内燃机的制作方法

本发明涉及一种内燃机，并涉及用于包括该内燃机的用于水运工具的推进单元。

背景技术：

以两冲程或四冲程循环运行的常规的内燃机通常使用曲轴和连杆的布置来将活塞的直线运动转换为输出轴处的旋转运动。由于曲轴和连杆的几何形状，最大的活塞加速度通常发生在活塞位于上死点中心(TDC)时，在上死点中心(TDC)的活塞加速度显著大于在下死点中心(BDC)的活塞加速度。TDC停留时间(在TDC处或附近花费的时间)的该减少具有若干负面效果，包括减小的效率和发动机的不平衡。

已知若干替代的发动机布置，这些布置使用不同的燃烧室至输出轴的联接机构来减小最大活塞加速度并增加TDC停留时间。然而，这些布置总体上是复杂的，且制造困难又昂贵。

除了上述问题，常规的两冲程发动机还具有曲轴和连杆组件的润滑问题。曲轴和连杆组件通常容纳在曲轴箱内，曲轴箱形成进气系统的一部分。润滑系统作为全损耗系统运行，其中，润滑油被连续地馈入曲轴箱并被允许经过进入燃烧气缸并由此离开发动机。由于在废气中存在润滑油，该全损耗润滑系统损害环境。使用曲轴箱作为增压或进气腔室还限制了发动机设计者优化进气室的容积和形状以使发动机的性能和效率最大化的能力。

常规的曲轴和连杆两冲程和四冲程内燃机总体上具有相对于活塞直径的长活塞行程，以提供更高的热动力效率，并满足日益严格的排放标准。较长的活塞行程进一步需要更大的曲柄偏心度，在与由运动的连杆所占据的空间结合时，这产生了在曲轴的轴线上的对应的大的正面面积。

在曲轴的轴线上的该正面面积通常由构造或机构来增加以提供振动平衡——例如，将多个气缸偏置成V形或对置的活塞形状，或附加平衡飞轮或轴。

从发动机的优化开始的该惯常设计方法使得(在外置马达的情形下)将发动机浸没在水中从根本上是困难且无吸引力的，由于在航空器的情形下增加的阻力或空气中的阻力或在摩托车和其他形式的交通工具的情形下的笨重，该惯常设计方法还用于诸如发电机、增程器、园艺工具之类的其它应用，在这些应用中，空间的使用是重要的设计考虑因素且需要优化。

用于特别是需要总体低于约20马力的功率输出的市场中的便携式部分的水运工具的外置马达目前采用相对廉价的四冲程发动机。更严格的排放规定减少了两冲程发动机在较低功率场合的使用(事实上，现在在某些国家中销售许多两冲程外置发动机是非法的)，而偏向于开发更清洁的四冲程发动机。

技术实现要素：

本发明的第一方面提供了一种内燃机，该内燃机包括安装成在气缸内沿气缸轴线往复直线运动的活塞，活塞通过功率传递组件联接至输出轴，功率传递组件布置成将活塞的直线运动转换成输出轴的旋转运动，活塞具有可在第一腔室内运动的第一头部以及与第一头部相对且可在第二腔室内运动的第二头部，功率传递组件具有润滑系统，润滑系统用于润滑功率传递组件的运动部件，其中，润滑系统与第一腔室和第二腔室密封，从而防止了流体从润滑系统通入第一腔室和第二腔室。

功率传递组件可包括与活塞有效接触的直线运动轴承。使用直线运动轴承(而不是常规的曲轴和连杆)能够使得发动机的正面面积最小。曲柄的偏心度可完全包含在活塞的直径中。由于直线运动轴承可导致相对于输出轴旋转的正弦活塞运动，这还使得最小化或消除对振动平衡构件的需求成为可能。该正弦活塞运动可避免在连杆式发动机中的余弦缩短(cosine shortening)效应，并由此延长TDC停留时间——从而改善功率输送和燃烧效率。

在本文中“直线运动轴承”是可沿基本直线的路径相对于活塞运动的轴承。该路径无需为精确的直线，而是可包括轻微的曲线。该路径与活塞的直线往复运动轴线交叉。

功率传递组件可包括滑动轴承或滚动轴承。滑动轴承或滚动轴承可为如上所述的直线运动轴承。

直线运动轴承可具有布置成相对于活塞沿基本横向于气缸轴线的直线轴线运动的一部分。

直线运动轴承可具有布置成相对于活塞沿基本相对于气缸轴线倾斜的直线轴线运动的一部分。

直线运动轴承可经由非平面的轴承表面联接至活塞，从而允许直线运动轴承的旋转。

功率传递组件可布置使得输出轴在活塞的第一头部与第二头部之间。

内燃机还可包括在功率传递组件的一侧上活塞与气缸之间的第一油密封件以及功率传递组件的另一侧上活塞与气缸之间的第二油密封件。

第一腔室可为燃烧室，且第二腔室可为布置成将入口空气供应至燃烧室的扫气室。双头活塞具有燃烧气缸内的一个头部(“燃烧头部”)，且另一个头部(“扫气头部”)作用为将空气泵入气缸并由此排空燃烧气缸，同时提供在整个转速范围内的一致的传输压力。

第一头部与气缸之间的第一活塞至孔的间隙可大于在与第一油密封件相邻的区域至与第二油密封件相邻的区域之间延伸的第二活塞至孔的间隙。例如，期望的是，活塞的“热”端(即燃烧头部)具有较大的活塞至孔的间隙。

内燃机还可包括在扫气室外的泵，该泵具有泵送容积，其中，该泵由活塞的运动驱动。

该泵可布置成将受压气体供应至燃料喷射系统，燃料喷射系统在燃烧室内具有出口。替代地，该泵可布置成将燃料(液态燃料或液态/气态燃料或纯净的气态燃料)和/或燃料/空气混合物泵送至燃料喷射系统。

