法律状态公告日
法律状态信息
法律状态
2016-03-23
授权
授权
2013-02-27
实质审查的生效 IPC(主分类):F02B41/04 申请日:20101204
实质审查的生效
2012-11-14
公开
公开
技术领域
本发明涉及一种根据权利要求1前序部分所述的内燃机。
背景技术
这种内燃机例如已由DE-A-102005054761、DE-A-102005054760、 EP-A-1126144、JP-A-2004124775或WO-A-2007057149公知，经常被称为 可变压缩比内燃机或者可变活塞行程内燃机（stroke variable engine）。
这种内燃机包括偏心轴，所述偏心轴与曲轴通过多铰链曲柄传动机构 耦合。多铰链曲柄传动机构包括数量与缸的数量相应的耦合元件，所述耦 合元件分别可旋转地支承在曲轴的连杆轴颈上并且具有两个向着相反侧伸 出超过曲轴的、分别在其端部上设置有摆动铰链的臂。摆动铰链之一用于 铰接活塞连杆，所述活塞连杆使内燃机的活塞之一通过耦合元件与曲轴连 接，而另一个摆动铰链用于铰接所谓的铰接连杆，所述铰接连杆以其另一 个端部可旋转地支承在偏心轴的连杆轴颈上。
与无通过多铰链曲柄传动机构与曲轴耦合的偏心轴的传统内燃机类 似，在开头所述类型的内燃机中也存在一阶惯性力和二阶惯性力，所述一 阶惯性力和二阶惯性力通过振动质量引起并且随着曲柄角而变化。为了实 现所期望的高运转平稳性并且为了减小噪声，必须尽可能地平衡所述惯性 力。一阶惯性力可以通过曲轴上的平衡重和曲轴曲拐顺序来平衡，而二阶 惯性力的平衡在传统内燃机中经常借助于两个相反转动的平衡轴来进行， 所述平衡轴以曲轴的两倍转速被驱动。
但是开头所述类型的内燃机已经具有本身比传统内燃机高的摩擦损 失，由此，由于两个平衡轴的附加摩擦损失，可能超过可接受的程度。
为了解决这个问题，在开头所述的JP-A-2004124775中已经提出，通 过多铰链曲柄传动机构的构件的有利重心位置来改善质量平衡，但是这在 二阶惯性力方面不是有利的，因为通过优化重心位置大多使曲柄传动机构 质量变得更大。
此外，在开头所述的EP-A-1126144中已经描述，如何在呈串联结构 形式的具有多铰链曲柄传动机构的4缸内燃机中通过优化运动学结构可以 使二阶惯性力到达确定的极限值以下，但是没有指出通过平衡轴改善运转 平稳性。
通过在开头所述文献的一部分中如在DE-A-102005054761、 DE-A-102005054760或WO-A-2007057149中描述的其它措施也可仅非常 不完全地平衡二阶惯性力，由此，具有多铰链曲柄传动机构的串联内燃机 在运转平稳性方面不及传统串联内燃机。
发明内容
由此出发，本发明的目的是，这样改善开头所述类型的内燃机，使得 可在不显著增大摩擦损失的情况下平衡二阶惯性力。
根据本发明，所述目的这样来实现：所述内燃机设置有唯一一个用于 缓冲二阶惯性力的平衡轴。
试验已经证实，通过唯一一个平衡轴能够完全平衡在开头所述类型的 内燃机中产生的二阶惯性力。在此，仅需唯一一个平衡轴，由此不仅可以 将附加的摩擦损失而且可以将附加所需的结构空间、附加的重量和附加的 成本限制到可接受的值。
本发明的构思在于，在开头所述类型的具有多铰链曲柄传动机构的内 燃机中二阶惯性力的水平一方面本身已经比在具有相同行程和相同振动质 量的传统内燃机中明显低，另一方面可通过多铰链曲柄传动机构的部件即 曲轴、耦合元件、活塞连杆、铰接连杆和偏心轴的适合设计以及通过这些 部件的适合的运动学结构或者说尺寸确定而进一步减小到确定的极限以 内。
