汽油发动机对在压缩行程中产生的最大压力有限制作用。当空燃混合气经受大于 一定极限的压力和温度持续特定时期时，空燃混合气会自燃而不是燃烧。最大的燃烧 效率发生在最大的燃烧压力下，但是不能存在产生不期望的噪声以及对发动机造成机 械损坏的压缩引起的自燃。在任何特定速度下期望较高的动力输出时，必须传输更多 的燃料和空气到发动机中。为实现更大的燃料/空气传输，通过节流板的额外开启或 通过使用可以也增加发动机进口压力的涡轮增压器或机械增压器(supercharger)来 增加进气歧管压力。然而，对于已经在峰值效率/最大压力下操作的发动机，涡轮增 压器和机械增压器产生的附加的进口压力将超过压缩燃烧压力，从而导致自燃，由于 产生的伴随声音通常称为敲缸，若发动机已经以接近敲缸极限的燃烧压力操作还期望 增加动力时，必须从最大效率点延迟点火火花正时。点火正时延迟导致发动机工作效 率损耗，同时还增加传递到发动机的燃烧热量。因此，存在一个困难：发动机设计者 必须选择一个适合于所有模式的压缩比。在低荷载操作时高压缩比产生最佳的燃料效 率，但在高荷载操作时必须延迟点火火花以避免自燃。这会导致在高荷载时的效率降 低，动力输出减少，及传递到发动机的燃烧热量增加。在通常为大多数工作循环的轻 荷载操作时低压缩比进而会导致发动机效率损耗。
为避免该不期望的困难，现有技术教授了在驱动涡轮增压器或机械增压器以满足 大量动力增加的临时需要的任何时候动态地减少发动机压缩比的构想。因此，使用可 变压缩比技术，当发动机在轻荷载下操作时，在非涡轮/机械的增压模式下，内燃发 动机的压缩比可以设定在最大峰值压力以增加燃料效率。然而，当在发动机上施加高 荷载要求的偶然情况下，如在重加速和爬坡期间，可以实时地降低压缩比，以适应驱 动涡轮增压器或机械增压器造成的进口压力的增加。在所有情况下，可以避免压缩引 起的敲缸，且保持最大发动机效率。
已经提出了实现内燃发动机中的动态可变压缩比的各种尝试。例如，在2000年 SAAB汽车公司在日内瓦发动机展上介绍了可变压缩比发动机。SAAB设计包括整体式 汽缸盖和分离的曲轴/曲轴箱总成。整体式汽缸盖经枢轴连接到曲轴/曲轴箱总成，以 便允许小的(例如4°)相对移动，通过液压驱动器可以控制该移动。SAAB机构能够改 变曲轴中心线和汽缸盖之间的距离。
实现动态可变压缩比的其他尝试还包括连接往复运动的活塞到旋转的曲轴的连 杆的有效伸长/缩短。在支持调节连杆的长度的多数设计中，其中的一些提出在连杆 的小头和活塞之间的连接关节上提供偏心活塞销(eccentric wristpin)连接。偏心 活塞销结构的例子可以在1947年9月23日授予Gill(吉尔)的美国专利2,427,668 号、1987年8月授予Naruoka(成冈)等人的美国专利4,687,348号、及1989年9 月12号授予Hasegawa(长谷)的美国专利4,864,975号中找到。
用以延长或缩短连杆的长度的所有现有技术的尝试中的具体的缺点是因连杆经 受的快速循环压缩和拉伸模式产生的。例如，若期望延长连杆长度进而在连杆经受高 轴向压缩荷载时增加压缩比，则要求大量的力。这会导致不适合于如今高效发动机和 要求的客户期望的复杂和无效的机构及设计。因此，需要能够实时地调节燃烧压缩比， 且在正常的发动机操作中不受连杆经受的极端循环荷载损坏或阻碍的改进的可变压 缩比发动机。

本发明通过提供用于内燃发动机的可变压缩比活塞和连杆总成以克服现有技术 中发现的不利之处和缺点，该活塞和连杆总成包括具有在以第一轴为中心的销孔中设 置的销的活塞和具有下部曲轴端和上部活塞端的连杆。连杆的上部活塞端包括以第二 轴为中心，且平行于销孔的第一轴的连杆孔。偏心衬套可旋转地使活塞销衬套孔与连 杆孔相互连接用于活塞相对于连杆的关节连接运动。偏心衬套包括承载活塞销的孔和 在连杆孔中承载的偏心外接(outer journaled)部分。偏心衬套相对于连杆孔可旋 转以便实现第一轴和连杆下部曲轴端之间的空间位移以在总成可操作地设置在内燃 发动机中时有效地改变总成产生的压缩比。驱动器可选择地激励以产生驱动推力。锁 扣(latch)响应于驱动推力以在偏心衬套固定在至少两个旋转位置的一个中的锁紧 位置和偏心衬套可相对于连杆自由移动的解锁位置之间移动。此外，本发明在此提供 可操作地设置在驱动器和锁扣之间的空动连接(lost motion coupling)。响应于在 偏心衬套和连杆之间的主要剪切荷载，空动连接在功能上将驱动器与锁扣分离，从而 在锁紧位置限制锁扣。此外，当主要剪切荷载下降到预定极限以下时，空动连接自动 地将驱动器重新连接到锁扣。从而当锁扣保持限制在锁紧位置时，空动连接能够使驱 动器产生驱动推力而不损坏锁扣，此外还自动地激励锁扣以在后来方便的时候接合。
本发明的空动连接特征利用在操作中连杆行进的各种压缩和拉伸模式的循环特 性以在不依赖于驱动推力的正时的适当时刻进行锁紧和解锁。因此，当发动机要求改 变压缩比时，驱动器将施加驱动推力，但锁扣直到在曲轴和活塞之间的连杆的长度自 动改变的后来适当时刻才解锁。