内燃机还可包括在扫气室与燃烧室之间延伸的第一传输导管，以及在泵与燃料喷射系统之间延伸的第二传输导管。

内燃机还可包括防通风板，且第一传输导管可与气缸和防通风板相邻。

第二传输导管可布置成以比第一传输导管更高的压力传送气体。

燃料喷射系统可包括气缸中的燃料喷射端口。第二传输导管可联接至燃料喷射端口。该端口可特别地瞄向气缸内的火花塞以产生局部丰富的混合物，从而使得稀薄燃烧成为可能。

喷射定时可被喷射端口的位置所调整。

喷射定时可受喷射孔的尺寸影响，例如，限制孔可延迟喷射定时以最小化未燃烧的碳氢化合物的排放。

该泵可包括往复运动的活塞。

该泵可包括单向进口阀和单向出口阀，从而允许大容积比，这进一步最大化了在所有发动机速度下的排量的线性度。

泵的活塞行程可由曲轴的摆度(throw)限定，且因而泵的直径可定为在开大的节气门处输送特定量的气态燃料，以用于理论配比燃烧。

为了在所有发动机载荷下保持理论配比，泵可被独立的节流阀节流，以根据主扫气泵减小的容积效率减小这种泵的容积效率，同时泵可为了更低的功率需求而被节流。

第一腔室可为第一燃烧室，且第二腔室可为第二燃烧室，发动机还包括外增压器，外增压器布置成将入口空气交替地供应至第一燃烧室和第二燃烧室。

第一头部与气缸之间的第一活塞至孔的间隙可大于在与第一油密封件相邻的区域至与第二油密封件相邻的区域之间延伸的第二活塞至孔的间隙。

第二头部与气缸之间的第三活塞至孔的间隙可大于第二活塞至孔的间隙。

内燃机可包括多个活塞。

两个或更多个活塞可安装成在共同的气缸内往复直线运动。

相邻的一对活塞可以对置的关系布置并共享共同的燃烧室。对置的活塞布置改善了热效率，且使得可能将功率传送分入两个输出轴，而不是常规的一个输出轴，因而进一步减小了发动机的正面面积。对置的活塞布置还提供了自然振动平衡。

相邻活塞的扫气头部可能可选地共享共同的腔室，且作用在对置的扫气活塞构造中，以简化并减少阀的数量。

每个活塞可联接至相应的功率传递组件。

功率传递组件可布置成使相邻的一对活塞异相地运行。

多个功率传递组件可联接至共同的输出轴。

每个活塞可通过功率传递组件中相应的那一个联接至相应的输出轴。

输出轴可布置成驱动一个或多个驱动轴旋转，其中，一个或多个驱动轴可绕基本平行于气缸轴线的驱动轴线旋转。

重要地，为了增加功率而不显著增加正面面积，本发明可提供多个气缸，且其活塞都在相同的轴线上。这意味着一系列曲轴各自连接至一个单个的传动轴(尽管也可能使用多个传动轴)。

一个驱动轴可布置成被多个输出轴驱动，发动机还包括用于多个输出轴的旋转位置的同步的机械联接。

根据本发明的内燃机可为两循环发动机。

该内燃机可由气相燃料提供动力。优选地但非必需地，本发明使用LPG或其它气相燃料作为其能量源。保留油式曲轴润滑设计可容忍不耐受润滑剂的燃料且不需要任何形式的全损耗润滑系统，这在两冲程发动机中这可能特别有益。

本发明的又一方面提供了一种用于水运工具的推进单元，该推进单元包括根据第一方面的内燃机。与常规的设计相比，该发动机的显著提高的功率密度使得推进单元显著地更轻约50至75％。此外，由于作用在横梁或将推进单元附连至水运工具的其它附连件上的重力，该质量的显著部分可被浸没，这意味着其重量被浮力部分地抵消，这进一步减小了载荷。例如，相对于现有替代方式的多于25kg，6马力的外置马达可重约6kg。这种重量的节省具有对外置马达的总体可用性的显著的影响：从安装至对船体性能的减小的压舱效应、至船所获得的增加的有效功率以及紧凑的存储和便携性。

推进单元还可包括布置成被发动机旋转驱动的螺旋桨。螺旋桨可无遮护地与水接触或可具有围绕螺旋桨的保护性的遮护件。替代地，当用于驱动气垫船或飞行器时，螺旋桨可与空气接触。替代地，推进单元还可包括叶轮而不是螺旋桨。叶轮可为开式、闭式或部分闭式的。

发动机的气缸轴线可基本平行于螺旋桨的旋转轴线定向。替代地，发动机的气缸轴线可基本垂直于螺旋桨或叶轮的旋转轴线定向。

发动机可具有浸没在水运工具运行在其中的水体表面下方的废气出口。

推进单元还可包括发动机上方的转向“柱”。该柱可例如为管状或其它合适形状的铸造件。推进单元可像外置发动机一样附连至船的后横梁，或可包含在沿船的船壳的凹部内，或可用于围绕船的其它点处，以提供定位推力而不是向前推进。推进单元还包括转向柱与输出轴之间的铰接接头。

转向柱可包括呼吸通气管、燃料供应管线、拉动起动线、发动机控制电子元件、辅助设备等等中的一个或多个。

推进单元的内燃机可适应于至少部分地浸没在水运工具运行在其中的水体表面下方运行。

推进单元的内燃机还可包括壳体，该壳体布置成提供发动机通过周围水体的直接冷却。这消除了传送冷却水的水泵、将热量从发动机起传递的水套、冷却水的流体空腔、长驱动轴、振动平衡元件以及用于润滑减速驱动的分离的油底壳的成本、重量和复杂性。此外，由于冲洗过程更简单，这些使得发动机在存储过冬之前更易于防冻处理或维护。由于没有固定的轴尺寸，可能得到一个对于所有的船横梁尺寸都适合且可调整的外置发动机。

