技术领域
[0001] 本
发明涉及
可变压缩比发动机的两根
曲轴之间的
发动机扭矩应
力的调节，以及由成对
气缸构成的
燃烧室的布局。
背景技术
[0002] 本发明涉及用于可变压缩比发动机的可变定时传动机构(variablytimed transmission)的构成，以便改进第一曲轴与第二曲轴之间的
相位角控制机构。此技术是由两根曲轴之间的一种新型间隙形成的，以便产生靠近发动机
飞轮的可变定时传动机构联接的凸起。可变定时传动机构的控制具有引导缸，它是直接连接的，以便监测短行程曲轴和长行程曲轴之间的相位角。还提供了装置，用于减小或者优选地消除小曲轴未调节的任何发动机扭矩
应力传递到大曲轴。通过成对的两个气缸的新布局，在曲
轴箱中还形成其它的资源，使其可以在它们的上死点处形成这两个气缸共用的燃烧室。同样，
曲轴箱中成对的两个气缸的新布局使两根曲轴的两个联接不受阻碍，这使其可以在大曲轴联接上将
连杆头脚中心线距离标准化。
[0003]
专利EP0689642B1披露了一种四冲程可变压缩比发动机，它具有两根曲轴，长行程曲轴和短行程曲轴。公知的是，
内燃机的曲轴，由于其柔性，以及直接或间接连接在上面的受到应力的机构的重量，形成容易在扭矩下自然振动的构件。在上述专利EP0689642B1的
说明书中，短行程曲轴不包括应力调节飞轮。相应地，未调节发动机扭矩应力在可变定时传动机构输出上积累，并产生由短行程曲轴引起的在长行程曲轴上的振动。基于此，长行程曲轴阻力的计算本征地连接到来自其本身气缸的扭矩应力，以及来自短行程曲轴气缸的扭矩应力上。
[0004] 在专利EP0689642B1中，成对的两个气缸的平行连接造成两根曲轴运动性的横向空间限制。利用此方法，发动机的结构需要利用短行程曲轴的短连杆(短中心线距离的连杆)以及长行程曲轴的长连杆(长中心线距离的连杆)形成两根曲轴的垂直距离，这意味着需要增大曲轴箱高度。公知的还有，对于上死点和下死点之间的相同曲轴角度，在短连杆周围的
活塞线性位移，在上死点附近与在下死点附近同样快。逻辑上，我们可以认识到，长行程曲轴的长连杆在其回转运动中显示出很小的倾斜。然后，气体膨胀冲程的第一四分之一圈，长行程曲轴的活塞线性运动相对其回转运动减小。
发明内容
[0005] 本发明涉及具有可变压缩比的发动机的范畴，包括根据吸入空气
密度和
温度、发动机速度和发动机温度改变燃烧室体积，以便利用具有中冷(intercooling)的单或双
增压压力对发动机产生超增压(hypersupercharging)作用。
[0006] 本发明描述具有变容燃烧室的
四冲程发动机的一种新组合。发动机优选地包括
运动链系，其中两根曲轴的轴在相同旋转速度下连接到可变定时传动机构系统。在可变正时的行程开始与行程结束之间形成的两根曲轴之间的
角位移，是通过成对的两个气缸的两个位移之间以及后者的体积和余隙空间(clearance space)之间的恰当关系产生的，这通过小气缸的活塞的线性位移与发动机冲程的关系可以调节发动机的压缩比。
[0007] 发动机活塞的增压原理包括增大空气量而不增大位移。对于恒定压缩比发动机，这导致燃烧压力增大以及较高的比输出(参考以升为单位的
气缸体积)。但是，当
增压压力增大时，发动机构件上的机械和
热应力增大。这个主要缺点是由于燃烧室产生的压缩比以及活塞冲程不能调节并适应吸入空气的压力和温度变化，以及发动机速度和温度的变化。