根据本发明的另一方面，提供改变内燃发动机中的活塞和连杆总成的压缩比的方 法。该方法包括以下步骤：提供具有下部曲轴端和上部活塞端的连杆，提供活塞，及 用偏心衬套使连杆的上部活塞端与活塞可旋转地相互连接。该方法还包括在内燃发动 机中曲轴驱动的往复运动期间选择地旋转偏心衬套以相对于连杆空间移动活塞以有 效地改变总成产生的压缩比。该方法还包括以下步骤：提供可移动到锁紧位置以相对 于连杆的两种空间移动条件中的一个保持活塞的锁扣，选择性地推动锁扣移动到活塞 和连杆相对于彼此自由延伸的解锁位置。该方法还包括在内燃发动机中的曲轴驱动的 往复运动期间使连杆经受压缩和拉伸的循环模式。该方法的特征在于在选择性地推动 锁扣移动到解锁位置步骤中，临时将锁扣固定在锁紧位置，直到连杆在压缩和拉伸模 式之间切换的时候。从而在推动步骤之后，锁扣保持限制在锁紧位置，但当连杆从压 缩到拉伸模式或拉伸到压缩模式切换时自动地移动到解锁位置。
如在此本发明的方法描述，锁扣直到连杆经受从压缩到拉伸模式或拉伸到压缩模 式的切换时才移动到其解锁位置。
参考下述详细说明和附图，本发明的这些及其他特征和优点将变得更易于理解。

图1是根据本发明的设置在内燃发动机中操作的可变压缩比活塞和连杆总成的示 意图；
图2是根据本发明的连杆总成的透视图；
图3是基本上沿着图2中的线3-3截取的连杆的局部横截面图，且包括横截面图 所示的在上面叠加的典型活塞；
图4是如图3中所示的横截面图，但示出延长的高压缩配置的连杆，其中相比较 于图3示出活塞的高度；
图5是基本上沿着图3的线5-5截取的通过驱动器和锁扣部件的横截面；
图5A是如图5的视图，但示出当连杆保持在高压缩或高拉伸模式时施加在锁扣 上的驱动推力；
图5B是如图5A的视图，但示出当连杆从压缩到拉伸模式或从拉伸到压缩模式切 换时驱动器自动重新连接到锁扣；
图6是基本上沿着图4的线6-6截取的驱动器和锁扣部件的横截面图；
图7是根据本发明的连杆的上部活塞端的透视图，其中驱动器如图所示在虚线中 的移动条件中；
图8是基本上沿着图4中的线8-8截取的驱动器和锁扣部件的横截面图；
图9是沿着图3中的线9-9截取的简化的视图，示出以低压缩比设置的但通过油 流的驱动推力转换到高压缩比模式的连杆；
图10是如图9但基本上沿着图4的线10-10截取的视图，示出以高压缩比设置 的但通过油流施加的驱动推力转换到低压缩比设置的连杆；
图11是根据本发明的锁扣的分解图；
图12是描述典型的汽油内燃发动机的四循环或行程且示出连杆经受的循环的压 缩和拉伸模式的图表；
图13是对比在高压缩工况及低压缩工况下操作的发动机中的压缩比与最小余隙 容积的图表；
图14A-图17B是示出锥形销和止动柱，其协作以确保在高速时成功锁紧，的系列 局部正视图及附随的横截面图；
图18是示意性地示出当从偏心衬套的法兰盘施加剪切荷载时作用在螺栓上的力 的横截面图；
图19A示出其中可延长的螺栓如图所示比其配合孔具有更大的径向尺寸的本发明 的锁扣系统；
图19B是如图19A但示出典型的现有技术的锁扣系统的视图，其中螺栓如图所示 具有比配合孔更大的径向尺寸，但由于失准接触区域不正交于两个部件之间的移动自 由度；
图20是表示根据本发明的通过旋转偏心衬套实现的表示活塞的低压缩比和高压 缩比设置的两个旋转的位置中的一个中的第一轴和第二轴的空间关系图；
图21是如图20但描述典型的现有技术结构的视图，其中偏心衬套在基本上较大 的范围旋转以实现活塞的等高度调节；
图22示出当可操作地设置在发动机中时在上部活塞端产生的常规的多个加速度 区域或向量的连杆的侧面图，其中加速度向量包括沿着垂直通过第一轴的虚轴延伸的 行程加速度向量、以第一轴为中心的角加速度向量、及从第一轴辐射的离心加速度向 量；
图23是卷制销的替代的止动柱的透视图；

参考附图，在图1中汽油动力内燃发动机的示意图基本上如在14所示。发动机 14包括支撑用于在典型的主轴承(未示出)中旋转的曲轴16。基本上如在18标示， 连杆具有围绕曲轴销孔轴C旋转连接到曲轴16的下部曲轴端20。纵向上与曲轴端20 隔开，连杆18包括支撑以平行轴B为中心的连杆孔24的活塞端22。基本上如在26 标示的活塞通过基本上如在43标示的活塞销可枢轴转动地连接到连杆总成17的活塞 端22。活塞销43提供活塞26相对于连杆总成17的关节连接运动。活塞26在汽缸 30中的往复的行程方向上受导向在下止点(BDC)和上止点(TDC)极限之间运动， 上止点和下止点之间距离确定活塞和连杆总成的行程长度。汽缸盖32盖在汽缸30上， 在该示意性示例中，在汽缸盖32上提供有以所知的方式控制通过进气通道36和排气 通道38的气体流量的顶置气门34。火花塞40包括暴露在形成在活塞26、汽缸盖32、 及汽缸30之间的空间中的燃烧室中根据众所周知的原理点燃压缩的空气和燃料燃混 合物的下部点火端。
