CN204060931U - 内燃机的差动传动机构 - Google Patents

Abstract

本实用新型公开了一种内燃机的差动传动机构，活塞通过活塞销连接第一齿条的连杆轴，第一转接齿轮轴的直齿轮与第一齿条的斜齿条啮合；且第一转接齿轮轴的扇形齿轮与第一不完全齿轮的不完全伞齿啮合；第一不完全齿轮内周的直齿与两第一行星齿轮啮合；太阳齿轮装于两第一行星齿轮之间并啮合，输出齿轮与轴端齿轮啮合，卵形齿轮B与第一行星架齿轮的卵形齿轮A啮合。本实用新型能大幅度的降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。能提高发动机的换气效率，提高发动机的极限转速，从而大幅度的提高发动机的功重比；能改善发动机的运转平稳性，降低发动机振动和噪音，延长发动机使用寿命。

Description

内燃机的差动传动机构

技术领域

本实用新型涉及内燃机传动系统技术领域，特别涉及内燃机的差动传动机构。

背景技术

内燃机主要包括燃料供给系统、点火系统、冷却系统、润滑系统、传动系统等。在现代汽车、航运以及各种动力设备中，曲轴连杆式传动系统的内燃机用得最为广泛。自从公元1898年应用至今已有百余年历史。其基本的工作原理没变，就是活塞在汽缸内受燃烧的高压气体推动作上下运动，并通过连杆带动曲轴旋转。活塞从上止点到下止点(或曲轴旋转180度)称为一个冲程。四冲程内燃机包括如下的工作过程：吸气冲程、压缩冲程、作功冲程、排气冲程。

对于现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机，发动机功率输出是通过活塞、连杆和曲轴三者结合而成的曲轴连杆式传动系统完成的。这种内燃机主要有如下缺点:

1、在点火作功的一刹那，汽缸内的气体爆发力迅速达到最大值，由于活塞处在上止点附近，此时曲轴的轴承部位所承受的压力最大，摩擦阻力最大，由此损耗的机械功也大，同时降低了曲轴轴承的使用寿命。

2、当汽缸内的气体爆发力达到最大值附近时，由于活塞处在上止点附近，此时曲轴连杆机构的动力输出力臂小，气缸内的燃气压力不能充分转化为功输出，从而明显降低了内燃机的热能-机械功转换效率，影响了内燃机的升功率和油耗性能。

3、曲轴连杆机构不是轴对称部件，内燃机运转过程中由曲轴连杆机构引起的振动大、噪声大；曲轴连杆机构难平衡，其制造工艺较复杂，成本高；在使用过程中，活塞、曲轴连杆机构等易磨损，维修费用高；采用曲轴连杆的内燃机极限转速低，严重制约了发动机功重比的提高。

4、在采用四冲程的曲轴连杆式传动系统的内燃机的运转过程中，活塞始终处于一种往复运动状态，进气时活塞在下止点瞬间又很快进入压缩行程，从而在缸体容积最大时没有更多的时间吸进更多的新鲜混和油气，排气时活塞到上止点瞬间又很快进入进气行程，从而使气缸容积最小的时候没有更多的时间让废气最大程度的排出，这些情况最终都影响更多的新鲜混和油气进入气缸，从而导致发动机换气效率低，使发动机功率的提高受到一定的限制。对于两冲程内燃机，其进、排气都在下止点附近进行，但也存在同样的问题。

5、曲轴连杆式传动系统的内燃机气缸内混合气在压力最大、容积最小的时候燃烧时间短，活塞此时下行，使燃烧不完全，废气浓度高，作功效率低。现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机为了提高发动机性能，都在活塞到达上止点前不同程度的提前点火或喷油，目的是为了让混合气在燃烧室容积最小的时候燃烧更快、更完全，从而能得到更大的功率输出，并降低发动机的排放废气浓度，但这样做也产生了一定的负作用：因提前点火，缸内压力急剧升高，阻滞了活塞上行，增加了压缩负功，并易于引起燃烧爆震现象。这种矛盾在现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机中始终存在。

6、在曲轴连杆式传动系统的内燃机运转过程中，连杆对活塞的作用力方向周期性改变，且在发动机功率输出最大时，连杆对活塞的作用力沿气缸壁面法线方向也达到最大值附近，由此引起活塞和气缸之间的摩擦功率损耗很大，且容易导致活塞和气缸之间表面因摩擦引起的损坏。

另一种被称为三角转子式发动机的内燃机也获得了较为广泛的应用。三角转子式发动机的传动系统采用齿轮传动机构，传动机构轴对称性较好，发动机极限转速高，功率与重量比较曲轴连杆式传动系统的内燃机出色，但其也存在着很大的不足。比如气缸内燃烧不充分、油耗过大，输出轴扭矩过小，气缸密封困难等。因为三角转子发动机气缸内燃气作用在转子侧面的膨胀压力被分为两个力，一个力推动输出轴旋转，而另一个力指向输出轴中心，从而导致整机的输出扭矩过小；因为其汽缸狭长而使燃烧率过低，油耗过高；因为使用特殊形状的气缸，导致了汽缸加工制造及气缸密封设计制造的难度。上述的三角转子式发动机存在的诸多问题，导致其难以大范围推广使用。

为了解决曲轴连杆式传动系统的内燃机存在的诸多问题，中国专利“具有对置活塞的内燃机”（公开号：CN 1074083C）采用了多叶状凸轮传动系统来代替曲轴连杆式传动系统内燃机的曲轴连杆式传动系统，由此使得采用该多叶状凸轮传动系统的内燃机大大缓和了活塞和气缸之间的摩擦、并具有较为紧凑的结构，但该专利仍然存在“1、在点火作功的一刹那，汽缸内的气体爆发力迅速达到最大值，由于活塞处在上止点附近，此时曲轴的轴承部位所承受的压力最大，摩擦阻力最大，由此损耗的机械功也大，同时降低了曲轴轴承的使用寿命；2、当汽缸内的气体爆发力达到最大值附近时，由于活塞处在上止点附近，此时曲轴连杆机构的动力输出力臂小，气缸内的燃气压力不能充分转化为功输出，从而明显降低了内燃机的热能-机械功转换效率，影响了内燃机的升功率和油耗性能。”等问题。

实用新型内容

本实用新型的目的是提供一种可应用于内燃机的差动传动机构，采用差动传动形式来实现内燃机的功率输出，能大幅度的降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放；能提高发动机的换气效率，提高发动机的极限转速，从而大幅度的提高发动机的功重比；能改善发动机的运转平稳性，降低发动机振动和噪音，延长发动机使用寿命。