在传统内燃机中二阶惯性力仅在缸轴线的方向上起作用，这在串联内 燃机中相应于其纵向轴线（Hochachse），而在开头所述类型的具有多铰 链曲柄传动机构的串联内燃机中二阶惯性力不仅具有在纵向轴线的方向上 起作用的力矢量，而且具有在内燃机的与所述纵向轴线垂直的横向轴线的 方向上起作用的力矢量。这两个力矢量的对应的合力具有振幅，所述振幅 在曲轴转一圈的过程中变化并且在内燃机的与曲轴的旋转轴线垂直的YZ 坐标平面中在曲轴转一圈期间表示为闭合曲线。该曲线可以视多铰链曲柄 传动机构的部件的布置和尺寸确定而定或者采用长形延伸的回环造型，或 者采用确切地说扁圆或椭圆直到近似圆形的造型。因为在曲线的精确圆形 的造型的情况下借助于唯一一个平衡轴能够完全缓冲二阶惯性力，所以通 过优化多铰链曲柄传动机构的部件的设计和多铰链曲柄传动机构的尺寸确 定或者说运动学结构致力获得具有尽可能接近圆形或者说尽可能少地偏离 圆形的造型的曲线，其中，力矢量还应尽可能地小。
为了实现这一点，这样选择多铰链曲柄传动机构的部件的设计和尺寸 确定，使得尽可能多地且优选全部地满足下面给出的关系：
4.5×r_KW<LP1P2<6×r_KW （1）
1.5×r_KW<LP2P3<3×r_KW （2）
5.5×r_KW<LP2P4<8×r_KW （3）
3.5×r_KW<LP3P4<5×r_KW （4）
3×r_KW<LP4P5<5×r_KW （5）
130°<α<160° （6）
0.75×r_KW<S<2×r_KW （7）
0.05×r_KW<r_EW<0.9×r_KW （8）
-3×r_KW<y_EW<-8×r_KW （9）
-1×r_KW<z_EW<-3×r_KW （10）
其中，在这些关系中：
-r_KW是曲柄半径，即曲轴的连杆轴颈的纵向中心轴线到曲轴的 旋转轴线的距离，并且
-对于所有的耦合元件：
-LP1P2是耦合元件与所属的活塞连杆之间的摆动铰链的摆动轴 线到活塞连杆与所属的活塞之间的摆动铰链的摆动轴线的距 离，
-LP2P3是活塞连杆之一与所属的耦合元件之间的摆动铰链的摆 动轴线到曲轴的配备该耦合元件的连杆轴颈的纵向中心轴线 的距离，
-LP2P4是活塞连杆之一与所属的耦合元件之间的摆动铰链的摆 动轴线到该耦合元件与所属的铰接连杆之间的摆动铰链的摆 动轴线的距离，
-LP3P4是铰接连杆之一与所属的耦合元件之间的摆动铰链的摆 动轴线到曲轴的配备该耦合元件的连杆轴颈的纵向中心轴线 的距离，
-LP4P5是偏心轴的连杆轴颈的纵向中心轴线到支承在连杆轴颈 上的铰接连杆与所属的耦合元件之间的摆动铰链的摆动轴线 的距离，
-α是由两个直线所夹的角，所述两个直线中的一个直线使耦 合元件中的连杆轴颈的轴承座的纵向中心轴线与处于耦合元 件与所属的活塞连杆之间的摆动铰链的摆动轴线连接，所述 两个直线中的另一个直线使耦合元件中的连杆轴颈的轴承座 的纵向中心轴线与处于支承在连杆轴颈上的耦合元件与所属 的铰接连杆之间的摆动铰链的摆动轴线连接，
-S是曲轴的旋转轴线到由内燃机的缸的缸轴线撑开的平面EZ 的水平距离，被称为偏置量，
-r_EW是偏心轴的连杆轴颈的纵向中心轴线到偏心轴的旋转 轴线的距离，
-y_EW是偏心轴的旋转轴线到由内燃机的缸的缸轴线撑开的 平面EZ在内燃机的横向轴线的方向上的水平距离，
-z_EW是偏心轴的旋转轴线到曲轴的旋转轴线在内燃机的纵 向轴线的方向上的垂直距离。
通过试验已经证实，通过多铰链曲柄传动机构的部件的这种设计和尺 寸确定能够几乎完全用仅一个平衡轴缓冲二阶惯性力，所述平衡轴以二阶、 即以曲轴的两倍转速旋转。因为试验也已经给出，残余的二阶惯性力视平 衡轴的旋转方向而定可以不同大小，所以，本发明的另一有利的构型提出， 平衡轴以与曲轴的旋转方向相同的旋转方向旋转，因为在这种情况下在前 面列举的条件下残余的未被缓冲的二阶惯性力比在平衡轴的旋转方向相反 的情况下明显小。