偏心衬套28是设计为能够动态，即实时地改变活塞和连杆总成17产生的压缩比 的类型。更具体地，偏心衬套28具有在优选的实施例安装有活塞销衬套42，进而承 载活塞销43的孔。活塞销43使活塞销衬套42与活塞26的销孔44相互连接。典型 地，销孔44形成在活塞26的整体式活塞销座46中，尽管可以提出其他的配置。活 塞26中的销孔44以在任何情况下都平行于曲轴销孔轴C和连杆孔24的第二轴B的 第一轴A为中心。偏心衬套28还包括承载在连杆孔24中的偏心外接部分(eccentric outer journaled portion)48。偏心外接部分48从活塞销衬套42和活塞销43偏移 以便当偏心衬套28围绕其外接部分48旋转时，在C轴和A轴之间形成空间位移。参 考图3、图4、及图20可以最佳地描述这种现象，因为其中示出相对于连杆18旋转 偏心衬套28约32°，作为一个示例，改变活塞26的高度几毫米。应理解具体的角位 移是随着实施方案的不同可以改变的一些设计标准。
活塞高度相对于曲轴销孔轴C的变化可以有效地改变当活塞和连杆总成可操作地 设置在内燃发动机14中时活塞和连杆总成产生的压缩比。换言之，在上止点(TDC)， 通过细致地关节连接偏心衬套28可以改变活塞26的顶部和汽缸盖32之间的间隔。 自然地，当扫气容积(swept volume)保持不变时，在TDC时的体积越小产生的压缩 比越大，而在TDC时的体积越大产生的压缩比越小。因此，当发动机运行时，通过相 对于连杆18简单地旋转偏心衬套28，压缩比变化可用于实现属于可变压缩比发动机 的性能改进和优点。
作为压缩变化特征的示例，图13表示假定在标准3.5L、V6发动机中行程长度 86.7mm，随着连杆总成17伸长建议的3mm发生的变化。
连杆中心线D由在曲轴销孔轴C和连杆孔24的第二轴B之间纵向延伸的虚线界 定。参考图3和图4，结合参考图1，注意在任何时候销孔44的第一轴A从连杆中心 线D横向偏移。换言之，在本发明的优选的配置中，在偏心衬套28相对于连杆18旋 转时，绝不允许第一轴A与连杆中心线D重合或交叉。这种条件是优选的以便在低压 缩比和高压缩比设置之间改变连杆总成17的长度中可以最佳地利用扭矩，如在下文 将详细描述。尽管认识到本发明的新颖性特征还可以重新配置有在高压缩比和低压缩 比设置的切换中确实允许第一轴A与连杆中心线D交叉的系统，然而在优选的实施例 中，第一轴A和第二轴B之间的横向距离，即测量的垂直于连杆中心线D的横向距离 必须足够以便具体设计的活塞高度调节可以在相当窄，即小于180度角度调节的范围 内实现。本发明的该方面在下文中结合图20和图21详细描述。
提供锁扣50用以安全地将偏心衬套28保持在其低压缩调节位置或高压缩调节位 置的一个中，直到作用在偏心衬套28上的驱动推力发出期望改变到其他设置的信号。 锁扣50响应于用于在解锁位置和锁紧位置之间的移动的驱动推力，在解锁位置中偏 心衬套28可以相对于连杆18自由移动，在锁紧位置中，偏心衬套28与第一连杆18 固定在两个弧形间隔位置(即图3或图4)中的一个中。锁扣50如图所示在图5B中 位于其解锁位置，在图5、图5A、及图6中位于其锁紧位置。基本上如在52标示的 驱动器提供必要的驱动推力。驱动器52也承载在连杆18的上部活塞端22上且在要 求的时刻驱动器52可以选择地被激励，例如通过电子控制模块中实施的计算，或通 过对预定工况的附随响应(slavish response)来确定，例如起动机马达启动或涡轮 增压器/机械增压器(super charger)启动或停用。换言之，具体的事件或具体的工 况可以用来选择性地激励驱动器52，在此时产生驱动推力以将锁扣50从其锁紧位置 移动到其解锁位置，且反之亦然。
更具体地考虑锁扣50机构的构造，在附图中描述了适用于实现本发明的目的的 一个示例性实施例。然而，本领域技术人员应理解可以使用各种替代的构件构造和配 置以形成以从本发明的权利要求中获取的方式和精神操作的锁扣。参考图2和图5- 图6，锁扣50如图所示包括使偏心衬套28固定在至少两个弧形间隔位置中的第一个 中的上部螺栓54和使偏心衬套28固定在至少两个弧形间隔位置中的第二个中的下部 螺栓56(与上部螺栓54隔开)。在该示例中，偏心衬套28包括在其中具有接收相 应的上部螺栓54和下部螺栓56的两个孔60及孔62的法兰盘58。螺栓54、56被承 载用于在连杆18的活塞端22中轴向滑动。在适当的时候当螺栓54、56被驱动器52 移动时，其在形成在法兰盘58中的相应的孔60、62中找到交互式对准(registry)， 从而相对于连杆18稳定地固定偏心衬套28。
当总成配置在图3描述的其低压缩模式中时，上部孔60用来锁住偏心衬套28的 角度调节条件。在图5和图5A中上部螺栓54如图所示与其配合孔60对准，根据图 例，示出低压缩比或缩短的连杆总成17配置。然而，如图6所示，适当地操纵锁扣 50以便下部螺栓56与其配合孔62对准，如图4所示，偏心衬套28可被角度调节到 其高压缩比方位。因此，当拔去上部螺栓54或下部螺栓56中的一个以便找到与法兰 盘58中的相应的孔60、62的配合对准时，有些像作为门锁装置的部分操作的锁定螺 栓，构件相对于连杆18被锁住。