本实用新型采取以下技术方案来实现上述目的，本实用新型的第一技术方案：内燃机的差动传动机构，包括活塞、活塞销和第一齿条，其特征在于，第一齿条的一端为连杆轴且与活塞的中心孔相匹配，连杆轴设置有与活塞销匹配的通孔，另一端的两侧设有斜齿条；活塞通过活塞销连接第一齿条的连杆轴，第一转接齿轮轴由直齿轮和扇形齿轮串联组合而成，第一转接齿轮轴的直齿轮与第一齿条的斜齿条啮合；第一不完全齿轮呈锅盆状，其中心设置有轴孔，外周为不完全伞齿，内周设置有直齿；第一转接齿轮轴绕第一不完全齿轮外周等距离排列，且第一转接齿轮轴的扇形齿轮与第一不完全齿轮的不完全伞齿啮合；第一行星架齿轮的一端为卵形齿轮A，另一端为支架，支架呈“Π”形并对称设置有行星齿轮轴，支架内设有轴孔，支架的行星齿轮轴上分别安装有第一行星齿轮；第一不完全齿轮内周的直齿与两第一行星齿轮啮合；第一中心齿轮轴的一端装有太阳齿轮，另一端装有轴端齿轮，第一中心齿轮轴穿装于支架和第一不完全齿轮的轴孔内，且太阳齿轮装于两第一行星齿轮之间并啮合，输出齿轮轴上安装有卵形齿轮B和输出齿轮，输出齿轮与轴端齿轮啮合，卵形齿轮B与第一行星架齿轮的卵形齿轮A啮合。

所述第一齿条两侧斜齿条齿顶的交叉线夹角为90°。

所述不完全齿轮的不完全伞齿为多段等齿数的连续伞齿且径向对称，每段连续伞齿依次与第一转接齿轮轴的扇形齿轮啮合，且不完全齿轮的不完全伞齿的段数为第一转接齿轮轴的个数的一半。

所述第一行星齿轮与第一中心齿轮轴的回转轴线平行。

本实用新型的第二技术方案：内燃机的差动传动机构，包括活塞、活塞销和第二齿条，第二齿条的一端为连杆且与活塞的中心孔相匹配，连杆设置有与活塞销匹配的通孔，第二齿条的另一端两侧对称设置有直齿条且对应平行；活塞通过活塞销连接第二齿条的连杆，第二转接齿轮轴上安装有协调齿轮和主动齿轮，第二齿条的直齿条与第二转接齿轮轴上的协调齿轮啮合，第二转接齿轮轴绕第二不完全齿轮外周等距离排列；第二不完全齿轮的中心设置有轴孔，第二不完全齿轮的外周设置有不完全直齿，内周设置有直齿；第二转接齿轮轴上的主动齿轮与第二不完全齿轮外周的不完全直齿啮合；第一行星架齿轮的一端为卵形齿轮A，另一端为支架，支架呈“Π”形并对称设置有行星齿轮轴，支架内设有轴孔，支架的行星齿轮轴上分别安装有第一行星齿轮；第二不完全齿轮内周的直齿与两第一行星齿轮啮合；第一中心齿轮轴的一端装有太阳齿轮，另一端装有轴端齿轮，第一中心齿轮轴穿装于支架和第二不完全齿轮的轴孔内，且太阳齿轮安装于两第一行星齿轮之间并啮合，输出齿轮轴上安装有卵形齿轮B和输出齿轮，输出齿轮轴与轴端齿轮啮合，卵形齿轮B与第一行星架齿轮的卵形齿轮A啮合。

所述不完全齿轮的不完全直齿为多段等齿数的连续直齿且径向对称，每段连续直齿依次与第二转接齿轮轴的主动齿轮啮合，且不完全齿轮的不完全直齿的段数为第二转接齿轮轴的个数的一半。

所述第一行星齿轮与第一中心齿轮轴的回转轴线平行。

本实用新型的第三技术方案：内燃机的差动传动机构，包括活塞、活塞销和第二齿条，第二齿条的一端为连杆且与活塞的中心孔相匹配，连杆设置有与活塞销匹配的通孔，第二齿条的另一端两侧对称设置有直齿条且对应平行；活塞通过活塞销连接第二齿条的连杆，第二转接齿轮轴上安装有协调齿轮和主动齿轮，第二齿条的直齿条与第二转接齿轮轴上的协调齿轮啮合，第二转接齿轮轴绕第三不完全齿轮外周等距离排列；第三不完全齿轮的中心设置有轴孔，第三不完全齿轮的外周同轴并列设置有不完全直齿和伞形齿轮；第二转接齿轮轴上的主动齿轮与第三不完全齿轮的不完全直齿啮合；第二行星架齿轮的中心轴一端安装有A齿轮，另一端设置有与A齿轮的中心轴垂直的第二行星齿轮轴，第二行星齿轮轴的两端安装有第二行星齿轮；第二中心齿轮轴由直齿轮和同轴并列的伞形齿轮构成且中心设置有轴孔，A齿轮的中心轴穿装于第三不完全齿轮和第二中心齿轮轴的轴孔内，第三不完全齿轮的伞形齿轮与第二中心齿轮轴的伞形齿轮通过第二行星齿轮相互啮合连接；输出齿轮轴上安装有卵形齿轮B和输出齿轮，第二中心齿轮轴的直齿轮与输出齿轮轴的输出齿轮啮合，输出齿轮轴的卵形齿轮B与第二行星架齿轮的A齿轮啮合。

所述第三不完全齿轮的不完全直齿为多段等齿数的连续直齿且径向对称，每段连续直齿依次与第二转接齿轮轴的主动齿轮啮合，且不完全齿轮的不完全直齿的段数为第二转接齿轮轴的个数的一半。

所述第二行星齿轮与第二中心齿轮轴的回转轴线垂直。

综合上述三个技术方案，活塞销将齿条连接固定到活塞上，作为一个整体沿气缸轴线方向往复运动。转接齿轮轴与齿条之间通过齿轮齿条啮合传动，实现多个齿条之间的力传递和运动协调。不完全齿轮的不完全轮齿（第一技术方案中为不完全伞齿，第二和第三技术方案中为不完全直齿），为若干段等齿数的连续轮齿的周向均匀分布。不完全齿轮的每段连续轮齿依次与转接齿轮轴啮合传动，实现气缸内燃气对活塞所作功通过齿条向不完全齿轮输出。不完全齿轮的完全轮齿，与行星齿轮啮合传动。行星齿轮与中心齿轮轴啮合传动。输出齿轮轴与中心齿轮轴通过圆形齿轮啮合传动，同时输出齿轮轴与和行星架齿轮通过卵形齿轮啮合传动，不完全齿轮、行星架齿轮、中心齿轮轴共轴线转动。由此，不完全齿轮和输出齿轮轴之间构成一种差动齿轮传动关系，从而实现活塞功从不完全齿轮向输出齿轮轴的输出。