附图说明

现将参考附图描述本发明的实施例，附图中：

图1示出了用于水运工具的外置马达；

图2示出了外置马达的内燃机和减速驱动的剖视图；

图3和4示出了带有两个替代的功率传递组件的发动机的活塞；

图5至9示出了图3中的包括滑动直线运动轴承的功率传递组件和活塞的其它视图；

图10和11示出了图4中的包括滚动直线运动轴承的功率传递组件和活塞的其它视图；

图12a－g示出了异相对置的活塞的循环；

图13a示出了用于发动机的空气辅助燃料喷射泵；

图13b示出了用于发动机的半直接燃料喷射泵；

图14和15示出了用于发动机的旋转盘式定时阀；

图16和17示出了用于外置马达应用中的替代的活塞布置；

图18示出了沿活塞的长度的、所采用的活塞至孔的不同间隙；

图19和20示出了活塞的其它变型，其中，孔以一定角度相对于活塞轴线倾斜；

图21a－h示出了带有双端活塞、第一燃烧室、第二燃烧室以及外增压器的替代的发动机的循环；

图22a出了用于水运工具的另一外置马达的侧视图；以及

图22b示出了图22a中的外置马达的立体图。

具体实施方式

图1示出了用于水运工具的外置马达100。外置马达100包括(在使用时)在预期的水位W上方的主体/转向柱101以及总体上在水位W下方的浸没的内燃机和减速驱动102。开式螺旋桨103被联接成被内燃机和减速驱动102驱动旋转。在所示的特定实施例中，外置马达100是“轻便式的”，且是指外置马达市场中的需要将外置马达频繁从水运工具移除、存储、再装配至水运工具等的那部分外置马达。总体上，轻便外置马达市场现需求在高达20马力的范围内的功率输出。然而，应理解到，本发明的原理可应用于不同的市场部分中的许多不同的外置马达，这些市场部分可能是轻便的或可能是不轻便的，且可能具有高达数百马力的功率输出。此外，通过增加发动机的功率系数，市场的“轻便的”产品可扩大至比目前可获得的高得多的功率等级。

回到特别地示出的实施例中，具有高达约20马力外置马达特别适合于诸如小船和勤务船之类的水运工具。然而，本发明适应于许多不同的水运工具。外置马达100构造成用于附连至水运工具的后横梁。

防通风板104阻止螺旋桨103从上方吸入空气。主体/转向柱101容纳用于将环境空气递送至发动机的呼吸通气管、用于供应比如汽油、丁烷、液态丙烷气或柴油这样的气态或液态燃料的燃料供应管线、拉动起动线、受控的电子元件、辅助设备等等。主体/转向柱101构造成附连至水运工具的转向系统。主体/转向柱101可能例如为联接至水运工具上的机载方向盘的机械转向联结件，或可能为用于手动转向的简易舵体附连件。

图2详细示出了内燃机和减速驱动102的剖视图。内燃机105包括第一活塞130和第二活塞140。第一活塞130和第二活塞140安装成在气缸106内往复直线运动，气缸106形成为发动机壳体107中的圆柱形孔。发动机壳体107以通过螺栓或其它方式固定在一起的两半(在图2中仅可见到一半)形成。单件气缸套装配在发动机壳体内。第一活塞130和第二活塞140安装成沿气缸轴线运动，气缸轴线沿气缸106的几何中心定位并沿气缸的长度延伸。替代地，发动机壳体可形成为单件(即没有气缸套，而是可用可移除的曲轴轴承架来允许曲轴和活塞的组装和拆解)。

第一活塞130和第二活塞140通过相应的功率传递组件110、111联接至相应的输出轴108、109。功率传递组件110、111布置成将相应的活塞130、140的直线运动转换为相应的输出轴108、109的旋转运动。第一活塞130、第一输出轴108和第一功率传递组件110基本上与第二活塞140、第二输出轴109和第二功率传递组件111相同，但两个活塞如以下进一步详细描述的以对置的关系布置。

第一活塞130在该活塞的一端具有第一头部131且在该活塞的与第一头部相对的一端具有第二头部132。相似地，第二活塞具有第一头部141和与第一头部相对的第二头部142。在本文中，“相对”表示每个活塞的第一头部和第二头部沿气缸轴线远离另一个的方向。各活塞的第一头部131、141共享共同的燃烧室112，且布置成在共享的燃烧室内运动。相应的第二头部132、142在相应的扫气室113、114内运动。

燃烧室112通过在扫气室处具有进口且在燃烧室处具有出口的相应的传输端口连接至相应的扫气室113、114。燃烧室还具有与废气道连接的废气端口。扫气室113、114各自具有与包括单向阀的进气道连接的进气端口。

在图2中所示的特别示出的实施例中，内燃机是火花点火两冲程发动机，且燃烧室112具有开口，火花塞115延伸进入该开口。第一输出轴108和第二输出轴109联接至耦合的驱动轴116。螺旋桨113附连在驱动轴116的一端，使得驱动轴116的转矩被赋予螺旋桨103。输出轴108、109布置成通过相应的锥齿轮构造117、118将转矩传递至驱动轴116。在所示的实施例中，锥齿轮构造117、118具有齿轮减速比。然而，应理解到，可如期望的获得任何齿轮比(大于、等于或小于一)。驱动轴116具有基本平行于气缸轴线C的旋转轴线D。输出轴108、109具有基本垂直于气缸轴线C和驱动轴线D的旋转轴线。驱动轴116安装在壳体107内的轴承119上。外置马达100在行进方向上具有特别小的正面面积，从而使得外置马达100理想地适合于在使用时浸没在水线下方。

该小的正面面积通过多个设计特征获得。第一，功率传递组件110、111完全包含在相应的功率传递组件室内其相应的活塞130、140的直径内。第二，发动机的对置的活塞布置将至两个输出轴108、109(而不是常规的单个驱动轴)的功率传递分开，两个输出轴108、109驱动两个较小的锥齿轮(而不是一个大的锥齿轮)。第三，活塞130、140布置成沿相同的气缸轴线(而不是具有间隔的轴线的多个气缸)往复运动。第四，气缸轴线C和驱动轴轴线D布置成在行进的前后方向上延伸。