[0008] 因此，发动机制造商提出一些设计原则，一方面通过限制进气压力变化幅度的范围，另一方面通过实现环境吸入压力和增压压力之间的平均压缩比。由于限定平均压缩比的事实是一种折衷，其最大限度地协调不同发动机负载和速度，因此环境吸入的压力和温度太低并且增压压力和温度太高。
[0009] 本发明的目的是一种四冲程内燃机，包括至少一个
进气冲程、压缩冲程、膨胀冲程和
排气冲程，所述发动机的工作是通过自点火或火花点火装置，包括：
[0010] 曲轴箱构件，曲轴箱构件具有第一列气缸2和第二列气缸3，第一列气缸2具有轴和直径，第二列气缸3具有轴和直径，第一列气缸2具有比第二列气缸3的位移和直径大的位移和直径，
[0011] 活塞6、8，每个活塞适于在气缸中往复运动并且与连杆连接，
[0012] 具有彼此平行的旋
转轴的两根曲轴，第一曲轴4具有长行程的
曲柄，而第二曲轴5具有短行程的曲柄，所述短行程比第一曲轴的曲柄长行程短，所述曲轴4、5适于通过
齿轮系14、16和可变定时传动机构10在相同转速下连接；
[0013] 其中每个活塞与连杆7、9连接，随曲轴曲柄运动，第二曲轴5的短行程曲柄操作在小气缸3中运动的活塞8的连杆9，而第一曲轴4的长行程曲柄操作在大气缸2中运动的活塞6的连杆7，
[0014] 并且第一列气缸2位于第一曲轴4上方，而第二列气缸3位于第二曲轴5上方，以及
[0015] 每个第一列气缸2通过余隙空间连通至少一个第二列气缸3，由此形成一组彼此连通的两个气缸2、3，使气体从一个气缸流到另一个，而与所述气缸2、3中运动的活塞6、8的
位置无关。
[0016] 在根据本发明的发动机中，曲轴箱构件有利地具有一个面，沿此面气缸打开，有利地沿气缸盖
衬垫平面的面，在曲轴箱朝向气缸盖衬垫平面的面中形成沟槽和通道，从而为每个
气缸组形成至少一个明显的通道或沟槽，一组的沟槽或通道在第一列气缸的一个气缸和第二列气缸的一个气缸之间延伸，所述沟槽具有所述沟槽或通道连接的气缸平均直径的平均和/或最小宽度(由气缸盖衬垫平面决定的，在0.5到0.8倍之间)。
[0017] 有利的是，对于通过沟槽或通道彼此连接的每组气缸的发动机，所述一组的第一列气缸的一个气缸轴线与平行于曲轴
旋转轴的直线形成第一平面，而所述一组的第二列气缸的一个气缸轴线与平行于曲轴旋转轴的直线形成第二平面，所述平面之间形成1°到60°的角度(有利地在10°到50°之间，优选地在15°到45°之间)。
[0018] 一组气缸的轴线优选地大致在一个点上相互交叉。
[0019] 根据一个具体的
实施例，其中两根曲轴旋转的两根轴线形成一个平面，在所述第一和第二平面之间或者在所述旋转轴线之间形成中间平面或中间直线，一组气缸的中间平面或中间直线大致垂直于两根曲轴旋转的两根轴线形成的所述平面。
[0020] 根据本发明发动机的一个优势细节，处于一组两个气缸之间的沟槽体积占所述一组气缸总余隙体积的1％到25％，特别是2％到15％，所述总余隙体积是两个活塞在上死点位置时由所述组的总自由体积形成的。
[0021] 根据一个具体实施例的另外细节，发动机包括
凸轮轴，在半速时与第一曲轴4配合，以便保证在四冲程循环的预定时刻将两个气缸2、3组与进气和排气管周期性连通。
[0022] 在一个优势的实施例中，发动机包括可变定时传动机构的布局，所述布局适于至少部分接收控制第一和第二曲轴之间相位角差的装置。
[0023] 优选地，当第一和第二曲轴分别与第一
驱动轮和第二驱动轮相连时，驱动机构在所述轮之间延伸。