活塞销将活塞与齿条固定连接成一个整体组件；也可取消活塞销，直接将活塞与齿条整体加工制造成形。

根据相对空间关系的不同，两两相邻的转接齿轮轴的回转轴线之间夹角可以为90°(如第一技术方案),也可以为0°(如第二和第三技术方案),相应地, 齿条的两侧齿廓齿顶交叉线夹角β为90°或0°。

行星齿轮与中心齿轮轴的回转轴线可平行（如第一和第二技术方案），构成行星轮轴线与中心轮轴线平行的平面差动轮系；行星齿轮与中心齿轮轴的回转轴线也可垂直相交（如第三技术方案），构成行星轮轴线与中心轮轴线垂直相交的空间差动轮系。

本实用新型所提供的一种可应用于内燃机的差动传动机构，采用差动传动形式来实现内燃机的功率输出，具有如下的有益效果：

1、能大幅度的降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。

2、能提高发动机的换气效率，提高发动机的极限转速，从而大幅度的提高发动机的功重比。

3、能改善发动机的运转平稳性，降低发动机振动和噪音，延长发动机使用寿命。

4、发动机结构相对紧凑，与现有曲轴连杆式传动系统的内燃机相比，本实用新型使用的传动机构皆为齿轮传动，使得发动机结构相对紧凑。

5、由于只针对曲轴连杆式传动系统的内燃机的传动系统进行技术创新，现有的主流内燃机曲轴连杆式传动系统的内燃机除传动系统之外的其他技术仍然可用，因而实现了对现有内燃机技术的最大可能继承。

6、发动机动力输出平稳。

附图说明

图1是本实用新型第一技术方案的立体结构示意图。

图2是本实用新型第一技术方案中活塞与第一齿条组合的立体结构示意图。

图3是本实用新型第一技术方案中第一齿条轴向视图。

图4是本实用新型第一技术方案中第一转接齿轮轴的立体视图。

图5是本实用新型第一技术方案中第一不完全齿轮的立体视图。

图6是图5中第一不完全齿轮的A向视图。

图7是本实用新型第一技术方案中第一行星齿轮的立体结构视图。

图8是本实用新型第一技术方案中第一行星架齿轮的立体结构示意图。

图9是本实用新型第一技术方案中第一中心齿轮轴的立体结构示意图。

图10是本实用新型第一技术方案中输出齿轮轴的立体结构示意图。

图11是图10中输出齿轮轴的B向视图。

图12是本实用新型第二技术方案的立体结构示意图。

图13是本实用新型第二技术方案中第二齿条的立体结构示意图。

图14是本实用新型第二技术方案中活塞与第二齿条组合的立体结构示意图。

图15是本实用新型第二技术方案中第二转接齿轮轴的立体结构示意图。

图16是本实用新型第二技术方案中第二不完全齿轮的立体视图。

图17是本实用新型第三技术方案的立体结构示意图。

图18是本实用新型第三技术方案中第三不完全齿轮的立体视图。

图19是本实用新型第三技术方案中第二行星齿轮的立体视图。

图20是本实用新型第三技术方案中第二中心齿轮轴的立体视图。

图21是本实用新型第三技术方案中第二行星架齿轮的立体结构示意图。

图22是图21中第二行星架齿轮的C向视图。

图23是本实用新型实施例1中气缸编号示意图。

图24是本实用新型实施例2中气缸编号示意图。

图25是行星架齿轮对输出齿轮轴的瞬时传动比示意图（横坐标为匀转速输出齿轮轴的转动角度）。

图26是曲轴连杆式传动系统的内燃机活塞运动速度特性曲线图（横坐标为匀转速输出轴的转动角度）。

图27是不完全齿轮对输出齿轮轴的瞬时传动比示意图（横坐标为匀转速输出齿轮轴的转动角度）。

图中：1.活塞，2.活塞销，3.第一齿条，3a.第二齿条，4.第一转接齿轮轴，41.直齿轮，42.伞形齿轮，4a.第二转接齿轮轴，4a1.协调齿轮，4a2.主动齿轮，5.第一不完全齿轮，5a.第二不完全齿轮，5b.第三不完全齿轮，6.第一行星齿轮，6a.第二行星齿轮，7.第一行星架齿轮，71.卵形齿轮A，72.支架，721.行星齿轮轴，7a.第二行星架齿轮，7a1.第二行星齿轮轴，7a2.A齿轮，8.第一中心齿轮轴，81.太阳齿轮，82.轴端齿轮，8a.第二中心齿轮轴，9.输出齿轮轴，91.卵形齿轮B，92.输出齿轮，β.交叉线夹角，α.圆心角。

具体实施方式

下面结合附图和实施例，对本实用新型做进一步的说明。本实用新型的第一技术方案：参见图1至图11，内燃机的差动传动机构，包括活塞1、活塞销2和第一齿条3，第一齿条3的一端为连杆轴31且与活塞1的中心孔相匹配，连杆轴31设置有与活塞销2匹配的通孔，第一齿条3的另一端的两侧设有斜齿条32；活塞1通过活塞销2连接第一齿条3的连杆轴31，第一转接齿轮轴4由直齿轮41和扇形齿轮42串联组合而成，第一转接齿轮轴4的直齿轮41与第一齿条3的斜齿条32啮合；第一不完全齿轮5呈锅盆状，其中心设置有轴孔，外周为不完全伞齿，内周设置有直齿；第一转接齿轮轴4绕第一不完全齿轮5外周等距离排列，且第一转接齿轮轴4的扇形齿轮42与第一不完全齿轮5的不完全伞齿啮合；第一行星架齿轮7的一端为卵形齿轮A71，另一端为支架72，支架72呈“Π”形并对称设置有行星齿轮轴721，支架72内设有轴孔，支架72的行星齿轮轴721上分别安装有第一行星齿轮6；第一不完全齿轮5内周的直齿与两第一行星齿轮6啮合；第一中心齿轮轴8的一端装有太阳齿轮81，另一端装有轴端齿轮82，第一中心齿轮轴8穿装于支架72和第一不完全齿轮5的轴孔内，且太阳齿轮81装于两第一行星齿轮6之间并啮合，输出齿轮轴9上安装有卵形齿轮B91和输出齿轮92，输出齿轮92与轴端齿轮82啮合，卵形齿轮B91与第一行星架齿轮7的卵形齿轮A71啮合。