在具有为了延长膨胀行程由曲轴驱动的偏心轴的内燃机中——该偏心 轴以与曲轴的旋转方向相反的旋转方向旋转，在确定的边缘条件下可以用 仅唯一一个平衡轴甚至完全缓冲或者说平衡二阶惯性力。
优选偏心轴和平衡轴由曲轴通过公共的齿轮传动机构或缠绕传动机构 驱动，但是以不同的减速比或者说增速比来驱动。但是原则上也可使用不 同的齿轮传动机构或缠绕传动机构。
附图说明
下面借助于在附图中示出的实施例详细解释本发明。附图示出：
图1内燃机的共同作用的部件的立体图，具有通过多铰链曲柄传 动机构与曲轴耦合的偏心轴；
图2图1的一个局部的另一立体图；
图3图2的局部的部分剖切的侧视图；
图4图2的局部的部分剖切的正视图；
图5多铰链曲柄传动机构的不同旋转铰链和摆动铰链的与图4相 应的示意图以及不同的设计或者说尺寸参数；
图6在与曲轴的旋转轴线垂直的平面中在曲轴转一圈期间二阶惯 性力的振幅走势的曲线图；
图7具有不同柱对的柱状图，所述柱对表示对于内燃机的不同设 计在内燃机的纵向轴线和横向轴线的方向上的二阶自由惯性力。
具体实施方式
如图1中最清楚地示出的那样，在附图中仅部分示出的四冲程4缸内 燃机1呈串联布置形式包括一个曲轴2和四个活塞3，所述四个活塞中的 每一个可在内燃机1的四个缸（未示出）中的每一个中往复运动并且通过 活塞连杆4与曲轴2连接。曲轴2可旋转地支承在内燃机1的缸曲轴箱（未 示出）的轴承5（图5）中，并且具有五个用于支承的中央轴颈6以及四个 连杆轴颈7（在图1和图2中分别只能看到一个），所述连杆轴颈的纵向 中心轴线相对于曲轴2的旋转轴线8平行地以不同角位取向错位。
内燃机1还包括一个偏心轴9，所述偏心轴具有相对于曲轴2的旋转 轴线8平行的旋转轴线10，在曲轴2旁边以及大致在所述曲轴下方可旋转 地支承在缸曲轴箱中并且通过多铰链曲柄传动机构11与曲轴2连接。
除了曲轴2和偏心轴9以外，多铰链曲柄传动机构11包括总共四个耦 合元件12，所述耦合元件分别可旋转地支承在曲轴2的连杆轴颈7之一上。 如在图2和图3中最清楚地示出的那样，每个耦合元件12由一个上部件 13和一个下部件14组成，所述上部件和下部件沿着分隔平面15相互贴靠 并且分别与分隔平面15邻接地设置有半圆形的凹部，所述凹部用于接收连 杆轴颈7以及设置在连杆轴颈7与耦合元件12之间的滑动轴承16的两个 包围连杆轴颈7的轴瓦。每个耦合元件12的上部件13和下部件14由两个 螺钉保持在一起。每个耦合元件12具有一个较短的往复臂17，所述往复 臂通过摆动铰链18可摆动地与活塞连杆4之一的下端部连接，所述活塞连 杆的上端部通过另一摆动铰链19铰接在所属的活塞3上。
多铰链曲柄传动机构11还包括数量与活塞连杆4和耦合元件12的数 量相应的铰接连杆20，所述铰接连杆相对于活塞连杆4大致平行地取向， 在曲轴2和偏心轴9的轴向方向上分别大致在与所属活塞连杆4相同的平 面中，但是设置在曲轴2的相反侧。如在图2和图4中最清楚地示出的那 样，每个铰接连杆20包括一个连杆21和两个设置在连杆21的相反端部上 的连杆孔22、23，所述连杆孔具有不同的内直径。每个铰接连杆20在连 杆21的下端部上的较大的连杆孔23包围偏心轴9的关于偏心轴9的旋转 轴线10偏心的连杆轴颈24，铰接连杆21借助于旋转轴承25可旋转地支 承在所述连杆轴颈上。每个铰接连杆20的连杆21的上端部上的较小的连 杆孔22形成铰接连杆20与相邻的耦合元件12的较长的耦合臂27之间的 摆动铰链26的一部分，所述耦合臂在曲轴2的与往复臂17相反的侧上伸 出超过所述曲轴。
如在图1和图2中最清楚地示出的那样，偏心轴9在相邻的偏心的连 杆轴颈24之间以及在其端部上具有用于在轴承29（图5）中支承偏心轴9 的与旋转轴线10同轴线的轴区段28。