[0024] 特别是，当发动机飞轮装在长行程曲轴的轴线上，同时可变定时传动机构装在短行程曲轴的轴线上时，两根曲轴的轴线分开距离足以使可变定时传动机构与发动机飞轮相邻。例如，可变定时传动机构控制包括直接
接触引导缸，用于监测短行程曲轴与长行程曲轴之间的相位角差。
[0025] 根据一个可能的实施例，包括可变定时传动机构系统的发动机包括短行程曲轴的单独组件。可变定时传动机构装有
轴承板，通过处于曲轴箱的孔中心而被固定。可变定时传动机构包括轴，其一个末端具有外槽，而轴与一个构件相连，或者具有一个显示中空的部分，其内槽适于与轴的外槽配合，保证轴彼此连接，同时仍允许它们之间一些轴向运动。
[0026] 轴13优选地与轴承连接20相连，轴承连接20具有与轴12的外槽配合的内槽。
[0027] 在另一个可能的实施例中，发动机包括增强短行程曲轴5和可变定时传动机构10之间轴向
刚度的机构，轴12、13合并成单根轴，从而使包括盘40和直槽47的
传动轴35变成与短行程曲轴5相连。盘紧固
支撑40和轴承板15之间的分开距离等于轴承板15的曲轴箱1紧固与盘40的紧固支撑在短行程曲轴插入曲轴箱轴承板时的分开距离。在此组件中，通过轴承39得到短行程曲轴5的轴向紧固，通过短行程曲轴5的轴承板得到衬套36的径向紧固。
[0028] 根据一个具体实施例的特征，其中缸盖衬垫大致在与缸盖平面相关的平面中，第一列气缸轴线基本垂直于缸盖衬垫平面。
[0029] 第二列气缸的活塞优选地具有调整燃烧室形式的凸台，所述凸台具有或多或少平行于缸盖衬垫平面的至少一个面。
[0030] 特别是，或多或少平行于缸盖衬垫平面的面等于缸盖衬垫平面测量的第二列气缸面积的至少25％，优选地至少40％，优选地至少60％到90％。
[0031] 根据另一个特征，第一列气缸的活塞具有或多或少平行于缸盖衬垫平面的面，所述面具有适于开口在沟槽上的中空部分。
[0032] 在一个更具体的方式中，凸台和/或中空部分适于形成活塞上死点位置的余隙体积，与沟槽相邻的至少一部分在没有缸盖衬垫的缸盖衬垫平面下面延伸到气缸中，延伸的高度至少等于沟槽32在缸盖平面下面的深度。
[0033] 根据另一个具体实施例的细节，对于每个第二列气缸，发动机具有适于接收在上死点位置的一部分活塞的缸盖，并且在超出缸盖平面以外的部分活塞或者处于连通沟槽的气缸
外壳中的室，对于每个第二列气缸在上死点位置至少部分形成凹陷。
[0034] 根据一个具体实施例的特征，第一大气缸轴线和第二列气缸轴线不垂直于缸盖平面。
[0035] 在优势的方式中，第二列气缸的活塞是截头的，用于调节燃烧室的形状，所述活塞具有至少一个面或多或少平行于缸盖衬垫平面，按照相同的方式，第一列气缸活塞截头以便调节燃烧室形状，所述活塞具有至少一个平面或多或少平行于缸盖衬垫平面。
[0036] 根据另一个可能的具体实施例的特征，发动机包括发动机飞轮，在联接器外壳内在第一列气缸活塞的曲轴末端
定位在中心并紧固。
[0037] 可变定时传动机构10优选地在发动机飞轮26旁边在小曲轴5的末端定位在中心。
[0038] 特别是，在联接器外壳中，发动机包括传动，其齿轮系通过可变定时传动机构处于第二组活塞的曲轴和发动机飞轮之间。
[0039] 根据本发明的发动机的另一个特征，可变定时传动机构包括轴向相对第二组活塞的曲轴旋转轴轴向滑动的管或轴，同时发动机包括限位单元，用于限制可变定时传动机构在行程开始和行程结束之间的运动行程。