所述第一齿条3两侧斜齿条32齿顶的交叉线夹角β为90°。

所述不完全齿轮5的不完全伞齿为多段等齿数的连续伞齿且径向对称，每段连续伞齿依次与第一转接齿轮轴4的扇形齿轮42啮合，且不完全齿轮5的不完全伞齿的段数为第一转接齿轮轴4的个数的一半。

所述第一行星齿轮6与第一中心齿轮轴8的回转轴线平行。

活塞1与第一齿条3可为一整体成形结构。

本实用新型的第二技术方案：参见图12至图16，内燃机的差动传动机构，包括活塞1、活塞销2和第二齿条3a，第二齿条3a的一端为连杆且与活塞1的中心孔相匹配，连杆设置有与活塞销2匹配的通孔，第二齿条3a的另一端两侧对称设置有直齿条且对应平行；活塞1通过活塞销2连接第二齿条3a的连杆，第二转接齿轮轴4a上安装有协调齿轮4a1和主动齿轮4a2，第二齿条3a的直齿条与第二转接齿轮轴4a上的协调齿轮4a1啮合，第二转接齿轮轴4a绕第二不完全齿轮5a外周等距离排列；第二不完全齿轮5a的中心设置有轴孔，第二不完全齿轮5a的外周设置有不完全直齿，内周设置有直齿；第二转接齿轮轴4a上的主动齿轮4a2与第二不完全齿轮5a外周的不完全直齿啮合；第一行星架齿轮7的一端为卵形齿轮A71，另一端为支架72，支架72呈“Π”形并对称设置有行星齿轮轴721，支架72内设有轴孔，支架72的行星齿轮轴721上分别安装有第一行星齿轮6；第二不完全齿轮5a内周的直齿与两第一行星齿轮6啮合；第一中心齿轮轴8的一端装有太阳齿轮81，另一端装有轴端齿轮82，第一中心齿轮轴8穿装于支架72和第二不完全齿轮5a的轴孔内，且太阳齿轮81安装于两第一行星齿轮6之间并啮合，输出齿轮轴9上安装有卵形齿轮B91和输出齿轮92，输出齿轮92与轴端齿轮82啮合，卵形齿轮B91与第一行星架齿轮7的卵形齿轮A71啮合。

所述不完全齿轮5的不完全直齿为多段等齿数的连续直齿且径向对称，每段连续直齿依次与第二转接齿轮轴4a的主动齿轮4a2啮合，且不完全齿轮5的不完全直齿的段数为第二转接齿轮轴4a的个数的一半。

所述第一行星齿轮6与第一中心齿轮轴8的回转轴线平行。

活塞1与第二齿条3a可为一整体成形结构。

本实用新型的第三技术方案：参见图17至图22，内燃机的差动传动机构，包括活塞1、活塞销2和第二齿条3a，第二齿条3a的一端为连杆且与活塞1的中心孔相匹配，连杆设置有与活塞销2匹配的通孔，第二齿条3a的另一端两侧对称设置有直齿条且对应平行；活塞1通过活塞销2连接第二齿条3a的连杆，第二转接齿轮轴4a上安装有协调齿轮4a1和主动齿轮4a2，第二齿条3a的直齿条与第二转接齿轮轴4a上的协调齿轮4a1啮合，第二转接齿轮轴4a绕第三不完全齿轮5b外周等距离排列；第三不完全齿轮5b的中心设置有轴孔，第三不完全齿轮5b的外周同轴并列设置有不完全直齿和伞形齿轮；第二转接齿轮轴4a上的主动齿轮4a2与第三不完全齿轮5b的不完全直齿啮合；第二行星架齿轮7a的中心轴一端安装有A齿轮7a2，另一端设置有与A齿轮7a2的中心轴垂直的第二行星齿轮轴7a1，第二行星齿轮轴7a1的两端安装有第二行星齿轮6a；第二中心齿轮轴8a由直齿轮和同轴并列的伞形齿轮构成且中心设置有轴孔，A齿轮7a2的中心轴穿装于第三不完全齿轮5b和第二中心齿轮轴8a的轴孔内，第三不完全齿轮5b的伞形齿轮与第二中心齿轮轴8a的伞形齿轮通过第二行星齿轮6a相互啮合连接；输出齿轮轴9上安装有卵形齿轮B91和输出齿轮92，第二中心齿轮轴8a的直齿轮与输出齿轮轴9的输出齿轮92啮合，输出齿轮轴9的卵形齿轮B91与第二行星架齿轮7a的A齿轮7a2啮合。

所述第三不完全齿轮5b的不完全直齿为多段等齿数的连续直齿且径向对称，每段连续直齿依次与第二转接齿轮轴4a的主动齿轮4a2啮合，且不完全齿轮5b的不完全直齿的段数为第二转接齿轮轴4a的个数的一半。

所述第二行星齿轮6a与第二中心齿轮轴8a的回转轴线垂直。

活塞1与第二齿条3a可为一整体成形结构。

实施例1：本实用新型的第一技术方案，参见图1至图11。内燃机的差动传动机构，包括活塞1、活塞销2、第一齿条3、第一转接齿轮轴4、第一不完全齿轮5、第一行星齿轮6、第一行星架齿轮7、第一中心齿轮轴8和输出齿轮轴9。

内燃机采用四冲程工作方式，共有气缸A、气缸B、气缸C和气缸D四个气缸，气缸轴线互相平行，且气缸轴线周向等距分布。内燃机运行过程中，每个气缸按顺时针方向依次进行吸气，压缩，作功，排气冲程。在每个气缸内，活塞销2将第一齿条3连接固定到活塞1上，作为一个整体沿气缸轴线方向往复运动，第一齿条3有两个直齿面，且两个直齿面之间成90度夹角。每两个第一齿条3之间通过第一转接齿轮轴4的啮合传动作用实现力传递和运动协调，第一齿条3一共有四个，相应地，第一转接齿轮轴4也一共有四个，第一齿条3和第一转接齿轮轴4的相互位置关系为（见图23所示）：当气缸A开始吸气冲程时，气缸A内活塞1开始从上止点下行，与气缸A顺时针相邻的气缸B开始压缩冲程，气缸B内的活塞1开始从下止点上行。同理，与气缸B顺时针相邻的气缸D开始作功冲程，气缸D内活塞1从上止点开始下行，与气缸D顺时针相邻的气缸C开始排气冲程，气缸C内活塞1从下止点开始上行，每个气缸对应的第一齿条3如此交替循环往复运动，并通过每个第一齿条3之间的第一转接齿轮轴4的啮合传动作用，实现第一齿条3之间的运动协调和力传递。