该组合提供了特别小的正面面积，从而使得将内燃机和减速驱动102完全浸没在水线W以下变得实际。以此方式浸没发动机和减速驱动提供多个优点。浸没的单元通过经由发动机壳体107的热传递而提供内燃机的直接水冷。浸没的单元还提供对发动机和减速驱动的噪音抑制。此外，由于发动机和减速驱动102的直接水冷，而不需要常规的水泵和包含用于冷却水的内腔的复杂的气缸铸造件，制造和保养成本显著减小。

通过浸没发动机并将发动机与驱动轴(螺旋桨轴)相邻定位，与驱动轴从上方表面发动机向下行进至浸没的螺旋桨轴的常规的外置马达相比可实现显著的重量节省。此外，图2中所示的高功率密度的两冲程发动机显著地轻于在常规的外置马达设计中典型的可比较功率的四冲程发动机。该原理上的重量节省使得外置马达100的安装、移除、运输和存储简单。此外，与四冲程的同类物比较，两冲程发动机在低转速时产生较高的转矩(“防滑(hole shot)”)。对于具有高达约20至45马力的功率输出的外置马达而言，可能在背包或相似的手提袋中装载外置马达100。轻质的外置马达100可例如通过汽车被轻松地运回家，而不使用手推车或需要在码头就地存储。外置马达100还更易于在水运工具上机载存储。除了对于与常规的外置马达可比较功率输出而言的显著的重量和尺寸的减少之外，外置马达100还提供了额外的优点。例如，由于没有从上表面发动机延伸至浸没的传动轴的固定的驱动轴，可调整外置马达的高度而不考虑固定高度。此外，由于直接水冷而就无需冲洗并清洁任何水冷歧管，年末维护可更容易且更安全地进行。此外，浸没的发动机和减速驱动的小正面面积提供显著的舵效应。如图1中最佳地可见的，外置马达100水线W以下浸没的部分具有流线形状，该流线形状带有特别小的正面面积和相对大的侧面面积。该侧面面积提供了增加的舵效应，增加的舵效应提高了以较低速度驾驶水运工具的能力。

图3和4示出了带有两个替代的功率传递组件110a、100b的活塞130(用于活塞140的功率传递组件是相同的)。

在描述功率传递组件之前，将首先参考图3阐述活塞130的关键特征。可在气缸孔内运动的活塞130的第一头部(或燃烧头部)131具有工作面134，工作面134形成燃烧室112的可运动的边界。燃烧头部131具有延伸的活塞裙，该活塞裙延伸远离工作面134。第一油封件135足够远离工作面134地安装至活塞裙，使得第一油封件135在活塞130的往复运动期间不经过进气和废气端口。燃烧头部131具有气体密封环136，气体密封环136装配在形成于燃烧头部131的圆柱形外表面中的沟槽中，气体密封环136提供了燃烧头部131与气缸孔之间的气密密封。

活塞130还包括第二头部(或扫气头部)132，第二头部(或扫气头部)132可在气缸孔内运动，且具有工作面137，工作面137形成扫气室113的可运动的边界。扫气头部132具有气体密封环138和第二油封环139，气体密封环138和第二油封环139装配在形成于扫气头部132的圆柱形外表面中的沟槽中，气体密封环138和第二油封环139提供了扫气头部与气缸孔之间的气密和油密密封。

活塞130还包括沿垂直于活塞轴线的轴线延伸的圆形通孔150，活塞轴线在活塞的往复运动的方向上延伸，以及包括在基本垂直于孔150的轴线的方向上延伸的通槽151。扫气头部132通过四个联结构件152连接至燃烧头部131，四个联结构件152一起限定了孔150和槽151。

两个功率传递组件110a、110b都包括与活塞有效接触的直线运动轴承，其中，直线运动轴承具有布置成相对于活塞沿基本横向于气缸轴线C的直线轴线运动的一部分。在图3的布置中，直线运动轴承是滑动轴承，而在图4的布置中，直线运动轴承是滚动轴承。

在图5至9中更详细地示出了包括滑动轴承的功率传递组件110a。滑动轴承160被接纳在孔150中，且具有第一和第二部分圆柱形轴承表面161，第一和第二部分圆柱形轴承表面161与活塞130的孔150接合。滑动轴承160包括孔163，孔163延伸通过滑动轴承160的厚度且其轴线平行于输出轴108的轴线。

如图6和7中最佳地所示的，输出轴108具有主轴部分108a和偏心部分162。主轴部分108a可旋转地安装在壳体107中的轴承(未示出)上并穿过活塞130的槽151。当沿输出轴的旋转轴线的方向观察时，偏心部分162呈圆形。偏心部分162可旋转地安装在滑动轴承160的孔163内。

活塞130可以往复运动相对于壳体107在上死点中心位置(TDC)与下死点中心位置(BDC)之间运动。TDC和BDC指在运行循环期间活塞的特定位置且其适用与发动机的定向无关。当活塞130位于TDC处时，燃烧头部131的工作面134位于离活塞140的工作面最近的位置处，使得燃烧室112的容积最小，且扫气室113的容积最大。当活塞130位于BDC处时，燃烧头部131的工作面134位于离活塞140的最远的位置处，使得燃烧室112的容积最大，且扫气室113的容积最小。

随着活塞130以往复运动沿其轴线在TDC与BDC之间运动，滑动轴承160的部分圆柱形轴承表面161保持与活塞130的孔150滑动接触，且滑动轴承160随活塞在活塞轴线的方向上运动。偏心部分162附加地引起滑动轴承160以往复运动相对于活塞沿基本横向于气缸轴线的运动路径运动。如图7中所标示的，滑动轴承160总体跟随绕输出轴108的中心线的圆形路径169，且以旋转偏心部分162的中心点运动。滑动轴承160和活塞130在活塞轴线的方向上相对于输出轴108的旋转角度跟随简谐运动。

