal piston motion into rotary motion
US6543225B2 (en) * 2001-07-20 2003-04-08 Scuderi Group Llc Split four stroke cycle internal combustion engine
US6880501B2 (en) 2001-07-30 2005-04-19 Massachusetts Institute Of Technology Internal combustion engine
JP3885206B2 (ja) * 2002-11-11 2007-02-21 胡 龍潭 八行程内燃機関
US7080900B2 (en) * 2002-11-20 2006-07-25 Konica Minolta Holdings, Inc. Device and method for recording images
MY165298A (en) * 2003-06-20 2018-03-21 Scuderi Group Llc Split-cycle four-stroke engine
US7050900B2 (en) * 2004-02-17 2006-05-23 Miller Kenneth C Dynamically reconfigurable internal combustion engine
US7178324B2 (en) 2004-09-24 2007-02-20 Masami Sakita External combustion engine
JP2008533362A (ja) * 2005-03-11 2008-08-21 ツアー エンジン インコーポレーティッド ダブルピストンサイクル機関
US7273023B2 (en) 2005-03-11 2007-09-25 Tour Engine, Inc. Steam enhanced double piston cycle engine
AU2006292105B2 (en) 2005-09-23 2011-03-17 Jp Scope, Inc. Valve apparatus for an internal combustion engine
US7353786B2 (en) 2006-01-07 2008-04-08 Scuderi Group, Llc Split-cycle air hybrid engine
US7634988B1 (en) * 2007-04-26 2009-12-22 Salminen Reijo K Internal combustion engine
US8082892B2 (en) * 2007-10-10 2011-12-27 Yuanping Zhao High efficiency integrated heat engine-2 (HEIHE-2)
EP2227623B1 (de) 2007-12-21 2011-11-30 Hong Kong Meta Company Limited Verfahren zum betreiben einer brennkraftmaschine sowie brennkraftmaschine
US8028665B2 (en) * 2008-06-05 2011-10-04 Mark Dixon Ralston Selective compound engine
US8371103B2 (en) * 2008-06-19 2013-02-12 Zajac Optimum Output Motors, Inc. Valve assembly and method for high temperature internal combustion engines
US8210147B2 (en) * 2008-07-18 2012-07-03 Grace Capital partners, LLC Sliding valve aspiration system
US8584629B2 (en) 2009-01-24 2013-11-19 Tour Engine, Inc. Interstage valve in double piston cycle engine
US8210138B2 (en) * 2009-03-23 2012-07-03 Scuderi Group, Llc Split-cycle engine with pilot crossover valve
US8156904B2 (en) * 2009-04-17 2012-04-17 Scuderi Group, Llc Variable volume crossover passage for a split-cycle engine
GB0907496D0 (en) 2009-05-01 2009-06-10 Hall Keith G Engines and drives
US8371256B2 (en) 2009-05-27 2013-02-12 GM Global Technology Operations LLC Internal combustion engine utilizing dual compression and dual expansion processes
JP5446913B2 (ja) 2009-06-29 2014-03-19 ソニー株式会社 立体画像データ送信装置および立体画像データ送信方法
GB2474709B (en) * 2009-10-23 2016-02-03 Ultramo Ltd A heat engine
US7958872B1 (en) * 2009-12-22 2011-06-14 Michael Moses Schechter Airless engine with gas and water recycling
MX2011011837A (es) 2010-03-15 2011-11-29 Scuderi Group Llc Motor hibrido de aire de ciclo dividido con modo de encendido y carga.
JP4832580B1 (ja) * 2010-05-24 2011-12-07 久慶 ▲ふく▼楊 往復動型１サイクルエンジン
US9074526B2 (en) * 2010-06-10 2015-07-07 Zajac Optimum Output Motors, Inc. Split cycle engine and method with increased power density
US8813695B2 (en) * 2010-06-18 2014-08-26 Scuderi Group, Llc Split-cycle engine with crossover passage combustion