由于第一转接齿轮轴4一共有四个并均布，因此，第一不完全齿轮5的不完全轮齿，为两段约1/4圆周连续锥齿的周向均匀分布，每段连续锥齿对应的圆心角α为70°～90°。当某个气缸进入作功冲程时，活塞从上止点开始下行，驱动相应的第一齿条3对应的第一转接齿轮轴4（顺时针方向），该第一转接齿轮轴4开始进入与第一不完全齿轮5的约1/4圆周连续锥齿的啮合，活塞功开始输出到第一不完全齿轮5并驱动第一不完全齿轮5的转速从零开始加速，实现活塞功的输出。当该气缸作功冲程进行到约一半时，相应的第一转接齿轮轴4驱动第一不完全齿轮5加速到最大转速。之后，作功气缸相应的该第一转接齿轮轴4依然在驱动第一不完全齿轮5，但下一个气缸（顺时针方向）压缩冲程需用功率增加，因此第一不完全齿轮5开始减速，并在本气缸作功冲程结束，活塞1到达下止点时，第一不完全齿轮5的转速也降低到零。本气缸对应的第一转接齿轮轴4退出与第一不完全齿轮5的啮合传动，下一个气缸作功冲程开始，下一个气缸对应的第一转接齿轮轴4开始进入与第一不完全齿轮5的啮合，第一不完全齿轮5又开始新一轮的零转速-加速-最高转速-减速-零转速的单方向转速脉动过程，从而开始新的活塞功输出过程。

第一不完全齿轮5上的完全轮齿，为完整的圆柱齿，并与不完全轮齿共轴线。在第一不完全齿轮5的转速脉动过程中，其完全轮齿始终与行星齿轮6啮合传动。行星齿轮6与中心齿轮轴8的回转轴线平行，构成行星轮轴线与中心轮轴线平行的平面差动轮系。

第一不完全齿轮5的脉动转速与输出齿轮轴9的匀速转动转换关系，采用逆向思维方式，从输出齿轮轴9的匀速转速向第一不完全齿轮5的脉动转速转换分析，更易于理解。假设输出齿轮轴9上有转速n0，由于发动机及负载的惯性，可认为输出齿轮轴9上的转速n0为匀转速，中心齿轮轴8与输出齿轮轴9之间为定传动比传动，行星架齿轮7与输出齿轮轴9之间为卵形齿轮对的变传动比传动（如图25所示），则根据差动轮系传动比计算方法，可得出由中心齿轮轴8、行星架齿轮7、行星齿轮6、第一不完全齿轮5等组成的平面差动轮系中，第一不完全齿轮5对中心齿轮轴8的传动比，从而能计算出第一不完全齿轮5对输出齿轮轴9的传动比（如图27所示）。如果取中心齿轮轴8与输出齿轮轴9之间的定传动比为2:1，并取行星齿轮6与对应啮合的第一不完全齿轮5的完全轮齿的节圆半径比为1:4，则相应地卵形齿轮B91的偏心率为0.2，在此结构设计参数下能获得满足“输出齿轮轴9做匀速运动、第一不完全齿轮5做脉动转动（最小转速为零）、且第一不完全齿轮5的每个脉动转动周期对应90°的第一不完全齿轮5转角（亦即对应活塞一个冲程）”等要求的平面差动轮系设计结果，从而实现活塞1往复运动向输出齿轮轴9匀速转动的运动转换和功输出。

从上述逆向分析过程可知，由中心齿轮轴8、行星架齿轮7、行星齿轮6、不完全齿轮5等组成的平面差动轮系，在引入了输出齿轮轴9与中心齿轮轴8通过圆形齿轮啮合传动，以及输出齿轮轴9与和行星架齿轮7通过卵形齿轮啮合传动后，将平面差动轮系的传动自由度从2改变为1，实现了中心齿轮轴8和行星架齿轮7之间的力传递和运动协调，从而实现了活塞功经过不完全齿轮5向输出齿轮轴9的功输出。

实施例2：本实用新型的第二技术方案，参见图12至图16，本实施例为一种可应用于内燃机的差动传动机构，其差动传动系统由活塞1、活塞销2、第二齿条3a、第二转接齿轮轴4a、第二不完全齿轮5a、第一行星齿轮6、第一行星架齿轮7、第一中心齿轮轴8和输出齿轮轴9组成。

内燃机采用四冲程工作方式，共有气缸A＇、气缸B＇、气缸C＇、气缸D＇四个气缸，气缸轴线互相平行，且气缸轴线成矩形阵列分布。内燃机运行过程中，每个气缸按照图24所示的气缸A＇、气缸B＇、气缸C＇、气缸D＇编号顺序依次进行吸气、压缩、作功、排气冲程，举例说，当气缸A＇开始吸气冲程时，气缸B＇开始压缩冲程，气缸C＇开始作功冲程，气缸D＇开始排气冲程，当气缸A＇开始压缩冲程时，气缸B＇开始作功冲程，气缸C＇开始排气冲程，气缸D＇开始吸气冲程，如此循环。

在每个气缸内，活塞销2将第二齿条3a连接固定到活塞1上，作为一个整体沿气缸轴线方向往复运动，每个第二齿条3a有两个直齿面，且两个直齿面之间平行。

每两个第二齿条3a之间通过第二转接齿轮轴4a的啮合传动作用，实现力传递和运动协调。气缸共有四个，相应地，第二齿条3a也一共有四个。为了使得第二不完全齿轮5a的轴对称性好，取第二不完全齿轮5a的不完全轮齿为两段且周向均布，则第二转接齿轮轴4a也一共有四个。第二齿条3a和第二转接齿轮轴4a的相互位置关系为：如图19a所示，当气缸A＇开始吸气冲程时，气缸A＇内活塞1开始从上止点下行，与气缸A＇相邻的气缸B＇开始压缩冲程，气缸B＇内的活塞1开始从下止点上行。同理，与气缸B＇相对的气缸C＇开始作功冲程，气缸C＇内活塞1从上止点开始下行，与气缸C＇相邻的气缸D＇开始排气冲程，气缸D＇内活塞1从下止点开始上行，每个气缸对应的第二齿条3a如此交替循环往复运动，并通过每个第二齿条3a之间的第二转接齿轮轴4a的啮合传动作用，实现第二齿条3a之间的运动协调和力传递。四个第二转接齿轮轴4a的空间布局方式为：第二转接齿轮轴4a的轴线互相平行并与气缸轴线垂直不相交，四个第二转接齿轮轴4a的轴线成正方形顶点位置阵列，且该正方形的一条对角线方向与气缸轴线平行。