空动连接可操作地设置在驱动器52和上部螺栓54及下部螺栓56之间以便响应 于法兰盘58和连杆18之间的主要剪切荷载在功能上使驱动器52从锁扣50分离。再 次参考图5，锁扣50如图所示完全地落座在其低压缩比方位，如在涡轮增压或机械 增压模式下操作时所期望的那样。一旦高功率要求减弱，期望停止涡轮增压器/机械 增压器，并使发动机14返回到更经济的高压缩比设置。以此方式，激励驱动器52以 提供在图5A的示例中表示凸轮64在60度逆时针圆弧的旋转的驱动推力。然而，应 注意虽然已激励，即旋转驱动器52，但上部螺栓54与其法兰盘58中的配合孔60保 持完全地锁住对准，从而表示偏心衬套28保持锁住在低压缩比条件下。因此，虽然 已发出改变到高压缩配置的指令，但锁扣50保持在由存在于法兰盘58和连杆18的 活塞端22之间的主要剪切荷载限制的锁紧位置。主要剪切荷载的产生是因为通过活 塞销43作用在偏心衬套28上的在连杆总成17中的压缩或拉伸力，活塞销43从连杆 小头孔24横向偏移(相对于连杆中心线D)。
图12是示出在连杆18中心线D方向上测量的连杆18经受的典型轴向荷载(牛 顿)的图表。在移动总成通过其压缩和动力行程时，由于燃烧气体首先被压缩然后膨 胀经受高压缩荷载。然而，切换大约发生在排气循环的中间，其中主要由于活塞26 的快速减速产生的惯性荷载，连杆18经受的轴向荷载变成拉伸荷载。在进气循环的 中间，轴向荷载再次切换回到压缩荷载。在图12中沿连杆中心线D的荷载为零的切 换区域虚线的圆指示其中图表符号指示在从高压缩比到低压缩比或从低压缩比到高 压缩比中连杆18的长度变化的点。因此，图5A表示通过偏心衬套28起作用以有效 地使上部螺栓54限制或约束在其配合孔60中的沿其中心线D作用在连杆18的压缩 或拉伸的主要剪切荷载。
然而，图5B表示剪切荷载或可能更适当地如图12中描述的连杆18上的荷载移 动通过切换区域或零荷载瞬间的时间点。此刻空动连接自动地将驱动器52重新连接 到锁扣50以便锁扣50实际上移动到其解锁的位置实现在偏心衬套28和连杆18之间 的自由相对运动。此外，如图6所示，下部螺栓56同时受推动落入其配合孔62中， 从而将总成锁住在如图4中所述的高压缩、长度可调节的状态。
空动连接使驱动器52产生其驱动推力，同时锁扣50保持限制在其锁紧位置但不 损坏锁扣50。在后来方便的时候但在相对于连杆18改变活塞26高度之前，空动连 接还自动地移动锁扣50。换言之，且具体参考图12，可以在整个720度曲轴转角中 的任何时刻，即在内燃发动机14中的一个完整循环的所有四行程中驱动驱动器52。 然而，仅在沿连杆中心线D的荷载为零或几乎为零的切换区域中的一个中开始高度改 变(即压缩比调节)是方便的或期望的。因此，空动连接基本上延迟锁扣移动到解锁 状态的要求直到如在法兰盘58和连杆18之间的剪切荷载几乎接近零的这样的时刻。
虽然空动连接可以采取许多不同的形式，在此描述的一个示例性的实施例最佳地 如图5-图7及图11所示。在这些实施例中空动连接如图所示包括伸缩地固定到上部 螺栓54的上部从动件66和伸缩地固定到下部螺栓56的下部从动件68。驱动器凸轮 64靠着上部从动件66和下部从动件68落座，及选择性地移动上部从动件66和下部 从动件68。内部偏置构件70，例如压缩弹簧可操作地设置在每个螺栓54、56和从动 件66、68之间以连续地使两个构件分开。从动件66、68承载的小销72限制在形成 在螺栓54、56中的槽74中以便在其操作位置限制推进和捕获偏置构件70。外部偏 置构件76作用在每个从动件66、68和连杆18之间以连续地推动每个从动件66、68 与其关联的螺栓54、56一起到解锁(缩回)状态。上部从动件66和下部从动件68 的轴向行程和产生的传递到偏置构件70、76的应变能量以在其行程的两端使驱动器 52的旋转位置稳定，在所有的中间位置使驱动器52的旋转位置不稳定的方式配置。 因此，驱动器52的旋转将以类似于电灯开关上的肘节杆(toggle lever)的方式执 行。这可以通过适当地配置驱动器凸轮64的表面实现。作为一个示例，若驱动器52 从图5A所示的位置略微地顺时针旋转，如图5所示在允许从动件向左行进之前，驱 动器凸轮略微地向右移动下部从动件68。该略微向右行进增加了偏置构件70及76 中的应变能量，因此要求扭矩的执行以产生从其端部位置的略微旋转。如图5B所示， 当其他从动件复位与凸轮64接触时，驱动器52的旋转稳定性进一步增加。当在正常 的发动机操作中驱动器受到加速力时，驱动器52的稳定性对于确保驱动器52的小的 惯性不平衡或其他小的制造变化将不会造成驱动器的自发的旋转是非常重要。在所示 的配置中，上部螺栓和下部螺栓可以在其相应的孔中自由旋转，且该构件可以配置为 螺栓在其相应孔中的任何旋转位置上实现锁扣的合适的功能，即螺栓54、56的锥形 端部为圆锥形，接触凸轮64的从动件66、68的表面为球形。若锁扣被设计为受约束 不能在其孔中旋转，将有机会通过将从动件66、68的凸轮接触表面配置为圆柱形， 及通过将螺栓54的锥形端部配置为锥形平面(tapered flats)，减少接触应力。