[0040] 特别是，发动机包括控制滑管或轴的轴向位移的控制气缸，所述气缸与限位单元相连，用于限制所述行程开始和行程结束之间的位移，所述控制气缸被有利地紧固在发动机飞轮旁边的联接器外壳关闭盖的支撑上。
[0041] 再者，根据一个可能具体实施例的细节，两根曲轴与直接接触齿轮相连，轴沿旋转的相反方向并在相同速度下转动。
[0042] 在有利的方式下，两根曲轴通过两个中间连接齿轮系彼此连接，两个中间连接齿轮处于装在轴上的两个齿轮之间，从而后者沿旋转的相反方向并在相同速度下转动。
[0043] 优选地，位于装在轴上的两个齿轮之间的两个中间齿轮，有利地定位在并且每个连接在穿过两个曲轴轴线的平面的两侧。
[0044] 在一个具体实施例中，发动机包括控制气缸，用于改变两根曲轴4、5之间的角位置，而不用经过发动机后部的发动机飞轮26。
[0045] 根据一个优选的实施例，可变定时传动机构包括控制机构，通过液力
放大器调节第二曲轴的曲柄相对第一曲轴曲柄的提前角，液力放大器包括作用于可变定时传动机构的控制气缸，所述传动使其可以在大气缸活塞压缩冲程结束时将发动机的压缩比在最小压缩比与最大压缩比之间调节，所述最小和最大压缩比取决于：
[0046] a)大气缸位移和小气缸位移之间的关系，以及
[0047] b)一方面，小气缸和大气缸的总体积之间的关系，另一方面，余隙空间体积与在大气缸活塞压缩冲程结束时小气缸形成的额外体积之间的关系，可变定时传动机构调节第二曲轴的曲柄相对第一曲轴的曲柄的
角速度，以便得到所述的压缩比，所述角速度在最大角速度和最小角速度之间变化，在最大角速度下，在大气缸活塞压缩冲程结束时在小气缸活塞连杆与第二曲轴曲柄之间形成至少90°的角，以便形成最小压缩比，以及角速度，从而在大气缸活塞压缩冲程结束时，角速度的角度对应于大气缸活塞定位于小气缸中，形成得到最大压缩比需要的额外体积，第二曲轴的曲柄与小气缸活塞的连杆形成一个角度。
[0048] 根据发动机的特征，对于第一曲轴的轴的曲柄在旋转过程中穿过上死点和下死点，两根曲轴展开形成两根曲轴的最小
工作空间，从而对于成对的两个气缸的最小位移得到一个比例。可变定时传动机构展示出在行程开始和行程结束之间延伸的位移行程，在可变定时传动机构结束时得到成对的两个气缸的最小压缩比，此压缩比利用下面的公式计算：
[0049]
[0050] 式中
[0051] V1＝成对气缸的大气缸的位移；
[0052] V2＝成对气缸的小气缸的位移；
[0053] ve＝气体在气缸之间传输而没有被过度
挤压(laminate)所需的成对气缸的余隙空间；
[0054] (αmaximum)＝在可变定时传动机构的行程结束时短行程曲轴的曲柄提前角；
[0055] Vr(αmaximum)＝在进气冲程结束时，当长行程曲轴的曲柄处于其下死点时，由短行程曲轴的曲柄的最大提前角确定的可变定时传动机构行程结束时的压缩空气体积；
[0056] Va(αmaximum)＝在压缩冲程结束时，当长行程曲轴的曲柄处于其上死点时，由短行程曲轴的曲柄最大提前角确定的、在可变定时传动机构行程结束时附加至余隙空间24的额外体积；
[0057] 可变定时传动机构包括三个重叠的同心元件，即
驱动轴构成的内部元件，支撑连接两根曲轴的齿轮的衬套构成的外部元件，以及处于所述内和外部元件之间并由管构成的中间元件，所述管相对所述内和外部元件滑动，衬套通过单行轴承保持在轴承板中。
[0058] 第二曲轴的轴的一个末端紧靠驱动轴的一个末端，所述末端具有直
花键以及相应的花
