用于往复活塞式内燃机的平衡的装置
阅读：280发布：2020-05-16
专利汇可以提供用于往复活塞式内燃机的平衡的装置专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 涉及一种用于往复 活塞 式 内燃机 （2）的平衡的装置（1），该 往复活塞式内燃机 具有至少一个活塞，所述活塞能够由 曲轴 通过 连杆 进行驱动，其中，为所述装置（1）设置有具有第一平衡 配重 （3′）的第一平衡轴（3）和具有第二平衡配重（4′）的第二平衡轴（4），第一平衡轴（3）能由曲轴反方向地以及第二平衡轴（4）能由曲轴同方向地、分别以两倍的曲轴转速进行旋转驱动，其中，第一平衡配重（3′）与第二平衡配重（4′）相比具有更大的 质量 。由于本发明的设计，本发明主要提供了下述优点：具有与传统的 现有技术 相比得以优化的功能，形式上为固体声降低。，下面是用于往复活塞式内燃机的平衡的装置专利的具体信息内容。
1.用于往复活塞式内燃机(2)的平衡的装置(1)，该往复活塞式内燃机具有至少一个活塞，所述活塞能够由曲轴通过连杆进行驱动，其中，为所述装置(1)设置有仅两个平衡轴，即具有第一平衡配重(3′)的第一平衡轴(3)和具有第二平衡配重(4′)的第二平衡轴(4)，所述第一平衡轴(3)能由所述曲轴反方向地以及所述第二平衡轴(4)能由所述曲轴同方向地、分别以两倍的曲轴转速进行旋转驱动，其特征在于：所述第一平衡配重(3′)与所述第二平衡配重(4′)相比具有更大的质量，其中，所述两个平衡轴、亦即第一平衡轴(3)和第二平衡轴(4)按测地学都是布置在曲轴的下方，并且所述第一平衡轴(3)相对所述第二平衡轴(4)而言具有关于气缸纵轴线(Z)不同的测地学高度。
2.如权利要求1所述的装置，其特征在于：所述第一平衡轴(3)布置得在测地学上更低。
3.如权利要求1或2所述的装置，其特征在于：所述第一平衡配重(3′)的质量比所述第二平衡配重(4′)的质量大最多30％。
用于往复活塞式内燃机的平衡的装置
技术领域
背景技术
[0003] 在此，这种按照所谓的兰切斯特平衡(Lancaster-Ausgleich)命名的AGW系统的绝大部分平衡了由四缸往复活塞式内燃机产生的发动机二阶振动(zweite Motorordnung)的自由惯性力。为此，两个并排布置的、互相方向相反旋转的平衡轴被支承在平衡轴壳体内并且以两倍的曲轴转速被驱动。为此所使用的偏心重块的大小被如此确定：使其沿内燃机竖向作用的力如此地相加，从而它们可抵偿内燃机的发动机二阶振动的自由惯性力。平衡差度(Unwucht)沿内燃机横向作用的力相加后得零。这样的平衡轴系统通常是作为紧凑式模块按测地学( )布置在曲轴的下方。
[0004] AGW系统的小得多的部分不只抵偿发动机二阶振动的自由惯性力，而且还抵偿围绕曲轴轴线作用的发动机二阶振动的惯性矩以进一步改善车内噪声和舒适度。这一点通过平衡轴的高度位差得以实现。随此人们还收获了这样的结果：平衡差度的横向力虽然相加后得零，但是由于高度位差却产生了一个力矩，该力矩同样围绕曲轴轴线发生作用。通常这样的AGW系统以被铸造或者被法兰连接在侧面的通道设置在曲轴箱的区域内，在所述通道内分别支承有一根平衡轴。
[0005] 另外属于现有技术的有德国公开文献DT 25 08 325 A1，本发明以此为出发点。由该DT 25 08 325 A1已知一种用于具有四个活塞的往复活塞式内燃机的平衡的装置，其中，活塞可以由曲轴通过连杆驱动。为了实现平衡而设置有具有第一平衡配重的第一平衡轴和具有第二平衡配重的第二平衡轴。第一平衡轴与曲轴反方向地以及第二平衡轴与曲轴同方向地、分别以两倍的曲轴转速旋转。
[0006] 不论是作为紧凑式模块布置在润滑剂槽内的AGW系统还是布置在曲轴箱的区域内的AGW系统，由于外部包装的原因在其安置时受到很大限制，并且针对于其他的限制条件不得不做出让步。润滑剂槽区域内的模块例如必须容许足够的润滑剂容积量并且不可促使润滑剂乳化。而曲轴箱上的平衡轴系统尤其是根据设计方案会导致成本上升，特别是当曲轴箱不能再被制造成压铸件时。