如图2-图4最佳地所示，偏心衬套28的法兰盘提供有弧形槽78，弧形槽的圆弧 相对于第二轴B确定中心。弧形槽78叠加在连杆18的部分上且与从连杆18延伸的 止动柱80可操作地对准。换言之，止动柱80从连杆18的一侧延伸且限制在弧形槽 78中。在弧形槽邻接止动柱80的任意一侧时，通过弧形槽78的长度有效地限制法 兰盘58的旋转行程。因此，通过该弧形槽78和止动柱配置可以控制偏心衬套28相 对于连杆18的旋转行程。弧形槽78的极限适应于(keyed to)孔60、62相对于其 相应的上部螺栓54和下部螺栓56的位置，允许偏心衬套28的旋转略微大于螺栓54、 56与其相应的孔60、62的对准所需要。止动柱80具有一些弹性和阻尼特性以便当 在高发动机转速时进行压缩比转换，及偏心衬套28在高速时转换(即旋转)时，止 动柱80可以吸收和至少部分地缓冲行程端部的冲击，在法兰盘58以降低的速度从止 动柱80弹回时，螺栓54或螺栓56可以接合以锁住法兰盘58。止动柱80在此描述 为滚销，尽管替代的实施例是可能的，包括如图23所示具有固有弹性和阻尼特性的 螺旋卷制销。固定螺钉82可以用来防止弹性止动柱80移出其合适的位置。在替代的 实施例中，止动柱包括沿止动柱长度延伸的切口。
图14A-图17B示出当偏心衬套28在高发动机转速时转换时弹性缓冲器(止动柱 80)和螺栓54、56的锥形端如何协作以抓住或锁住偏心衬套28。这些图示出一系列 局部正视图及附随的横截面图。在图14A和图14B中，偏心衬套28的法兰盘58如图 所示相对于连杆18、止动柱80、及螺栓54的锥形端向上移动。内部偏置元件70产 生的弹簧力(F)推动螺栓54朝向法兰盘58。直到法兰盘58中的孔60充分上移， 然而，螺栓54不能移动。
图15A和图15B表示当法兰盘58中的弧形槽78冲击止动柱80时的进一步移动。 然后移走螺栓54以朝向其孔60向内移动。因为锥形接口，螺栓54可以开始移动到 与孔60对准，即使孔60向上移动过远(如该附图的透视图所示)。
继续在该连续的行进中，因为止动柱80的阻尼特性，图16A和图16B示出法兰 盘58以期望的速度减少(法兰盘58相对于螺栓54)从止动柱80弹回。在该阶段， 孔60抓住锥形螺栓端部的顶端，因为法兰盘58冲击止动柱80和从止动柱80弹回的 时刻作用在螺栓54上的弹簧力(F)该锥形螺栓端部的顶端至少部分地接合孔60到 一定的深度。倘若锁扣50构件制造为满意的标准和公差，则局部的接合适合于在接 下来的发动机燃烧循环保持法兰盘58。如图17A和图17B所示，当接下来的法兰盘 58的剪切荷载再次反向朝上时，作用在螺栓54上的弹簧力(F)将驱动锥形端部完 全地进入配合的锥形孔60中。
因此，如参考图14A-17B可见，止动柱80提供为与锁扣50分离且不同的元件， 止动柱有利于在偏心衬套28从一个旋转位置旋转(即转换)到另一个旋转位置期间 阻止(arrest)偏心衬套28的运动，以便当活塞26在其空间移动位置之间移动时使 锁扣50从法兰盘58的惯性冲击引起的应力隔离。
再次参考图12，当通过驱动器操作的驱动推力引起压缩比变化时，锁扣50保持 在锁紧位置直到沿连杆中心线D的荷载在所示的切换区域中的一个上接近或达到零。 在发动机循环中无论首先遇到这些区域中的哪一个，相应的螺栓54、56将自动地从 其与配合孔60、62的对准中撤回。如上所述，在图5B中描述的从低压缩比到高压缩 比设置移动的示例。
从而，在发动机以低压缩比设置操作的图5的示例中，如驱动器52和凸轮64旋 转到图5A所示的位置的驱动推力指示要求返回到高压缩比模式。然而，例如若在360 度曲轴转角点，即排气行程和进气行程之间的上止点要求发生从低压缩比到高压缩比 的改变，连杆18将在拉伸模式下。在约440度曲轴转角进入到下一个切换区域的时 刻，连杆18将移到压缩模式。在该示例中期望的压缩比变化是从低压缩比到高压缩 比，意味着连杆18必须有效地延长。然而，现将压缩荷载施加在连杆18上，且保持 直到在大约280度曲轴转角达到下一个切换区域。在该情况下，在进气行程的剩余时 期、整个压缩行程和动力行程中，总成将保持在图5B的解锁状态，仅当在约280度 曲轴转角达到下一个切换区域时移动到图6的位置。在该模式中，当锁扣50完全地 从法兰盘58解锁，在弧形槽78和止动柱80之间的相互作用承受剪切荷载阻力的全 部冲击以在低压缩比状态下保持偏心衬套28。如在循环的排气行程和进气行程中的 切换区域的封闭空间所示，当从高压缩比移到低压缩比，但在解锁和重新锁紧到新位 置之间的时间滞后相对较短时，将发生类似的情况。
在图8-图10中，详细描述了根据本发明的示例性实施例的驱动器52。驱动器52 控制凸轮64且旋转地承载在从连杆18的活塞端22延伸的底座84上。底座84形成 确立在方向上正交于第一轴A和第二轴B，且优选地相交于B轴的旋转轴E的短轴 (stub shaft)。此外凸轮齿轮82在该示例性实施例中承载响应于如图1示意性地 描述的加压的油射流或油流90、91的一对叶片86、88。当如油流91的力传送器作 用在叶片86上，驱动器52旋转到图9所示的位置，最终导致连杆总成17被导向到 低压缩比设置。这如图9所示。当期望转换到高压比设置时，另一油流90被引导到 叶片88上以促使逆时针旋转到图10所示的状态。因此，图10表示驱动器52在高压 缩比设置中的方位。当期望转换到低压缩比设置时，如图10中所示，油流91被引导 到叶片86上，其以顺时针方式使驱动器52旋转回到图9的方向。作用在叶片86、 88中的一个上的油射流90、91导致驱动器52的向后和向前运动，促使凸轮64在图 5和图6中所示的位置之间移动。如这些图中所示，平衡重92在凸轮64对面作为平 衡技术可由驱动器52承载。