第二不完全齿轮5a的不完全轮齿，为两段约1/4圆周连续圆柱齿的周向均匀分布，每段不完全轮齿对应的圆心角α为70°～90°。当（图24所示）气缸A＇进入作功冲程时，活塞1从上止点开始下行，通过相应的第二齿条3a直接驱动外侧的第二转接齿轮轴4a，并间接驱动另一外侧的第二转接齿轮轴4a，外侧的第二转接齿轮轴4a开始进入与第二不完全齿轮5a的1/4周不完全轮齿的啮合；活塞功开始输出到第二不完全齿轮5a并驱动第二不完全齿轮5a的转速从零开始加速，实现活塞功的输出。当气缸A＇作功冲程进行到约一半时，相应的两个第二转接齿轮轴4a驱动第二不完全齿轮5a加速到最大转速，之后，气缸A＇相应的第二转接齿轮轴4a依然在驱动第二不完全齿轮5a，但气缸B＇压缩冲程需用功率增加，因此第二不完全齿轮5a开始减速，气缸A＇作功冲程结束，活塞1到达下止点时，第二不完全齿轮5a的转速也降低到零，于是气缸A＇驱动的两个转接第二齿轮轴4a退出与第二不完全齿轮5a的啮合传动，气缸B＇开始作功冲程，气缸B＇通过相应的第二齿条3a驱动内侧的两个第二转接齿轮轴4a（由该两个第二转接齿轮轴4a的轴线确定的平面与气缸轴线平行）开始进入与第二不完全齿轮5a的啮合，第二不完全齿轮5a又开始新一轮的零转速-加速-最高转速-减速-零转速的单方面转速脉动过程，从而开始新的活塞功输出过程。

第二不完全齿轮5a上的完全轮齿为完整的圆柱齿并与不完全轮齿共轴线。在第二不完全齿轮5a的转速脉动过程中，其完全轮齿始终与第一行星齿轮6啮合传动。第二不完全齿轮5a的脉动转速与输出齿轮轴9的匀速转动转换关系与实施例1的相同，对此不再赘述。

实施例3：本实用新型的第三技术方案，参见图17至图22。本实施例为一种可应用于内燃机的差动传动机构，其差动传动系统由活塞1、活塞销2、第二齿条3a、第二转接齿轮轴4a、第三不完全齿轮5b、第二行星齿轮6a、第二行星架齿轮7a、第二中心齿轮轴8a、输出齿轮轴9组成。

内燃机采用四冲程工作方式，共有四个气缸，如图24所示，气缸的空间布置方式、气缸的冲程顺序、每个气缸内的第二齿条3a之间的力传递和运动协调方式、以及活塞功到第三不完全齿轮5b的输出方式等，与实施例2的相同。

第三不完全齿轮5b上的完全轮齿为完整的圆锥齿并与第三不完全齿轮5b上的不完全轮齿共轴线。在第三不完全齿轮5b的转速脉动过程中，其完全轮齿始终与第二行星齿轮6a啮合传动。第二行星齿轮6a与第二中心齿轮轴8a的回转轴线垂直相交，构成行星轮轴线与中心轮轴线垂直相交的空间差动轮系。

第三不完全齿轮5b的脉动转速与输出齿轮轴9的匀速转动转换关系，采用逆向思维方式，从输出齿轮轴9的匀速转速向第三不完全齿轮5b的脉动转速转换分析，更易于理解。

假设输出齿轮轴9上有匀速转速n0，第二中心齿轮轴8a与输出齿轮轴9之间为定传动比传动，第二行星架齿轮7a与输出齿轮轴9之间为卵形齿轮对的变传动比传动（如图25所示），则根据差动轮系传动比计算方法，可得出由第二中心齿轮轴8a、第二行星架齿轮7a、第二行星齿轮6a、第三不完全齿轮5b组成的空间差动轮系中，第三不完全齿轮5b对第二中心齿轮轴8a的传动比，从而能计算出第三不完全齿轮5b对输出齿轮轴9的传动比（如图27所示）。当取第二中心齿轮轴8a与输出齿轮轴9之间的定传动比为3：2时，则相应地卵形齿轮B91的偏心率为1/7，在此结构设计参数下，能获得满足“输出齿轮轴9做匀速运动、第三不完全齿轮5b做脉动转动（最小转速为零）、且第三不完全齿轮5b的每个脉动转动周期对应90度的第三不完全齿轮5b转角（亦即对应活塞一个冲程）”等要求的空间差动轮系设计结果，从而实现活塞1往复运动向输出齿轮轴9匀速转动的运动转换和功输出。

从上述逆向分析过程可知，由第二中心齿轮轴8a、第二行星架齿轮7a、第二行星齿轮6a、第三不完全齿轮5b等组成的空间差动轮系，在引入了输出齿轮92与第二中心齿轮轴8a之间的定传动比啮合传动，以及卵形齿轮B91与第二行星架齿轮7a之间的变传动比啮合传动后，将平面差动轮系的传动自由度从二改变为一，实现了第二中心齿轮轴8a和第二行星架齿轮7a之间的力传递和运动协调，从而实现了活塞功经过第三不完全齿轮5b向输出齿轮轴9的功输出。

综上所述，本实用新型的关键点：

1、内燃机的差动传动机构由活塞1、活塞销2、齿条、转接齿轮轴、不完全齿轮、行星齿轮、行星架齿轮、中心齿轮轴和输出齿轮轴9组成。

2、可由活塞销2将活塞1与齿条固定连接成一个整体组件；也可取消活塞销2，直接将活塞1与齿条整体加工制造成形。

3、内燃机可有一个或多个气缸，在内燃机的各个冲程中，活塞1、活塞销2、齿条等构成的组件沿气缸轴线方向往复平动。

4、转接齿轮轴实现多个气缸相应的齿条之间的运动协调和力传递。

5、当某个气缸处于作功冲程时，通过该气缸相对应的齿条与转接齿轮轴之间的啮合传动，活塞功传递给不完全齿轮，并驱动不完全齿轮的转速从零到最大，再由最大到零，不完全齿轮的转速一阶以上连续变化，完成不完全齿轮的一个转速脉动周期。