直线至旋转的功率传递机构(包括活塞130的孔150、滑动轴承160和输出轴108)基本上与发动机的进气系统密封，且通过气体密封环136、138和油密封环135、139基本上与燃烧室112和扫气室111、113密封，使得功率传递机构自包含在活塞的功率传递组件腔室内。

发动机具有润滑系统，润滑系统润滑功率传递机构。在沿输出轴108的中心线剖得的图9的剖视图中示出了润滑系统的一部分。润滑系统包括穿过主轴部分108a的供油管线170，供油管线170与馈油管线171连接，馈油管线171径向向外延伸通过偏心部分162。馈油管线在偏心部分162的外径向表面具有出口，油通过这些出口被供应，以润滑偏心部分与滑动轴承160的孔150之间的界面。滑动轴承160具有至少一个油传输端口172，油传输端口172在孔表面163与至少一个部分圆柱形轴承表面161之间延伸，油通过油传输端口172被供应，以润滑各轴承表面161与活塞130的孔150之间的界面。如图8中所示，油传输端口172在沟槽45a或45b处具有出口。润滑系统具有干式油底壳并包括废油罐120(图1中所示)。润滑系统还可包括壁式安装的油喷射器(未示出)，油喷射器将油喷向功率传递机构。

从BDC开始，发动机运行如下：

a)当活塞从BDC向TDC运动时，扫气头部137的工作面132远离扫气室113的端部运动，从而增加了扫气室的容积。扫气室113的容积的增加导致压力的减小，这引起了单向阀打开并吸入待从进气道被吸入扫气室的气体。进气气体包括进气空气和燃料，燃料通过扫气室113上游的汽化器或节气门体和燃料喷射器(图12中所示)与进气空气混合以形成燃料/空气混合物。在活塞离开BDC后不久，燃烧头部131的圆柱形外表面覆盖了传输端口的出口，从而基本上阻止气体从扫气室113通过传输端口运动进入燃烧室112。

b)当活塞到达TDC并开始朝向BDC运动时，扫气头部137的工作面132朝向扫气室113的端部运动，从而减小了扫气室的容积并压缩了进气气体。单向阀关闭以基本阻止进气气体从扫气室113流回进气道。

c)在活塞130到达BDC前不久，燃烧头部131的活塞裙露出传输端口的出口和废气端口。由于燃烧室112与扫气室113之间的压力差，进气气体从扫气室113流过传输端口进入燃烧室。接着，活塞到达BDC并开始返回朝向TDC运动。

d)在活塞130离开BDC后不久，燃烧头部131的活塞裙覆盖传输端口的出口和废气端口。当活塞从BDC向TDC运动时，燃烧头部131的工作面134朝向燃烧室112内的活塞140运动，从而压缩了进气气体。

e)当活塞接近TDC时，火花塞115产生火花，该火花点燃进气气体的燃料/空气混合物。接着，进气气体在燃烧室内燃烧，从而导致压力的增加。由于燃烧而增加的压力在燃烧头部131的工作表面134上施加燃烧力，从而迫使活塞以动力冲程朝向BDC返回。燃烧力通过相反的面从燃烧头部131起传递，并通过上轴承表面161进入往复轴承160，并从此进入偏心部分162，因而将转矩施加至输出轴108，使得活塞130的往复运动被转换为输出轴的旋转运动。

f)在活塞接近BDC时，燃烧头部131的活塞裙露出传输端口的出口和废气端口。已燃烧气体或废气被吸出燃烧室112，通过废气端口进入废气道。接着，已于动力冲程期间在扫气室113中被压缩的新鲜的进气气体通过传输端口被吸入燃烧室112取代废气。

活塞140同样地运行。

回到图4，现将描述包括滚动轴承的替代的功率传递组件。活塞130具有与以上参考图3描述的相同的基本构造，且已使用相同的附图标记来标示相同的部分。

功率传递组件110b包括滚动轴承260，滚动轴承260被接纳在孔150中，且具有部分球形外轴承表面261，球形外轴承表面261与活塞130的孔150接合。

如图10和11中最好地示出的，孔150具有部分球形的轴承座圈265，轴承座圈265与滚动轴承260的部分球形外轴承表面261有效接触。滚动轴承260包括孔263，孔263延伸通过滚动轴承260的厚度且具有平行于输出轴108的旋转轴线并与输出轴108的旋转轴线间隔的旋转轴线。输出轴108具有主轴部分108a和偏心曲柄销262。主轴部分108a可旋转地安装在壳体107中的轴承(未示出)上并穿过活塞130的槽151。

活塞130可以往复运动相对于壳体107在上死点中心位置(TDC)与下死点中心位置(BDC)之间运动。随着活塞130以往复运动沿其轴线在TDC与BDC之间运动，滚动轴承160的部分球形轴承表面261保持与活塞130的孔150的部分球形轴承座圈265滚动接触，且滚动轴承260绕曲柄销262的轴线回转，同时与(横向于活塞的往复运动轴线的)活塞孔150滚动接触。因而，曲柄销262引起滚动轴承260以往复运动相对于活塞沿基本横向于气缸轴线的运动路径运动。滚动轴承260总体跟随绕输出轴108的中心线的圆形路径，且跟随曲柄销262的中心点运动。滚动轴承260和活塞130在活塞轴线的方向上相对于输出轴108的旋转角度跟随简谐运动。

直线至旋转的功率传递机构110b基本上与发动机的进气系统密封，且通过气体密封环136、138和油密封环135、139以与以上对于直线至旋转的功率传递机构110a所描述的相同的方式基本上与燃烧室112和扫气室111、113密封。发动机的运行也相同，而与所使用的直线至旋转的功率传递机构类型无关。