为使在油流90、91和叶片86、88之间的传递的力最大化，可期望使每个叶片86、 88的端部成形为杯状。尽管其他的设计形状和特征是可能的，但相比较于平直、未 成形的叶片形式，如图9和图10中描述的形状将增强油流90、91的推力。
尽管油流90表示为作用在驱动器52上的优选的力传递技术，因为油流易于获得、 安静、无冲击噪音，且可以在大多数的曲轴旋转位置中传递力到驱动器，预期其他的 技术和装置可作为替代。但在一个示例中，外接到连杆18的电磁阀或其他伺服机构 可以用来定位机械构件以在接近其汽缸30内的活塞26行程的底部时与叶片86或88 接触。因为可能的冲击噪音，可期望仅在发动机起动时遇到的低转速起动转动期间进 行这种压缩比转换的方式。作为一种可能的情况下，在启动发动机启动顺序期间，车 辆燃料箱中的传感器可以确定燃料的乙醇含量，且可以评估燃料辛烷值。在发动机起 动转动时，可以驱动合适的伺服机构以转换发动机到用于高乙醇含量燃料的高压缩 比，或用于低乙醇含量燃料的低压缩比。还可以包含其他的构想。
不管是否选择油射流90、91或电磁阀衔铁(solenoid armature)、或其他机械、 电机、或液压机械装置作为传递激励力到驱动器52的力传送器，力传送器的优选实 施例与连杆18的加速度场机械隔离以便连杆18产生的惯性力不影响力传送器。本领 域技术人员应理解，在内燃发动机14中的循环操作期间当被加速时连杆18产生惯性 力。现有技术的通过偏心衬套调节长度的连杆依赖于连杆泵送的液压油柱。连杆内含 有的油直接受连杆加速度影响。通过液压油介质传递的驱动力在连杆在相反方向上加 速时减少，且在连杆在相同方向上加速时基本上增加。液压油中包括的气泡因此可以 产生不可预知的反应，特别是在以定时的顺序驱动多个油柱以移动多种相关的锁紧元 件时。例如，在具有100mm行程和连杆中的150mm长油柱的假设的现有技术发动机中， 在6000RPM，在TDC和BDC时在该油柱上的第一顺序加速度计算为19，739m/s2，假 设该油柱密度为0.9g/cm3，从油柱的一端到另一端的压力差将为386psi。若现有 技术使用两个油柱，且依赖于连杆的小头(活塞端)上的压力差驱动锁扣机构，但由 于油发泡(oil aeration)的不同，或在油柱的一个中的金属锁紧销的存在，两个油 柱具有不同的质量，在连杆的大头(曲轴端)将需要非常大的压力差以实现锁扣机构 的可靠的功能。
然而，本发明的具体的优点，其中力传送器(例如油射流90、91)与连杆18的 加速度场机械隔离为最终驱动锁扣50的信号将不受连杆18的加速度影响。因此，当 驱动驱动器52移动时，其基本上独立于连杆18产生的惯性力。
从上述说明和各种机械构件之间的关系可以理解实施本发明的方法。
重新回到图3、图4和图20，增加示意性的尺寸参考线以描述在连杆总成17从 较短、低压缩比设置(图3)到较长、高压缩比设置(图4)移动期间第一轴A相对 于第二轴B的调节角。图20通过相比较于图21所示的现有技术偏心衬套特别具有说 服力。作为一个示例，图20和图21两者都以非常放大的尺寸表示以示出要产生约 3mm的有效连杆长度变化偏心衬套必须旋转多远(在角度上)。
如图20所示，本发明的偏心衬套28具有在活塞销43的第一轴A和偏心衬套28 外径的中心的第二轴B之间的约5.5mm的示例性偏置。因为从第二轴B的参考高度偏 心衬套28旋转的两个端部位置移动活塞销43约±1.5mm，在该示例中偏心衬套的整 体旋转为约32°。这提供大的有效力矩臂给作用在活塞销43的力以促使偏心衬套28 的旋转。该大的有效力矩臂具有优势，因为在连杆18的拉伸/压缩荷载穿过零点(如 图12所示)之后不久其允许偏心衬套28开始旋转。因为大的杠杆作用使其相对易于 连杆拉伸/压缩荷载以旋转偏心衬套28，在连杆18的轴向荷载有机会累积到高水平 的力之前，偏心衬套的旋转将快速达到其行程的另一端。从而，对缓冲器(止动柱 80)冲击以及噪音和冲击产生的潜在损坏最小化。
具有这种大的有效力矩臂的潜在的缺点为在高压缩比或低压缩比的正常发动机 操作期间，正常循环的连杆18荷载在偏心衬套28上产生的大的循环扭矩，促使锁紧 销(即螺栓54、56)抵制这些高循环扭矩。若螺栓54、56以间隙(lash)或游隙(free play)安装到其配合孔60、62，每当连杆18上的轴向荷载在拉伸和压缩之间转换的 时候，间隙或游隙将从一个极端移到另一个极端。此外，若螺栓54、56不具有适当 的长度和力矩臂，其剪切荷载可以超过销的剪切强度。