[0007] 除了上述限制条件之外，所有的AGW系统必须满足另一个重要的要求：由各平衡轴产生的合力必须依气缸竖向(Z)定向并且必须沿纵向处在曲轴传动机构的中心(对于四缸内燃机的情况，是在第三曲轴主轴承的中心)以及沿横向处在气缸轴线的延长线上。偏离该理想位置则必然导致围绕内燃机横轴线、内燃机竖轴线和内燃机纵轴线的附加的、不希望有的惯性矩形式的负面效果。
[0008] 因此，偏离几何理想条件将使得在实际构造的平衡轴中惯性力和惯性矩的平衡常常是针对声学效应的负荷的一种妥协。
发明内容
[0009] 本发明的目的是，提供一种措施，借以改善用于往复活塞式内燃机的平衡的装置的声学效应。
[0010] 为此，本发明提出一种用于往复活塞式内燃机的平衡的装置，该往复活塞式内燃机具有至少一个活塞，所述活塞能够由曲轴通过连杆进行驱动，其中，为所述装置设置有仅两个平衡轴，即具有第一平衡配重的第一平衡轴和具有第二平衡配重的第二平衡轴，所述第一平衡轴能由所述曲轴反方向地以及所述第二平衡轴能由所述曲轴同方向地、分别以两倍的曲轴转速进行旋转驱动，其特征在于：所述第一平衡配重与所述第二平衡配重相比具有更大的质量，其中，所述两个平衡轴、亦即第一平衡轴和第二平衡轴均按测地学布置在曲轴的下方，并且所述第一平衡轴相对所述第二平衡轴而言具有关于气缸纵轴线不同的测地学高度。通过本发明的设计得到了如下多方面的优点：
[0011] ·首先，在此具有与传统的现有技术相比得以优化的功能，形式上为固体声(即机器噪声)降低；
[0012] ·由于这种固体声降低按照传统的方式和方法只能通过较大的结构改变才可实现，因此本发明在成本方面也具有优点；
[0013] ·本发明的另一个优点是主题思想的实现简单易行。例如，第二平衡配重4′约轻20％则使固体声降低约60％。
[0014] 本发明还进一步提出以下有益的发展设计：
[0016] 下文将参照示于四个示意附图中的现有技术以及本发明的实施例进一步阐述本发明。
[0018] 图2示出的是针对同种类型的内燃机在45°曲轴转角的时刻的惯性力和惯性矩；
[0019] 图3示出的是针对根据本发明构造的内燃机在0°曲轴转角的时刻的惯性力；
[0020] 图4示出的是针对根据本发明构造的内燃机在45°曲轴转角的时刻的惯性力、惯性矩和剩余力。
[0021] 在下文中，所有四个附图中的相同部件适用相同的附图标记。
具体实施方式
[0022] 如上所述，常见的平衡轴系统通过使两个平衡轴的平衡配重的平衡差度为同样大而使其横向力得以完全抵偿。
[0023] 在图1和2中示出了这样的传统的平衡轴系统的作用效果并加以详细阐述。
[0024] 如同所有以下的附图那样，图1示意性地示出的是具有往复活塞式内燃机2用平衡装置1(AGW系统)的往复活塞式内燃机2的正面。垂直布置的气缸纵轴线(Zylinderhochachse)(Z)用点划线表示。该装置1包括具有第一平衡配重3′的第一平衡轴3和具有第二平衡配重4′的第二平衡轴4。平衡轴3、4以及未详细示出的曲轴的旋转方向通过四分之三圆被示意性地表示。在往复活塞式内燃机2的侧面分别设置有一个支架
5，用于将往复活塞式内燃机2支承在机动车内。
5，用于将往复活塞式内燃机2支承在机动车内。
[0025] 往复活塞式内燃机2具有至少一个未示出的活塞，在本实施例中具有四个活塞，这些活塞可以由未示出的曲轴通过同样未示出连杆进行驱动。第一和第二平衡轴3、4由曲轴以两倍的曲轴转速进行驱动，其中，第一平衡轴3与曲轴反方向旋转，以及第二平衡轴4与曲轴同方向旋转。在图1中示出的是曲轴具有0°曲轴转角的时刻。这意味着，往复活塞式内燃机2的自由惯性力沿气缸轴线方向指向上方。平衡配重3′、4′指向下方，通过这种方式它们的力相加。由此，通过两个平衡轴3、4或者说它们的偏心重块3′、4′而形成与往复活塞式内燃机2的自由惯性力方向相反的力，该力消除往复活塞式内燃机2的自由惯性力。自由惯性力通过平衡轴3、4和曲轴上的箭头形符号表示，以及作为力的相加在往复活塞式内燃机2的下方被标出。正如可以看到的那样，在这个曲轴位置中，竖向力(Hochkraefte)相加后得零。
[0026] 图2示意性地示出的是同图1所示一样的现有技术的实施例，然而是在曲轴具有45°曲轴转角的时刻，就是说进一步旋转了45°曲轴转角。此时平衡配重3′、4′指向外侧，通过这种方式它们的惯性力相互消除。往复活塞式内燃机2的自由惯性矩示意性地通过围绕曲轴的半圆箭头形符号表示。往复活塞式内燃机2的这个自由惯性矩通过一个方向相反的惯性矩被减小，该方向相反的惯性矩是由于第一和第二平衡轴3、4或者说它们的平衡配重3′、4′相互之间具有高度位差而形成。该惯性矩通过半圆箭头形符号被示意性地表示。