以上描述的直线至旋转的功率传递机构提供了比标准的两冲程发动机的曲轴和连杆的布置更紧凑、更坚固且更轻质的直线至旋转运动联接。因而，这允许了发动机强度的增加以及尺寸和重量的减小，使得功率密度和可靠性最大化。通过使活塞130以简谐运动相对于壳体107运动，与常规的曲轴和连杆驱动的发动机相比，该发动机允许增加的TDC停留时间和减小的TDC活塞加速度。通过增加TDC停留时间，燃烧效率增加，例如，允许发生燃料在燃烧室内更完整的燃烧，使得燃料消耗减少且未燃烧的碳氢化合物排放减少。此外，可减少点火提前且发动机可允许以更高的发动机速度运行，这允许更高的速度范围而无需传动装置。

通过减小TDC活塞加速度，发动机在TDC处经历减小的活塞加速度峰值并因而经历减小的部件载荷。因而，降低了设计要求，使得可使发动机的重量最小。这使得发动机特别适合于外置马达市场和其它重量敏感的应用。减小部件的载荷还减小了磨损率并降低了早期部件失效的可能性，故而发动机更可靠，且具有减少的保养要求和修理成本。

使活塞130以简谐运动(SHM)相对于输出轴旋转的运动还消除了在TDC和BDC处的活塞加速度的差异，使得在TDC和BDC处的平衡需求得到均衡。此外，通过将活塞130和140以对置的关系布置，发动机获得几乎完美的平衡。对置的活塞布置还提高了热效率。

然而，该SHM运动在发动机平衡方面的效果在非对置的活塞构造中可最好地被理解，在非对置的活塞构造中，没有对置的活塞来抵消另一个的加速度。例如，发动机的两个输出轴可如期望地被异相驱动，这仅引起相对小的发动机不平衡(这可通过旋转的平衡重量抵消)。由于定时的差异可被优化以使短路(short circuiting)最小，或许被优化至不需要直接燃料喷射系统的程度，这为更早地打开和关闭废气端口提供了机会，这会有助于发动机效率。

图12a至12g示出了内燃机105的沿相应的输出轴108、109观察的放大剖视图。可见到以对置的构造布置的第一活塞130和第二活塞140的从TDC(图12a)至BDC(图12e)并返回至TDC的运行。第一活塞130容纳进气功率传递组件，且第二活塞140容纳废气功率传递组件。对置的活塞130、140如以下将描述的那样异相运行。

进气端口130a设置在发动机壳体107内，与气缸106的燃烧室112的右手侧连通。废气端口140a设置在发动机壳体107内，与气缸106的左手侧连通。

如图12a中所示，第一活塞130的功率传递组件的滚动轴承260布置成使得偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈-20度，而第二活塞140的功率传递组件的滚动轴承260布置成使得偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈0度。第一活塞130的工作面134位于其至第二活塞140的工作面144的最近位置，使得燃烧室112的容积最小，位于TDC位置。

在45度的旋转后，第一活塞130的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈25度，而第二活塞140的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈45度，(参见图12b)。

在又一45度的旋转后，第一活塞130的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈70度，而第二活塞140的偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈90度(参见图12c)。

在又一45度的旋转后，第一活塞130的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈115度，而第二活塞140的偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈135度(参见图12d)。通过收回第二活塞140，废气端口140a暴露至燃烧室112，而进气端口130a仍被第一活塞130覆盖。

在又一45度的旋转后，第一活塞130的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈160度，而第二活塞140的偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈180度(参见图12e)。第一活塞130的工作面134位于其至第二活塞140的工作面144的最远位置，使得燃烧室112的容积最大，位于BDC位置。废气端口140a和进气端口130a两者都暴露至燃烧室112。

在又一45度的旋转后，第一活塞130的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈205度，而第二活塞140的偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈225度(参见图12f)。废气端口140a被进给的第二活塞140覆盖，而进气端口130a仍暴露至燃烧室112。

在又一45度的旋转后，第一活塞130的偏心曲柄销262相对于气缸轴线c呈250度，而第二活塞140的偏心曲柄销262相对于气缸轴线C呈270度(参见图12g)。废气端口140a和进气端口130a两者都被相应的第二活塞140和第一活塞130覆盖。

因而，通过使各曲柄销262异相移动，废气端口140a的打开和关闭在进气端口130a的打开和关闭之前，从而偏离对称的排气和进气定时，这可有助于减少与常规的2冲程发动机相关联的短路。

由常规的曲轴和连杆机构引起的活塞推力载荷通过滑动轴承布置的几何结构而被大致减半。

通过减小或消除活塞侧的载荷，本发明减小了发动机的摩擦损耗，使得效率增加，并减小了活塞和气缸侧壁的磨损率，使得可靠性增加并最小化保养成本。

由于功率传递机构的与进气系统隔离的润滑，发动机不需要如常规的两冲程发动机所运行的那样的全损耗润滑系统。因而，发动机可使用许多不同的燃料运行，包括不耐受润滑剂的气相燃料。因而，由于油不随废气流出发动机，发动机的排放显著地低于常规的两冲程发动机。在外置马达应用中，由于两冲程发动机的更高的排放，最新趋势已经远离常规的两冲程发动机，而本发明为外置马达应用提供了出奇好的协同。

部分圆柱形滑动轴承表面161或部分球形滚动轴承表面261允许直线运动轴承至少部分地绕横向于活塞轴线的轴线在活塞孔150内旋转。这允许直线运动轴承在功率传递组件中的任何部件的轻微不对准的情形下保持与活塞的良好接触。因而，功率传递组件更耐受不对准。

在替代的实施例中，滑动轴承可能具有一个或多个部分球形轴承表面，这些表面允许绕平行于滑动轴承的往复运动方向的轴线相对于活塞旋转，以及绕垂直于活塞轴线并垂直于滑动轴承的运动方向的轴线相对于活塞旋转。这提供了以下优势的结合：增加的对不对准以及部件磨损的耐受度，其还增加TDC停留时间。