7、中心齿轮轴、行星架齿轮、行星齿轮和不完全齿轮组成平面或空间差动轮系，并在引入了输出齿轮轴9与中心齿轮轴之间的输出齿轮啮合定传动比传动，以及输出齿轮轴9与和行星架齿轮之间的卵形齿轮啮合变传动比传动后，将平面差动轮系的传动自由度从二改变为一，实现了中心齿轮轴和行星架齿轮之间的力传递和运动协调，从而实现了不完全齿轮的脉动转动向输出齿轮轴匀速转动的确定性传动，实现了活塞功经过不完全齿轮向输出齿轮轴9的输出。

本实用新型具有如下的有益应用效果：

a)能大幅度的降低发动机油耗，提高燃油经济性，改善发动机废气排放。本实用新型主要是通过下述技术途径实现该项应用效果的：

首先，从图27可以看出，与现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机活塞运动速度特性相比（如图26所示），在本实用新型采用的差动传动方式下，对应于输出齿轮轴9（动力输出轴）的匀速转动，气缸内活塞在接近上/下止点的过程中，活塞1线速度（相当于不完全齿轮5的转速）逐渐收敛到0的速度变化过程平缓。也就是说，在活塞1的压缩冲程即将终了时，本实用新型的活塞1的运动线速度变得很慢，这将有利于气缸内可燃油气混和物的充分混合，并提供了气缸内可燃油气混和物充分燃烧所需要的时间。从而能允许发动机的点火提前角大大减小，大大减小了压缩负功，增加了发动机的循环功。而当气缸内活塞的作功冲程到来时，同样由于活塞1的线运动速度是从0开始缓慢增加，气缸内可燃油气混和物燃烧更加充分，达到与现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机气缸内压力峰值所需要的供油量更少， 因而能降低发动机油耗，同时改善了发动机的废气排放。

 其次，据有关资料，现有的曲轴连杆式内燃机内活塞往复运动过程中活塞1与气缸壁之间的摩擦损失，消耗了发动机循环功的10%-20%，在本实用新型的活塞1作功冲程中，活塞1受到差动传动机构反作用力方向可始终与气缸轴线共线，活塞1与气缸壁面的摩擦损失较现有的曲轴连杆式内燃机大为减少，从而明显降低发动机油耗，提高燃油经济性。

 再次，在本实用新型的活塞作功冲程中，活塞1的动力输出力臂线始终保持为齿条的不完全齿轮的节圆公切线，活塞1的动力输出力臂不变，当气缸压力到达最大值附近时，发动机各传动件的支承轴承不会出现过大的压力，发动机运转过程消耗在轴承等上的摩擦功相比现有的曲轴连杆式内燃机的小，从而能降低发动机油耗，提高燃油经济性。

最后，在本实用新型的活塞作功冲程中，活塞1的动力输出力臂线始终保持为齿条的不完全齿轮5的节圆公切线，活塞1的动力输出力臂不变，当气缸压力到达最大值附近时，本实用新型的活塞1的动力输出力臂比现有的曲轴连杆式内燃机的活塞1的动力输出力臂大的多，能将气缸内的燃气压力充分转化为功输出，大大提高了本实用新型的热能-机械功转换效率，从而明显降低发动机油耗，提高燃油经济性。

b)能提高发动机的换气效率，提高发动机的极限转速，从而大幅度的提高发动机的功重比。本实用新型主要是通过下述技术途径实现该项应用效果的：

首先，与现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机活塞运动速度特性相比（如图26所示），在本实用新型采用的差动传动方式下，活塞线速度逐渐收敛到0的速度变化过程平缓（如图27所示）。当气缸处于排气冲程终了时，本实用新型缓慢的活塞线速度将有利于排气充分，并减小排气过程气流损失；当气缸处于吸气冲程终了时，本实用新型缓慢的活塞线速度也将有利于吸入更多的新鲜油气混和物，并减小吸气过程气流损失。这将有利于提高发动机换气效率，也对发动机热循环效率的提高有所增益，提高了发动机的升功率，从而能提高发动机的功重比。

其次，与现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机相比，本实用新型除了气缸内活塞与齿条等构成的组件为直线往复运动外，其他的传动件皆为轴对称件，从而允许发动机有更高的极限转速；从发动机的燃烧效率来看，本实用新型活塞线速度特性（如图27所示），将有助于发动机在高转速下仍然能够保持较高的燃烧效率。因此，可通过提高本实用新型发动机的极限转速，来大幅度的提高发动机的功重比和升功率。

c)能改善发动机的运转平稳性，降低发动机振动和噪音，延长发动机使用寿命。本实用新型主要是通过下述技术途径实现该项应用效果的：

首先，与现有的曲轴连杆式传动系统的内燃机相比，本实用新型的传动机构大部分为轴对称件，其余的非轴对称件也是直线往复运动形式，明显降低传动系统各部件由于质量不平衡性引起的各种振动和噪音，从而能大幅度改善发动机的运转平稳性，降低发动机的运转噪音水平，并能延长发动机的使用寿命。

其次，本实用新型的发动机各传动部件运动过程皆为速度一阶以上连续，无刚性冲击，也无柔性冲击，从而能改善发动机的运转平稳性，降低发动机振动和噪音，延长发动机使用寿命。

再次，在本实用新型的活塞作功冲程中，活塞1的动力输出力臂线始终保持为齿条与不完全齿轮的节圆公切线，活塞1的动力输出力臂不变，当气缸压力到达最大值附近时，发动机各传动件的支承轴承不会出现过大的压力，发动机轴承等机件承受的冲击力小，使用寿命长。

最后，在本实用新型的活塞作功冲程中，活塞1受到差动传动机构反作用力方向可始终与气缸轴线共线，从而活塞1与气缸壁面的摩擦力较现有的曲轴连杆式内燃机大为减小，尤其气缸压力到达最大值附近时活塞1与气缸壁面的摩擦力较现有的曲轴连杆式内燃机大为减小，从而减小了活塞1与气缸壁面之间的磨损，延长了发动机的使用寿命。

d)本实用新型的发动机结构相对紧凑。与现有曲轴连杆式传动系统的内燃机相比，本实用新型使用的传动机构皆为齿轮传动，使得发动机结构相对紧凑。

e)本实用新型由于只针对曲轴连杆式内燃机的传动系统进行技术创新，现有的主流内燃机曲轴连杆式内燃机除传动系统之外的其他技术仍然可用，因而实现了对现有内燃机技术的最大可能继承。

f)本实用新型的发动机动力输出平稳。本实用新型主要是通过下述技术途径实现该项应用效果的：

首先、从图27可见，在本实用新型作功冲程初期气缸压力峰值出现时刻附近，对应的活塞线运动速度比较慢，使得发动机功率输出瞬时值不至于偏高，而在本实用新型压缩冲程后期气缸压力较高的时候，活塞线运动速度比较慢，压缩消耗功率较小，这些都有利于维持输出齿轮轴（动力输出轴）的功率输出平稳及转速平稳。