键槽，从而当轴承板配合在气缸外壳的孔内时，使可变定时传动机构的三个构件相对第二曲轴的轴联接和自对中，并使传动在不必拆卸第二曲轴的情况下组装和拆卸。
[0059] 轴承具有安装环，形成轴承的
外圈外壳，其
内圈装在衬套上，从而夹持驱动轴。
垫圈在轴承的内圈与角接触轴承之间延伸，所述垫圈用于补偿所述环之间的空间，将角接触轴承的环轴向保持在衬套肩部，而单
螺母将轴承和角接触轴承的内圈和垫圈保持在衬套上。驱动轴在安装环一侧具有螺旋或直花键，滑管配合在上面，其内表面具有直花键，使所述管沿驱动轴线性运动。滑管的一个末端在衬套外部始终是自由的，所述末端由两排角接触轴承的内圈保持，所述轴承的外圈刚性连接在气缸的保持件上。螺旋花键的设置是，当滑管运动到衬套以外时，所述管减小第二曲轴的曲柄与第一曲轴的曲柄之间的提前角。
[0060] 根据一个具体特征，当发动机具有
压缩点火机构时，发动机包括余隙空间的至少一个
燃料喷射器，燃料在半速时与长行程曲轴配合喷射。
[0061] 根据一个具体特征，在发动机具有火花点火机构时，发动机包括余隙空间的至少一个
火花塞，点火是利用半速时与长行程曲轴同步的公知机构实现。
[0062] 例如，发动机的成对的两个气缸2、3的位移之比为1/10到9/10，有利的在1/5到3/5之间。根据一个具体实施例的另一个细节，发动机包括
油槽27，利用气缸外壳下侧整个容纳两根曲轴。
[0063] 对于四冲程内燃机，发动机包括在第一列气缸活塞的曲轴下面的油槽，而第二气缸活塞的曲轴在气缸外壳的面上方以及在油槽上方的
水平上容纳在气缸外壳中，所述面朝油槽倾斜，所述倾斜面有利地具有第二列气缸活塞曲轴的进出面板。
[0064] 对于四冲程内燃机，发动机包括可变定时传动机构控制气缸，所述可变定时传动机构有利地处于发动机前面，而不穿过发动机后面的飞轮。
[0065] 根据另外一个特征，四冲程内燃机具有两个单独的外壳，即联接器外壳和气缸外壳，使上述两个构件在曲轴的轴向并排组装。有利地，发动机包括飞轮，其通过套装在大曲轴的轴上的同心罩安装。联接器外壳优选地相对气缸外壳运动，从而从倾斜的观点看，使其定位在气缸外壳上，特别是利用上述两个外壳的紧靠部分周围的紧固机构。
[0066] 根据另一个具体实施例的细节，四冲程内燃机包括形成单独不可分开的构件的联接器外壳和气缸外壳，以及位于两个上述外壳下面并适于拆卸的油槽，从而拆卸所述油槽还松开联接器外壳的下侧。
[0067] 本发明的另一个目的是生产具有根据本发明的一个或多个发动机的器械或装置或机器。
[0068] 具体实施例的一些特征和细节将在下面的描述中变得清楚。
[0069] 本发明涉及多个适当机构，用于调节可变压缩比发动机两根曲轴之间的瞬时扭矩水平。
[0070] 为了达到这个目的，将可变定时传动机构连接到发动机的飞轮，并置于发动机飞轮与长行程曲轴的轴之间。
[0071] 本发明提供一种机构，保证
液压缸在可变定时传动机构控制上的位移引起两根曲轴的两根轴之间的角位置变化，从而在不需要小曲轴的轴上作用最轻轴向应力时，可以选择位置。
[0072] 根据本发明，此新的发动机包括两根曲轴，一根具有长行程曲柄，另一根具有短行程曲柄。两根曲轴利用齿轮系和可变定时传动机构以相同的旋转速度连接到发动机的飞轮，其连接
小齿轮是齿轮系的一部分，相对短行程曲轴角向位移，在两根曲轴之间形成无限的计时比，而不需要中断两根曲轴之间的传动。
[0073] 根据本发明，可变定时传动机构的联接位于短行程曲轴第一轴承座内，从而满足所述联接的较大的轴向