图13a示出了用于上述任何发动机变型的空气辅助燃料喷射泵。图13示出了经由直线至旋转的功率传递机构310联接至输出轴308的活塞330，直线至旋转的功率传递机构310包括与以上参考图4、10和11描述的相同的滚动轴承。相同地，可利用滑动轴承变型或任何其它合适的直线运动轴承功率传递机构。发动机具有开口进入扫气室311的空气进气口301、从燃烧室312开口的废气出口302、以及在扫气室311与燃烧室312之间延伸的传输导管303。

活塞的“冷”第二头部331机械联接至泵400。泵400包括活塞401，活塞401布置成在气缸402内往复运动。气缸具有空气进气端口403和联接至高压传输导管405的压缩空气废气端口404。高压传输导管405的另一端在具有燃料进口407的空气辅助直接燃料喷射器406内开口。

图13b中示出了用于上述任何发动机变型的燃料喷射泵的替代实施例。用相同的附图标记标示相同的部分。在图13b中，高压传输导管405的另一端经由燃料喷射端口408排气，燃料喷射端口408特定地瞄准火花塞409，以最小化短路并最大化燃料/空气混合。燃料喷射端口408可被限制孔有效地延迟，从而最小化未燃烧的碳氢化合物通过短路的排放。

燃料喷射端口408可被馈有空气和燃料，以促进完全混合。这还可能用于产生稀燃能力，其中燃料/空气混合物的局部丰富部分可对准燃烧室312，从而在低功率要求的情况下减小对进气节流的要求。

随着活塞330以往复运动在气缸内运动，泵400被驱动将高压空气提供至空气辅助直接燃料喷射器406。如本领域中已知的，直接喷射允许仅在活塞已升至关闭废气端口之后喷射燃料，从而消除了大多数未燃烧的碳氢化合物的排放。这有助于对抗在常规的两冲程发动机中盛行的短路问题，由此未燃烧的碳氢化合物能够离开排气装置。在传输导管405中的空气压力典型地高于在传输导管303中的空气压力，但并非必需如此。

在替代的实施例中，泵400被驱动将高压气态燃料供应至喷射端口408，以提供半直接喷射，由此，喷射端口408被谨慎地定位并对准，以最小化燃料短路。端口408的直径可定为限制流量，从而引起喷射发生在喷射端口的打开期间的末期，这进一步最小化了燃料的短路。所喷射的气体容积可由容积泵400的抽气量限定，且可由泵400的进气口中的节气阀位置调整。

通过使用活塞330的第二头部331来直接驱动小孔泵400，而不是由输出轴驱动空气压缩机，发动机的正面面积保持为小，从而使其特别适合于诸如外置马达之类的流线形发动机的应用。

通过将泵活塞401的直径定成以理论配比输送气态燃料，可消除电子燃料喷射系统和常规的汽化器。

通过将喷射端口408定位成在气缸内低于废气端口302，气缸压力可被部分或完全地排出，这意味着喷射端口不暴露至高燃烧压力且可能不需要机械控制或电子控制的阀门。

虽然图13a和13b各自示出了单个活塞，但将理解到，空气辅助燃料喷射泵或半直接燃料喷射泵可用于图2中的对置的活塞布置。

在替代的布置中，泵可机械地联接至活塞的第二头部，这可用于提供压缩空气或其它气体的供应，用于直接燃料喷射之外的其它用途。

图14和15示出了用于上述发动机的旋转盘式定时阀。如前所述，由于常规的两冲程发动机的对称的废气打开/关闭定时的限制，常规的两冲程发动机经受短路，未燃烧的碳氢化合物可能逃逸。上述发动机的紧凑性使得废气端口501非常接近输出轴108，从而使得使用旋转盘形废气定时阀502来在最佳时刻关闭废气端口变得实际。通过优化废气阀打开的定时，可实现排放的减少而无需昂贵的部件或带有多个部件的复杂的组件。此外，盘式阀受益于气态燃料的使用，由于在废气中颗粒物减少，从而使磨损最小化。因而，旋转盘式废气定时阀提供与上述发动机的各种其它方面的惊人的协同。

图16和17示出了用于外置马达应用中的替代的活塞布置，从而示出了发动机设计的出色的可扩展性。从图16中可见到，大量(在该情形下为六个)活塞801a－f可串联布置，从而驱动单个螺旋桨轴802，而与图1和2中的发动机相比不增加发动机的正面面积。每个活塞801a－f经由相应的功率传递组件联接至相应的输出轴803a－f。输出轴803a－f将转矩经由如前那样的锥齿轮传递至螺旋桨轴802。活塞以对置的关系布置，使得相邻活塞的第一头部相面对且相邻活塞的第二头部相面对。这引起交替的活塞的燃烧室的共享。如前，单个共同的螺旋桨轴为每个活塞801a－f的定时提供了机械同步，从而确保了出色的发动机平衡和最小的发动机振动。

图17示出了另一替代方式，其中，多个活塞联接至共同的输出轴。活塞901a和901b布置成驱动输出轴903a，而活塞901c和901d布置成驱动输出轴903b。活塞901a和901c以对置的关系布置，从而共享共同的燃烧室。活塞901c和901d以对置的关系布置，且它们的扫气室彼此面对(但不共享)。输出轴903a和903b同样(例如经由锥齿轮，未示出)联接至共同的螺旋桨轴。

图18详细示出了上述发动机的活塞130，从而示出了沿活塞的长度可能采用的不同的活塞至孔的间隙。由于在总体紧凑度和减小的往复质量方面获得的优势，近年来，常规的活塞已变得更像盘形。然而，这带来了活塞稳定性方面的挑战，且总体上促使活塞至孔的间隙的变紧。另一方面，双侧活塞是自然稳定的，从而使得在期望的场合能够有大间隙。