其次，本实用新型采用的差动传动机构，包含有活塞、活塞销、齿条、转接齿轮轴、不完全齿轮、行星齿轮、行星架齿轮等多个变速转动部件，变速部件多、变速范围较大，从而整个传动机构的等效转动惯量大、对转动机械能波动的消融能力强，从而有利于维持输出齿轮轴9（动力输出轴）的转速平稳。 

Claims (10)

1.内燃机的差动传动机构，包括活塞、活塞销和第一齿条，其特征在于，第一齿条的一端为连杆轴且与活塞的中心孔相匹配，连杆轴设置有与活塞销匹配的通孔，另一端的两侧设有斜齿条；活塞通过活塞销连接第一齿条的连杆轴，第一转接齿轮轴由直齿轮和扇形齿轮串联组合而成，第一转接齿轮轴的直齿轮与第一齿条的斜齿条啮合；第一不完全齿轮呈锅盆状，其中心设置有轴孔，外周为不完全伞齿，内周设置有直齿；第一转接齿轮轴绕第一不完全齿轮外周等距离排列，且第一转接齿轮轴的扇形齿轮与第一不完全齿轮的不完全伞齿啮合；第一行星架齿轮的一端为卵形齿轮A，另一端为支架，支架呈“Π”形并对称设置有行星齿轮轴，支架内设有轴孔，支架的行星齿轮轴上分别安装有第一行星齿轮；第一不完全齿轮内周的直齿与两第一行星齿轮啮合；第一中心齿轮轴的一端装有太阳齿轮，另一端装有轴端齿轮，第一中心齿轮轴穿装于支架和第一不完全齿轮的轴孔内，且太阳齿轮装于两第一行星齿轮之间并啮合，输出齿轮轴上安装有卵形齿轮B和输出齿轮，输出齿轮与轴端齿轮啮合，卵形齿轮B与第一行星架齿轮的卵形齿轮A啮合。

2.根据权利要求1所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述第一齿条两侧斜齿条齿顶的交叉线夹角为90°。

3.根据权利要求1所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述不完全齿轮的不完全伞齿为多段等齿数的连续伞齿且径向对称，每段连续伞齿依次与第一转接齿轮轴的扇形齿轮啮合，且不完全齿轮的不完全伞齿的段数为第一转接齿轮轴的个数的一半。

4.根据权利要求1所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述第一行星齿轮与第一中心齿轮轴的回转轴线平行。

5.内燃机的差动传动机构，包括活塞、活塞销和第二齿条，其特征在于，第二齿条的一端为连杆且与活塞的中心孔相匹配，连杆设置有与活塞销匹配的通孔，第二齿条的另一端两侧对称设置有直齿条且对应平行；活塞通过活塞销连接第二齿条的连杆，第二转接齿轮轴上安装有协调齿轮和主动齿轮，第二齿条的直齿条与第二转接齿轮轴上的协调齿轮啮合，第二转接齿轮轴绕第二不完全齿轮外周等距离排列；第二不完全齿轮的中心设置有轴孔，第二不完全齿轮的外周设置有不完全直齿，内周设置有直齿；第二转接齿轮轴上的主动齿轮与第二不完全齿轮外周的不完全直齿啮合；第一行星架齿轮的一端为卵形齿轮A，另一端为支架，支架呈“Π”形并对称设置有行星齿轮轴，支架内设有轴孔，支架的行星齿轮轴上分别安装有第一行星齿轮；第二不完全齿轮内周的直齿与两第一行星齿轮啮合；第一中心齿轮轴的一端装有太阳齿轮，另一端装有轴端齿轮，第一中心齿轮轴穿装于支架和第二不完全齿轮的轴孔内，且太阳齿轮安装于两第一行星齿轮之间并啮合，输出齿轮轴上安装有卵形齿轮B和输出齿轮，输出齿轮轴与轴端齿轮啮合，卵形齿轮B与第一行星架齿轮的卵形齿轮A啮合。

6.根据权利要求5所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述不完全齿轮的不完全直齿为多段等齿数的连续直齿且径向对称，每段连续直齿依次与第二转接齿轮轴的主动齿轮啮合，且不完全齿轮的不完全直齿的段数为第二转接齿轮轴的个数的一半。

7.根据权利要求5所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述第一行星齿轮与第一中心齿轮轴的回转轴线平行。

8.内燃机的差动传动机构，包括活塞、活塞销和第二齿条，其特征在于，第二齿条的一端为连杆且与活塞的中心孔相匹配，连杆设置有与活塞销匹配的通孔，第二齿条的另一端两侧对称设置有直齿条且对应平行；活塞通过活塞销连接第二齿条的连杆，第二转接齿轮轴上安装有协调齿轮和主动齿轮，第二齿条的直齿条与第二转接齿轮轴上的协调齿轮啮合，第二转接齿轮轴绕第三不完全齿轮外周等距离排列；第三不完全齿轮的中心设置有轴孔，第三不完全齿轮的外周同轴并列设置有不完全直齿和伞形齿轮；第二转接齿轮轴上的主动齿轮与第三不完全齿轮的不完全直齿啮合；第二行星架齿轮的中心轴一端安装有A齿轮，另一端设置有与A齿轮的中心轴垂直的第二行星齿轮轴，第二行星齿轮轴的两端安装有第二行星齿轮；第二中心齿轮轴由直齿轮和同轴并列的伞形齿轮构成且中心设置有轴孔，A齿轮的中心轴穿装于第三不完全齿轮和第二中心齿轮轴的轴孔内，第三不完全齿轮的伞形齿轮与第二中心齿轮轴的伞形齿轮通过第二行星齿轮相互啮合连接；输出齿轮轴上安装有卵形齿轮B和输出齿轮，第二中心齿轮轴的直齿轮与输出齿轮轴的输出齿轮啮合，输出齿轮轴的卵形齿轮B与第二行星架齿轮的A齿轮啮合。

9.根据权利要求8所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述第三不完全齿轮的不完全直齿为多段等齿数的连续直齿且径向对称，每段连续直齿依次与第二转接齿轮轴的主动齿轮啮合，且不完全齿轮的不完全直齿的段数为第二转接齿轮轴的个数的一半。

10.根据权利要求8所述的内燃机的差动传动机构，其特征在于，所述第二行星齿轮与第二中心齿轮轴的回转轴线垂直。