精度以及较小的整体尺寸。
[0074] 根据本发明，提供一种可变定时传动机构，并紧固在气缸外壳中，使可变定时传动机构联接伸入发动机飞轮旁边的联接器外壳中。可变定时传动机构的设计使其可以与发动机外壳分开，相对于发动机的小冲程曲轴、大冲程曲轴和飞轮独立。
[0075] 联接器外壳关闭盖有利地处于发动机飞轮旁边，所述关闭盖还作为可变定时传动机构引导气缸的紧固支撑。联接器外壳关闭盖的拆卸使紧固在气缸外壳的可变定时传动机构可以触及。可变定时传动机构作为可更换的机械组件可以从气缸外壳去除，而不必拆卸联接外壳。
[0076] 根据本发明，成对的两个气缸是以其位移区分的，按倒V形状排列。成对的两个气缸在其上死点形成气缸外壳中的共用燃烧室，从而使气体这些气缸中的一个流到另一个，与活塞的位置无关。发动机还可以具有几对的两个气缸，每个气缸位于这两根曲轴之一的上方。短行程曲轴的曲柄操作较小气缸活塞的连杆，长行程曲轴的曲柄操作较大气缸活塞的连杆。
[0077] 根据本发明，当发动机具有火花点火机构时，发动机包括余隙空间中的至少一个火花塞，点火是通过半速时与长行程曲轴同步的本领域公知的机构实现的。
[0078] 根据本发明，当发动机具有压缩点火机构时，发动机包括余隙空间的至少一个燃料喷射器，燃料在半速时与长行程曲轴配合喷射。
[0079] 根据本发明，发动机计时是通过在半速时与长行程曲轴配合的至少一根
凸轮轴实现的，从而在四冲程循环的特定时刻通过进气和排气
阀(未图示)将一对气缸周期性地连接进气和排气管(未图示)。膨胀冲程同时作用于成对气缸的每个活塞，从而使两根曲轴与原动力配合。两根曲轴直接连接到发动机外传动机构，使可变定时传动机构仅仅将短行程曲轴的发动机扭矩传递到发动机飞轮，而不传递到大曲轴的曲柄。可变定时传动机构的不同角间隙的作用是在最大压缩冲程过程中(最大位移的活塞的上死点)，
修改最小位移形成的额外空间，此额外的空间是由余隙空间确定的，从而在可变定时传动机构冲程开始时朝最大值修改发动机压缩比，在可变定时传动机构冲程结束时朝最小值修改。
[0080] 根据本发明，具有作用在可变定时传动机构上的控制气缸的液压放大器，与增压压力成正比改变较小气缸位移的额外体积，从而以最小的污染将发动机保持在最佳运行条件下。
[0081] 根据本发明，在
原型机上预先建立的程序允许去除过大的压力和温度应力。发动机的每个运行条件以逐点比例存储，从而包含了所有发动机输出能力。每个存储点是四个
传感器测量的数值的综合：进气压力、进气温度、发动机速度和发动机温度。每个组合与启动可变定时传动机构的气缸位置同步记录。这个程序允许标准型发动机按照与试验台的原型机的相同方式自动控制。燃料
质量规格也是相同的，从而利用四个传感器测量的高频监测数值，相同运行状态能够在标准型发动机上精确重现。
[0082] 根据本发明，为了改进第一和第二曲轴之间相位角的控制装置，提供可变定时传动机构的布局。此结构是由两根曲轴之间的一种新式间隔形成的，从而使可变定时传动机构在发动机飞轮旁边突出。可变定时传动机构具有直接连接的引导气缸，监测短行程曲轴和长行程曲轴之间的相位角。
[0083] 根据本发明，两个位移之间的尺寸关系至少在1/10和9/10之间，优选地在1/5到3/5之间，取决于为发动机安排的增压压力的最大程度。可变压缩比发动机的配置，使成对的两个气缸的轴线具有相对缸盖平面以非对称倒V形状的布局。成对的两个气缸轴线之间的孔径角至少在1到60度之间，这取决于来自两根曲轴的联接中固定和运动部分的整体的需求。