不考虑可变压缩，通过上述布置也可以减小在曲轴2旋转期间活塞连 杆4关于所属缸的缸轴线的倾斜，这使得活塞侧向力减小并且由此使得活 塞2与缸的缸壁之间的摩擦力减小。
但是如在其它内燃机中那样，在内燃机1中由于活塞3、活塞连杆4、 耦合元件9和铰接连杆20的振动质量也产生自由惯性力，所述自由惯性力 应尽可能这种程度地被平衡，以便改善内燃机1的运转平稳性和声学特性。 所述自由惯性力主要包括一阶惯性力和二阶惯性力，其中，一阶惯性力通 过曲轴2上的平衡重30和所述曲轴的曲拐顺序来平衡，而唯一一个设置有 平衡重（未示出）的平衡轴31用于缓冲二阶惯性力。平衡轴31在曲轴2 上方可旋转地支承在内燃机1的缸曲轴箱中并且由曲轴2通过传动装置（未 示出）以曲轴2的两倍转速并且以与曲轴2的旋转方向相应的旋转方向驱 动。
如在图6中最清楚地示出的那样，在没有这种平衡轴31的情况下在内 燃机1中产生二阶惯性力，所述二阶惯性力在相对于曲轴2的旋转轴线8 垂直的YZ坐标平面（图5）中由在缸轴线的方向上、即相对于内燃机1 的Z轴线或纵向轴线平行地取向的力矢量和在与其垂直的方向上、即相对 于Y轴线或内燃机1的横向轴线平行地取向的力矢量组成。在图6中用FZ 和FY标记的力矢量分别具有在曲轴2转一圈的过程中循环变化的振幅， 由此，两个力矢量FZ和FY的合力R的峰值在曲轴每转一圈期间描述一个 围绕图6中所示坐标系的原点O的闭合曲线。图6中所示的曲线A和B 对于内燃机1的设计或者说运动学的两个可能例子示出了所属的曲线走 势。在此，在非优化的多铰链曲柄传动机构11中示例性地可产生曲线A 的曲线走势，具有长形延伸的回环造型，在所述回环造型中，自由惯性力 引起大的运转不平稳性并且为了平衡所述大的运转不平稳性可能需要两个 平衡轴。
与此相应，在传统内燃机中，仅在纵向轴线的方向上产生二阶自由惯 性力，如通过图6中的线C所示的那样。但是如通过图7中的柱状图的右 侧的深色柱V示例性地表示的那样，传统内燃机中的所述惯性力在行程相 同以及振动等效质量相同的情况下比具有多铰链曲柄传动机构11的内燃 机1中的自由惯性力明显高，对于所述多铰链曲柄传动机构，在图7中最 左侧所示的柱参数I示出在没有任意缓冲的情况下纵向轴线（深色）和横 向轴线（阴影）方向上的力矢量FZ和FY的最大振幅。
为了能够借助于唯一一个平衡轴31缓冲二阶自由惯性力并由此降低 内燃机1的摩擦损失以及内燃机1的对于力平衡所需的附加结构空间、附 加重量和附加成本，内燃机1的多曲柄传动机构11具有特殊的设计或者说 运动学结构，对此在下面参照图5进行描述。
如图5中所示，对于设计或者说运动学结构的下述考察而言，活塞3 与所属的活塞连杆4之间的摆动铰链19的摆动轴线用P1标记，而活塞连 杆4与所属的耦合元件9之间的摆动铰链18的摆动轴线用P2标记。此外， 曲轴2的配备有耦合元件9的连杆轴颈7的纵向中心轴线用P3标记，而 耦合元件9与所属的铰接连杆20之间的摆动铰链26的摆动轴线用P4标 记。偏心轴9的配备有铰接连杆20的连杆轴颈24的纵向中心轴线用P5 标记。此外，图5示出直线P3P2与P3P4之间的角α以及偏置量S，所述 偏置量给出曲轴2的旋转轴线8到由内燃机的缸的缸轴线撑开的平面EZ 的水平距离或者说给出平面EZ与通过曲轴2的旋转轴线8的垂直平面 EKW之间在相对于曲轴2的旋转轴线8垂直的坐标平面中的距离，在该 坐标平面中，如图6中那样，Z轴线相应于串联内燃机1的垂直纵向轴线， Y轴线相应于串联内燃机1的水平横向轴线。此外，在图5中，偏心轴9 的旋转轴线10到缸轴线平面EZ的水平距离用y_EW标记，偏心轴9的旋 转轴线10到曲轴的旋转轴线8的垂直距离用z_EW标记。