因此，为完全地消除在螺栓54、56与配合孔60、62接口上的间隙或游隙，取决 于表面光洁度、润滑特性、及其他影响摩擦系数的因素，上部螺栓54和下部螺栓56 的端部逐渐变细约5-15°，在孔60、62的每个中形成互补的锥形。在螺栓和孔之间的 锥形接口提供自定心功能以消除在螺栓和孔之间的后冲。螺栓54、56具有足够长度 的轴向行程以确保总是具有推动螺栓54、56进入孔60、62的剩余弹簧力(通过内部 偏置构件)，即使在螺栓54、56完全接合时。螺栓54、56径向上尽可能远离第二轴 B(偏心衬套28的转轴)定位，因为承载螺栓孔60、62的法兰盘58提供大的有效力 矩臂给螺栓54、56，进而阻止偏心衬套28的扭矩荷载。
当锥形孔60、62移动进入与弹簧负载的锥形螺栓54、56的对准时，锥形作用使 孔开口的顶端充分大于螺栓54、56的前端小头。这意味着即使当在孔60、62和螺栓 54、56之间的相对速度较大时，在孔移动离开与螺栓54、56的对准之前，在接合开 始时两个构件之间的尺寸差增加了可用于螺栓54、56轴向移动到孔60、62的时间。 因此，螺栓54、56应该直到偏心衬套法兰58从止动柱80弹回，及锥形孔60、62重 新弹回到锥形螺栓54、56的时候才具有到孔60、62中的充分轴向接合。
相比较，现有技术既不在螺栓或销也不在孔上使用锥形，而是依靠孔和销的直径 及位置中的极端紧密的公差。在孔向与销的对准移动时，通过在承载孔的盘上形成斜 面，允许销实现朝向接合位置的一些轴向速度。例如，孔的前侧的材料厚度小于孔的 远侧的材料厚度。因此，当销进入与孔的对准时，销的轴向位置足够深使销能够接触 材料较厚处的孔的远侧。当碰撞孔的远侧时，期望销继续其轴向运动以便当销从孔的 远侧弹回时，销移动进入到孔中足够深度，从而材料较薄的原来的前侧将接触销并阻 止弹回运动。然而，因为在孔和销的直径之间的差别非常小，甚至在销冲击孔的远侧 时，期望销继续其轴向运动进入更深的接合。在远侧的初始冲击和在从远侧弹回之后 在第一侧的第二冲击之间的角度旋转非常小和时间间隔非常短。
图18表示关于螺栓54、56的简化的力图。图18示出在具有来自偏心衬套法兰 58的剪切荷载时作用在螺栓54、56上的力。在螺栓端部和孔之间的锥形接口处，具 有试图将锥形端部推出锥形孔60、62的产生的轴向力(F1轴向)，但在接触表面也存 在摩擦。因为相比较于作用在螺栓上的弹力，剪切荷载可非常大，有利于确保摩擦单 独足以克服试图将螺栓54、56推出孔60、62的轴向力(F1轴向)以保持螺栓54、56。
优选地，虽然不是必需的，孔60、62可以为具有相对于第二轴B(即在连杆18 的活塞端22中的孔24内的偏心衬套28的转轴)径向上对准的长轴的长圆形。这允 许螺栓54、56完全地接合其相应的孔，甚至在略微未完全对准的情况下。然而，可 能更重要地，孔60、62的长圆形形状产生螺栓和孔表面之间的接触仅沿两条直径相 对线发生的情况。这些接触线以与两个构件之间的运动自由度相同的作用线引导剪切 应力通过螺栓54、56的中心，从而产生最大的剪切强度。图19A和图19B以放大的 尺寸以改进清晰度示出该原理。在图19A中，示出具有长圆形孔的优选的配置，螺栓 54或56如图所示比配合孔60或62具有更大的径向尺寸，但螺栓接触孔的平面，形 成正交于两个构件之间的运动自由度的接触区域。通过接触区域传递到螺栓的力FN 等于受限制的扭转荷载Fτ。在图19B中，示出具有圆孔的现有技术，螺栓如图所示也 具有比配合孔更大的径向尺寸，但接触区域不正交于两个构件之间的运动自由度。在 受限制的扭转荷载Fτ和传递到螺栓的剪切荷载FN之间的未对准导致螺栓内的剪切荷 载大于受限制的扭转荷载。换言之，孔60、62的长圆形形状防止螺栓54、56的侧面 (即与第二轴B径向上对准的侧面)接触孔表面的圆形部分，从而防止受限制的扭转 力和传递到螺栓54、56的剪切力之间的任何不利的未对准。若允许从孔60、62的圆 形部分传递力，这在优选实施例中不允许，则关联于这些力的应力将可能损害螺栓 54、56的结构整体性。
现具体地参考图21，现有技术在活塞销轴A和确定偏心衬套的转轴的偏心衬套的 外径的中心B之间使用较小的偏移距离。由于较小的偏移尺寸，现有技术偏心衬套必 须旋转通过较大的角度以实现连杆长度的相同的变化。图21建议为160°的总转角， 但这仅是一个示例。各种现有技术类型的实际角度可以略微地大于或小于该角度。然 而，重要的是，在所有现有技术中端部位置使偏心衬套处于连杆轴向力在偏心衬套上 具有非常小的有效力矩臂的位置。这开始似乎是有利的，因为现有技术偏心衬套可以 比本发明制造得更小，且在正常发动机操作(即当偏心衬套在一个位置锁住时)期间 锁紧部件不必承载非常大的荷载。此外，若现有技术锁扣销到孔的接口具有一点间隙， 衬套的小幅旋转基本上不改变连杆总长度。然而，在连杆总成长度的转换期间现有技 术的缺点显现出来。甚至锁紧部件完全地分离，偏心衬套将不易于从其端部位置移开。 在穿过与零荷载点之后轴向荷载在连杆总成上累积，偏心衬套的外径几乎承载所有的 荷载，在该表面的摩擦将阻止小的有效力矩臂产生的小扭矩。在连杆大头(曲轴端) 向侧面移动时，引起在偏心衬套上产生扭矩的连杆旋转，并最终为作用在(此时较大) 有效力矩臂上的连杆轴向力偏心衬套充分旋转以加速偏心衬套的旋转。然而，直到此 时连杆上的轴向荷载增加到充分的水平，且连杆长度改变时，大量的可用能量用于衬 套的旋转。在行程的远端上的锁紧销然后必须吸收所有该动能，且因为冲击造成噪音 和损坏。