DE102010032055B4 (de) 2010-07-23 2015-01-08 Hong Kong Meta Co. Ltd. Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine sowie Brennkraftmaschine
FR2963644A1 (fr) 2010-08-06 2012-02-10 Jean Francois Chiandetti Moteur a cycle triangulaire ou trapezoidal ou a cycle combine 2 en 1 ou 3 en 1, mecanisme thermique optimal pour la conversion d'un flux thermique en une source thermique de meme temperature constante
WO2012044723A1 (en) * 2010-10-01 2012-04-05 Scuderi Group, Llc Split-cycle air hybrid v-engine
CN103443408A (zh) * 2011-01-27 2013-12-11 史古德利集团公司 具有阀停用的无效运动可变阀致动系统
JP2014508242A (ja) * 2011-01-27 2014-04-03 スクデリ グループ インコーポレイテッド ドウェルカムを備える分割サイクル空気ハイブリッドエンジン
US20120255296A1 (en) * 2011-04-08 2012-10-11 Scuderi Group, Llc Air management system for air hybrid engine
US20120298086A1 (en) * 2011-05-24 2012-11-29 Scuderi Group, Llc Fuel delivery system for natural gas split-cycle engine
CN103982291B (zh) 2011-07-11 2016-10-05 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 高压充气爆排发动机
US8904981B2 (en) * 2012-05-08 2014-12-09 Caterpillar Inc. Alternating split cycle combustion engine and method
US20140366837A1 (en) * 2012-08-16 2014-12-18 Gerald John Wawrzeniak Split-cycle-engine multi-axis helical crossover passage with geometric dilution
US20140231325A1 (en) * 2013-02-15 2014-08-21 Steven Yim Aquarium Filter
US9297295B2 (en) * 2013-03-15 2016-03-29 Scuderi Group, Inc. Split-cycle engines with direct injection
AT514226B1 (de) 2013-04-16 2015-02-15 Alfred Spiesberger Kolbenmaschine und Verfahren zu deren Betrieb
US10018112B2 (en) * 2013-06-05 2018-07-10 Wise Motor Works, Ltd. Internal combustion engine with paired, parallel, offset pistons
US20140360458A1 (en) * 2013-06-05 2014-12-11 Allen Cocanougher Internal combustion engine with paired, parallel, offset pistons
EP3097280B1 (en) 2014-01-20 2020-09-02 Tour Engine, Inc. Variable volume transfer shuttle capsule and valve mechanism
DE102014107308B4 (de) 2014-05-23 2020-12-17 Jochen Benz Doppelzylinder-Stirling-Motor, Mehrzylinder-Stirling-Motor sowie Elektroenergie-Erzeugungssystem

Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3522797A (en) * 1967-12-01 1970-08-04 Power Research & Dev Inc Supercharged engine

Also Published As

Publication number Publication date
EP3022411A1 (en) 2016-05-25
HUE042205T2 (hu) 2019-06-28
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JP6588900B2 (ja) 2019-10-09
KR102184145B1 (ko) 2020-11-30
KR20160029098A (ko) 2016-03-14
US20190055881A1 (en) 2019-02-21
US10598080B2 (en) 2020-03-24
EP3022411A4 (en) 2017-03-22
US9435233B2 (en) 2016-09-06
WO2015009959A1 (en) 2015-01-22
CN105637186A (zh) 2016-06-01
US10107178B2 (en) 2018-10-23
US20170058759A1 (en) 2017-03-02
US11230965B2 (en) 2022-01-25
EP3022411B1 (en) 2018-09-05
US20150315959A1 (en) 2015-11-05
EP3441584B1 (en) 2021-03-10
JP2016525644A (ja) 2016-08-25
ES2700131T3 (es) 2019-02-14
EP3441584A1 (en) 2019-02-13
TR201818555T4 (tr) 2019-01-21
WO2015009959A9 (en) 2016-03-24

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