此外，在下面的考察中，作为参考量使用曲轴2的曲柄半径r_KW， 所述曲柄半径作为连杆轴颈7的纵向中心轴线P3到曲轴2的旋转轴线8 的距离来被定义，而偏心轴9的曲柄半径r_EW给出偏心轴9的连杆轴颈 24的纵向中心轴线P5到所述偏心轴的旋转轴线10的距离。此外，P1与 P2之间的距离标记为LP1P2，P2与P3之间的距离标记为LP2P3，P2与P4 之间的距离标记为LP2P4，P3与P4之间的距离标记为LP3P4，P4与P5之 间的距离标记为LP4P5，活塞行程标记为s_K。
通过计算和试验已经确定，如果内燃机1的运动学结构对于活塞行程 s_K=84.2mm满足下面的条件，则能够以或大或小的程度缓冲二阶自由惯 性力。
4.5×r_KW<LP1P2<6×r_KW （1）
1.5×r_KW<LP2P3<3×r_KW （2）
5.5×r_KW<LP2P4<8×r_KW （3）
3.5×r_KW<LP3P4<5×r_KW （4）
3.0×r_KW<LP4P5<5×r_KW （5）
如果这些条件得到满足，则两个力矢量FY和FZ的合力R的峰值在图 6中在曲轴每转一圈期间描述曲线B，所述曲线具有确切地说椭圆形或蛋 形的造型并由此已经比曲线A更接近圆形。圆形可能是最佳的形状，因为 在这种情况下通过仅唯一一个平衡轴31就可完全缓冲二阶自由惯性力。
因此，为了从曲线B出发更接近圆形并由此实现最大程度地缓冲二阶 自由惯性力，内燃机1的运动学结构也还要满足下面的条件：
130°<α<160° （6）
0.75×r_KW<S<2×r_KW （7）
0.05×r_KW<r_EW<0.9×r_KW （8）
-3×r_KW<y_EW<-8×r_KW （9）
-1×r_KW<z_EW<-3×r_KW （10）
如果这些条件得到满足，并且如果唯一一个平衡轴31以与曲轴2相同 的旋转方向旋转，则两个力矢量FY和FZ的合力R的峰值在图6中在曲轴 每转一圈期间描述一个小的椭圆形的曲线D，其中，力矢量FZ和FY的振 幅最大值几乎具有相同的大小并且分别取值约为500N，如通过图6中的坐 标和图7中的柱状图的柱对II所示的那样。因此，与曲线B相比，通过上 述条件可以使二阶自由惯性力再次减小70至80%，如通过比较图7中的 柱对I和II所看到的那样。但是由于椭圆形的曲线D与圆形存在的偏差， 尽管借助于平衡轴31进行缓冲，也还使二阶自由惯性力的力矢量FZ和FY的相对小的振幅最大值保留在约500N的高度，如上面参照图6和图7所 给出的那样，但是它们在实践中是没有意义的，因为其振幅在数量级上处 于内燃机的气门传动机构的数量级内。如图7中的柱对III所示的那样， 如果在上述条件下平衡轴31以与曲轴2的旋转方向相反的旋转方向旋转， 则二阶自由惯性力不能减小。为了比较，图7中的柱对IV表明，残余的 二阶自由惯性力在借助于两个平衡轴缓冲的情况下尽管可以完全被缓冲， 但是在这种情况下内燃机的摩擦损失、结构空间、重量和成本会并非不明 显地更大。
附图标记列表：
1 内燃机
2 曲轴
3 活塞
4 活塞连杆
5 曲轴的轴承
6 曲轴的轴颈
7 曲轴的连杆轴颈
8 曲轴的旋转轴线
9 偏心轴
10 偏心轴的旋转轴线
11 多铰链曲柄传动机构
12 耦合元件
13 耦合元件的上部件
14 耦合元件的下部件
15 分隔平面
16 滑动轴承
17 耦合元件的往复臂
18 摆动铰链
19 摆动铰链
20 铰接连杆
21 连杆
22 连杆孔
23 连杆孔
24 偏心轴的连杆轴颈
25 栓
26 摆动铰链
27 耦合元件的耦合臂
28 偏心轴的轴区段
29 偏心轴的轴承
30 曲轴的平衡重
31 平衡轴
机译： 具有多关节曲柄驱动器和单个平衡轴的直列式内燃机，用于阻尼二阶惯性力
机译： 具有多关节曲柄驱动器和单平衡轴的直列式内燃发动机，用于阻尼二阶惯性力
机译： 用于平衡机动车辆的内燃机中的惯性力的机构具有与空心平衡轴平行延伸并同心延伸的驱动轴。