[0027] 对图1和2的概述(现有技术)：
[0028] 两个反向旋转的平衡轴3、4产生竖向力和横向力。在0°曲轴转角(0°KW)的时刻，被确定为同样大的平衡配重3′、4′产生纯粹的竖向力，该竖向力与往复活塞式内燃机2的自由惯性力相加后得零(发动机二阶振动的惯性力被完全抵偿)。在45°曲轴转角(45°KW)的时刻，发动机二阶振动的自由惯性力-该二阶振动遵循余弦变化曲线-降低到零。平衡配重3′、4′的以两倍曲轴转速旋转的平衡差度现在产生了纯粹的横向力。由于这些平衡差度同样大，所以它们相加后得零。但是由于高度位差它们产生一个正弦形的惯性矩，该正弦形的惯性矩反作用于往复活塞式内燃机2的正弦形的自由惯性矩。
[0029] 正如图3和4在此所示的那样，本发明另辟蹊径。与前述已知的系统不同，本发明容许某种确定的横向力。
[0030] 图3和4示出的是图1和2所示的往复活塞式内燃机2，但是这次是具有本发明的用于往复活塞式内燃机2的平衡的装置1。力依然是通过直的箭头形符号表示，而惯性矩通过半圆的粗体箭头形符号表示。旋转方向还是通过细体的四分之三圆表示。
[0031] 图3示出的还是在0°曲轴转角时刻的往复活塞式内燃机2，而图4示出的依然是在45°曲轴转角时刻的往复活塞式内燃机2。根据本发明，第一平衡配重3′与第二平衡配重4′相比具有更大的质量。另外，第一平衡轴3被布置在与第二平衡轴4相比关于气缸纵轴线(Z)不同的测地学高度上。在本实施例中，第一平衡轴3布置得在测地学上更低。依据往复活塞式内燃机2的设计形式，第一平衡配重3′的质量与第二平衡配重4′的质量相比大最多30％是合理的。
[0032] 与描述现有技术的图1和2相似地，对图3和4的本发明的发明效果进行阐述。第一和第二平衡配重3′、4′的平衡差度现在被确定为大小不同。与曲轴的旋转方向相反旋转的平衡轴3的平衡差度大于另一平衡轴4的平衡差度。一如既往，同样是总共产生一个竖向力，该竖向力抵偿往复活塞式内燃机2的自由惯性力。参见图3中往复活塞式内燃机2下方的力的相加。
[0033] 而现在横向力(图4)相加后不再得零。剩下一个遵循正弦变化曲线的剩余横向力。参见图4中往复活塞式内燃机2下方的力的相加。这个剩余横向力以到往复活塞式内燃机-变速器-联合体的重心的距离a作为力臂产生一个附加的力矩，该力矩如同由平衡轴3、4的高度位差所产生的力矩一样，同样地反作用于往复活塞式内燃机2的自由惯性矩。
[0034] 本发明不仅可以应用在具有高度位差的平衡轴系统中，而且也可以应用在没有高度位差的传统的系统中。这意味着：没有高度位差的平衡轴系统本身能够抵偿往复活塞式内燃机2的惯性矩的一部分。
[0035] 剩余横向力(图4)除了预期地减小围绕曲轴轴线的惯性矩之外，还产生一个围绕气缸纵轴线(Z)的力矩，不过该力矩由于在横向和纵向上的支承刚性低以及围绕气缸纵轴线(Z)的惯性高而几乎不发生作用，并且由于结构上的设计形式，即总体机组的重心沿曲轴方向邻近第三主轴承，而可以被继续减小或者被完全消除。
[0036] 在一个实验例中，使用增压的2升4缸往复活塞式内燃机2，平衡差度相互之间20％的差别便使得固体声(即机器噪声)降低了约60％。
[0037] 再次对本发明的优点概括如下：
[0038] -首先，在此具有与传统的现有技术相比得以优化的功能，形式上为固体声降低；
[0039] -由于这种固体声降低按照传统的方式和方法只能通过较大的结构改变才可实现(例如将AGW系统移置到曲轴箱区域内)，所以本发明在成本方面也具有优点；
[0040] -另一个优点是主题思想的实现简单易行。在实验例中，偏心重块相互间20％的差别便使得固体声降低了60％。
[0041] 附图标记表
[0042] 1. 装置
[0043] 2. 往复活塞式内燃机
[0044] 3. 第一平衡轴
[0045] 3′. 第一平衡配重
[0046] 4. 第二平衡轴
[0047] 4′. 第二平衡配重
[0048] 5. 支架
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