[0084] 根据本发明，对于发动机气缸外壳中的成对的两个气缸轴线的设置存在两个不同选择：
[0085] 发动机第一选择是以非对称倒V形状取向的成对的两个气缸，但仅仅是两个气缸较大一个的轴线垂直固定在缸盖平面上。小气缸的活塞具有凸台，修改燃烧室的外形以便形成(在压缩冲程结束时，在上死点)最小形状和燃烧室体积。在大气缸活塞上还具有中空，垂直于缸盖平面。所述活塞的中空和凸台的形式方式，有利地在所述活塞处于上死点时不阻碍成对的两个气缸的连通孔。
[0086] 作为上述第一选择的一部分，当在缸盖中具有形状和尺寸与所述活塞突起相同的互补凹陷时，省略一个活塞上的任何凸台。
[0087] 发动机的第二选择具有非对称倒V形的成对的两个气缸的轴线，但垂直于缸盖平面。在活塞的顶部具有截头脊，当所述活塞处于上死点时，具有平行于缸盖平面的公差数量。在处于上死点的两个活塞的非截头平面与缸盖平面之间的空间形成燃烧室。
[0088] 根据本发明，取决于两个上述选择，并取决于非对称倒V形成对气缸的数量，长行程曲轴气缸和短行程曲轴气缸通过其上死点彼此连接，其方式是形成这成对的两个气缸共用的燃烧室，燃烧室通过在接头水平的凹陷或一些其它沟槽连接到所述气缸，直到缸盖平面，使进气和燃烧气体能连续地在所述气缸和燃烧室之间连续连通，无论活塞的位置处于四冲程循环的何处。
[0089] 发动机飞轮在发动机后部套装并紧固在长行程曲轴的末端，发动机的可变定时传动机构在发动机飞轮一侧套装在所述轴的末端。小曲轴与发动机飞轮之间的联接通过可变定时传动机构与所述飞轮连接成一整件，从而使其可以使所述发动机飞轮彼此独立无关地同时调节两根曲轴的每一根的扭矩大小。
[0090] 根据本发明，取决于上述两个选择，发动机的结构是基于两根曲轴之间的分开距离提出的需要实现的。当在其相应曲轴周围的两个齿轮之间的分开距离较小时，曲轴在相应旋转速度下直接连接。当两根曲轴之间的分开距离较大时，提供运动链系，包括在其相应曲轴周围的两个互补连接齿轮，这也在相同旋转速度下形成联接。
[0091] 根据本发明，取决于上述两个选择，当可变定时传动机构处于发动机前面时，控制气缸方法刚好有效，从而能够改变两根曲轴之间的角时刻，而不需要借助于发动机后部的飞轮。
附图说明
[0092] 下面将通过以下的描述并参考附图更加详细地说明本发明，附图表示的两个具体实施例仅仅作为例子给出的，代表两个发动机选择。在这些附图中：
[0093] 图1表示发动机气缸外壳1的剖视图。为了使附图更加清楚，曲轴4、5上未表示
配重28。成对的两个气缸2、3被定位成非对称倒V形状，两个气缸中较大的一个气缸2的轴线垂直于缸盖平面29。这成对的两个气缸2、3共用的燃烧室24处于气缸外壳1中。在燃烧室24中有孔32。在气缸2的活塞6上具有垂直于缸盖平面的中空部(未图示)。在气缸3的活塞8上具有凸台11。活塞6、8处于膨胀冲程，表明曲轴4、5两个联接之间的间隔。像非对称倒V形布局的成对的两个气缸2、3的轴向孔形成30度。大气缸2的轴线A垂直于缸盖衬垫29。在外壳中形成通道或沟槽32，对于每对气缸2、3，通道或沟槽32在小气缸和大气缸之间延伸。
[0094] 图2表示图1气缸外壳的平面图。以立体形式看到四对成对的气缸。部分截面或部分分解图使其可以看到可变定时传动机构10以及两根曲轴4、5的齿轮14、16，而没有两个中间连接齿轮(未图示)。图示的活塞处于排气冲程，用于表示两根曲轴4、5联接与气缸外壳