如图18中所示，在第一头部131的区域中的活塞的“热”端具有大的活塞至孔的间隙。由于活塞的与热冠部相对的细长稳定部分，双端活塞在该区域中更能容忍过量的间隙。大约在第一油环密封件135与第二油环密封件139之间延伸的区域具有更紧的活塞至孔的间隙。双端活塞自然地拉长该紧密装配直径，故而使得活塞摆动最小化。

对其而言附加的优势在于，在气缸端口的区域内没有任何推力载荷，常规的2冲程发动机必须将它们的气缸端口定位成避免活塞朝向诸如废气端口之类的大端口推压。在油环密封件135、139之间延伸的区域承受所有的推力载荷，这意味着气缸端口的位置可不受影响，且由于可获得气缸孔的无中断部分，这意味着活塞磨损最小化。

图19和20示出了活塞130a的又一变型，其中，孔150a以角度θ相对于活塞轴线倾斜，角度θ基本上小于90度。以此方式，直线运动滑动轴承(未示出)布置成以往复运动相对于活塞沿基本上相对于气缸轴线倾斜的直线轴线运动。

在以上实施例中，发动机借助双端活塞以两冲程循环运行，双端活塞具有可在燃烧室内运动的第一头部以及可在扫气室内运动的第二头部。在替代实施例中，双端活塞可具有可在第一燃烧室内运动的第一头部以及可在第二燃烧室内运动的第二头部，且外增压器布置成交替地将入口空气供应至第一燃烧室和第二燃烧室。图21a－h示出了发动机1000的单个循环。

活塞1001具有可在气缸1004内运动的第一头部1002、第二头部1003，从而限定了第一燃烧室1005和第二燃烧室1006。诸如前述滚动轴承之类的直线运动轴承功率传递组件将直线的活塞运动转换为输出轴1007的旋转运动。燃烧室1004、1005具有与增压器1010联接的相应的进气口1008、1009以及相应的排气装置1011、1012。

从图21a中的TDC开始，第一火花塞1013点燃第一燃烧室1005内的进料，同时新鲜的进料被馈送至第二燃烧室1006。第一燃烧室1005内的燃烧的进料引起活塞1001在图21b中的第一动力冲程中向下运动，直至在图21c中活塞闭合通至第二燃烧室1006的进气口1009。在图21d中，活塞1001的继续向下运动压缩第二燃烧室1006内的进料，同时第一排气装置1011打开，以将已燃烧的气体从第一燃烧室排出。在图21e中所示的BDC，第二火花塞1014点燃第二燃烧室1006内的进料，同时新鲜的进料被馈送至第一燃烧室1005。第二燃烧室1006内的燃烧的进料引起活塞1001在图21f中的第二动力冲程中向上运动，直至在图21g中活塞闭合通至第一燃烧室1006的进气口1008。在图21h中，活塞1001的继续向上运动压缩第一燃烧室1005内的进料，同时第二排气装置1012打开，以将已燃烧的气体从第二燃烧室排出。该循环重复。

活塞1001可具有第一头部与气缸之间的第一活塞至孔的间隙，该间隙大于与第一油密封件相邻的区域至与第二油密封件相邻的区域之间的第二活塞至孔的间隙。第二头部与气缸之间的第三活塞至孔的间隙可大于第二活塞至孔的间隙。

发动机1000可以任何组合与上述本发明的任何其它方面结合使用。特别地，直线运动轴承功率传递组件可采用之前参考图5至9描述的滑动轴承而不是滚动轴承。

发动机1000可例如用于水运工具的推进单元。小功率密度的发动机1000被浸没以提供充裕的冷却水，这有助于满足每次曲轴旋转接受两次热燃烧气体的双侧活塞的冷却要求。外增压器定位在水线W上方，且可被一个或多个竖直向上延伸至增压器的曲轴驱动。

图22a和b示出了用于水运工具的替代的外置马达1100。外置马达1100包括(在使用时)在预期的水位W下方从水运工具(未示出)的后横梁起延伸的转向柱1101以及总体上在水位W下方的浸没的内燃机和减速驱动1102。开式螺旋桨1103与细长驱动轴1104联接，从而被内燃机和减速驱动1102驱动旋转。外置马达1100额外地在转向柱1101的具有浸没的内燃机和减速驱动1102的端部与驱动轴1104之间包括铰接接头1105。呈重击防护装置1106形式的遮护件布置在铰接接头1105与螺旋桨1103之间。与如前所述图2中的内燃机102相比，内燃机1102转向90度，使得其气缸轴线C垂直于螺旋桨的旋转轴线定向。

因而，活塞不是在基本平行于水运工具的行进方向的平面内往复运动，而是活塞基本垂直于行进方向往复运动。使用正齿轮减速器而不是如在之前公开的实施例中的锥齿轮。

外置马达1110的布置，其中，细长驱动轴1104远离横梁延伸，这意味着当航行在浅水中时，障碍物可由舵手预测，且通过沿行进方向牵拉转向柱1101，驱动轴1104可在铰接接头1105上枢转，从而将螺旋桨1103从水中抬离或避开障碍物。重击防护装置1106的提供意味着如果这种障碍物未被注意到，则内燃机被给予了保护，且通过由重击防护装置1106在其经过水中时产生的升力，细长驱动轴1104和螺旋桨1103被驱使朝向水位W。

虽然上述发动机被描述为用于水运工具的外置马达，但将理解到，上述发动机具有对许多应用的广泛适用性。例如，高功率密度、轻质的发动机可用于便携式发电机/增程器、摩托车/汽车、手持工具、便携式户外器械/工具、航空等等。发动机的小正面面积可特别适合于例如小型航空器。

虽然以上已参考一个或多个优选实施例描述了本发明，但将理解到，可进行各种变化或修改而不脱离如所附权利要求限定的本发明的范围。