相比较，本发明较灵巧，且可以仅用低的连杆轴向力容易且快速地转换。作用在 行程(偏心衬套旋转)的端部上的冲击的总能量较小。通过角加速度向量的有效使用， 即围绕活塞销轴A的旋转加速产生的加速度场，在本发明中还增加了快速转换次数。 该特征将在下文更详细地描述。
图22示出作用在锁扣50和驱动器52的机构上的主要加速度场或向量。锁扣50 和驱动器52机构如上所述由位于略微不同位置的几个可移动构件组成。然而，在优 选的实施例中，所有这些可移动构件足够紧密地聚集在连杆18的上部活塞端22周围， 在构件组中间的加速度向量的解析估算将产生信息性的结果。因此，出于解释的目的， 仅考虑在上部螺栓54和下部螺栓56的中心线的中间沿短轴E的点是足够的。如图 5-图6所示，这种虚拟点位于通过锁扣50和驱动器52机构的平切口(plane cut) 中。
从图22中可以看出，当活塞销43在汽缸30中上下往复运动时，连杆18的大头、 曲轴端20围绕曲轴的轴F旋转。换言之，连杆18的基本平面运动受力移动如同传统 的滑块曲柄机构(slider-crank mechanism)中的连接。通过同时在线性行程方向上 移动连杆18的上部活塞端22和在旋转轨道中移动下部曲轴端20，在上部活塞端22 上产生多个加速度向量。这些加速度向量包括总是平行于汽缸孔轴的行程加速度向量 94、以第一轴A为中心的角加速度向量96、从第一轴A向周围辐射的离心加速度向 量98。
行程加速度向量94总是平行于汽缸孔30，因此相对于连杆在方向上改变。加速 度向量94作用在活塞26重量上，且连同沿相同的作用线作用在活塞26上的气体压 力一起，在连杆18内产生轴向力以在锁扣50允许其这么做时引起长度改变。期望或 甚至可能必要具有长度变化机构的自由度以与该行程加速度向量94基本上对准，但 不期望因为该加速度向量94产生的力，或在正常发动机操作期间存在的任何其他的 力，锁扣50倾向于解锁。
由于在连杆大头曲轴端20使整个连杆18围绕活塞销轴A向前和向后转动的侧侧 (side-to-side)运动，在连杆18的上部活塞端22上还具有如数字96指示的角加 速度作用。在为连杆总成的部分的参考点上，该角加速度96产生的力垂直于从活塞 销轴A到观察点(point of interest)的径向线，且从正的向负的改变，其中零点 力发生在活塞的上止点和下止点位置。
当连杆18围绕活塞销43向前和向后摆动时，在观察点还具有离心加速度向量98。 离心加速度向量98总是从第一轴A径向上向外指向，通过驱动器52的短轴的轴E。 离心加速度向量98的大小相当小，且从零向正的改变；离心加速度向量98的大小不 会为负的(径向上向内指向活塞销43)。
在假设的单缸发动机14中，作用在连杆18的上部活塞端22上的所有相关加速 度向量包含在如图22所示的单个平面中。在向前和向后方向上，即相对于曲轴的轴 F在轴Z方向上没有受力，也没有任何倾向于使发动机围绕轴X纵摇的力矩。当然， 纵摇(Pitching)是在头朝下且尾朝上和头朝上且尾朝下之间的摆动。
锁紧螺栓54、56的自由度只有向前和向后方向，即与轴Z的方向对准；没有倾 向于驱动锁紧螺栓54、56的不平衡的加速度力。驱动器52的自由度只有围绕基本上 平行于轴X的短轴的轴E旋转。既然假设的单缸发动机14不能产生纵摇力偶或平摆 力偶(在前右和左后之间的摆动，且反之亦然)，正常的单缸操作不产生使驱动器52 旋转的任何加速度向量。然而，为达此目的，驱动器52适当地动态和静态平衡是有 利的。静态不平衡是在平衡重92过重或重量不足以抵消凸轮64的重量时发生的情形。 若凸轮64重于或轻于合适的重量，每个向上和向下行程加速度94将倾向于旋转驱动 器52。动态不平衡是若平衡重92相比较于凸轮64的位置离活塞销43过近或过远时 将发生的情形。在角加速度向量96中，加速度大小成比例于离转轴(A)的距离，因 此若平衡重92离活塞销43过远，由于连杆18的每个角加速度，在平衡重92和凸轮 64之间的不平衡力将倾向于使驱动器52旋转。
当然，多缸发动机14可能具有不平衡的纵摇和平摆力偶，这些不平衡的纵摇和 平摆力偶与锁扣50和驱动器52机构中的一些可移动构件的一个或多个自由度对准。 然而，多缸发动机中的纵摇和平摆力偶可以由整个动力系结构的惯性压制，由于这些 作用，因此在锁扣50和/或驱动器52机构上的不利加速度比如上所述的单活塞发动 机14上存在的加速度小几级。
相应地，在发动机14中的实际使用期间连杆18产生的任何和所有相关的力和力 矩将不影响锁扣50或驱动器52以无意地移动，因为在这两个机构中的所有可移动构 件受限制以只在基本上相对于行程加速度向量94、角加速度向量96、及离心加速度 向量98垂直的方向上移动。
根据相关法律描述了上述发明，从而本说明在本质上是示例性的而不具有限制意 义。本发明公开的实施例的各种变体和修改对于本领域技术人员是显而易见的，且落 在本发明的范围之内。因此本发明提供的法律保护范围仅通过研究本发明的权利要求 确定。