侧壁之间所需的空间。可变定时传动机构10和发动机飞轮26可以根据以30度定位的非对称倒V形取向的成对的两个气缸2、3的孔径张角而分开。沟槽32的平均宽度(垂直于穿过大气缸轴线与缸盖衬垫平面相交点的直线测量的宽度)在气缸平均直径的0.5到0.8倍之间。平均宽度有利地在缸盖衬垫平面的水平上确定。优选地，在缸盖衬垫平面29水平的沟槽最小宽度有利地在一组气缸平均直径的0.3倍到1倍之间(特别是在0.5到
0.8倍之间)。沟槽的体积在两个活塞处于上死点的最小余隙体积的2％到15％之间。
[0095] 图3表示气缸外壳1的剖视图。为了更清楚地表示，曲轴4、5上未表示配重28。成对的两个气缸2、3可以区分，以倒V形非对称取向，这些气缸的轴线未垂直于缸盖平面
29。这成对的两个气缸2、3共用的燃烧室24处于气缸外壳1中，在每个这些活塞6、8的顶部具有截头脊，由缸盖平面29限定。在燃烧室24中包括孔32。活塞表示为膨胀冲程以表明两根曲轴4、5联接之间所需的空间。成对的两个气缸2、3的轴向孔，形成为非对称倒V形，已经限定在24度的孔径张角，相对于缸盖平面29大气缸的9度与小气缸的15度之间的分离。可变定时传动机构10和发动机飞轮26之间的分离，可以根据以非对称倒V形处于24度的成对的两个气缸2、3的孔径张角实现。
[0096] 图4表示图3气缸外壳的平面图。以立体形式看到成对的两个气缸2、3。部分截面或部分分解图使其可以看到可变定时传动机构10以及两根曲轴4、5的齿轮14、16，而没有两个中间连接齿轮(未图示)。图示的活塞处于排气冲程，用于表示两根曲轴4、5联接与气缸外壳1侧壁之间所需的空间。可变定时传动机构10和发动机飞轮26可以根据在24度定位的，以非对称倒V形取向的成对的两个气缸2、3的孔径张角而分开。气缸2、3的轴线不垂直于缸盖衬垫平面。相对于垂直缸盖平面的直线，大气缸2的轴线有利地不如小气缸3轴线倾斜。
[0097] 图5表示平行于可变定时传动机构轴线的剖视图。在轴13的末端，可以看到可变定时传动机构的外花键。
[0098] 图6表示可变定时传动机构的部分剖视图，其连接轴12与小冲程曲轴5的轴形成为一体。
[0099] 图7是与小冲程曲轴的轴形成为一体的可变定时传动机构的立体剖视图，其中可以看到润滑沟槽。
[0100] 图8是揭示设计可变压缩比发动机结构的32种可能组合的图。
具体实施方式
[0101] 从图1到图7可以看出，气缸外壳1包括平行布局的两根曲轴4、5，一根具有长行程曲柄4，另一根具有短行程曲柄5。分别相应地装有活塞6、8和连杆7、9的两个气缸2、3，每个装在曲轴4、5上方。由轴承座20支撑的短行程曲轴5的曲柄与小气缸3的活塞8的连杆9一起运动，由轴承座21支撑的长行程曲轴4的曲柄与大气缸2的活塞6的连杆7一起运动。成对的两个气缸2、3的轴线以相对缸盖平面29的非对称倒V形处于气缸外壳1中。可以看出，两个上述小气缸还通过相应共用燃烧室24的余隙空间彼此连接。所述气缸2、3之间的气体通道是通过孔或内沟槽，或所述燃烧室气缸外壳32中形成的沟槽形成的。
[0102] 4幅图上的成对的两个气缸2、3的容量之间的关系固定在2/5，这决定了小气缸3位移相对成对的两个气缸2、3的总位移是2/7的一部分理论扭矩。连杆相对活塞冲程的中心距离(头到脚)固定在1.68。气缸的冲程/孔比(stroke/bore ratio)固定在1.21。
[0103] 两种选择的发动机的其它构件的尺寸是基于
压缩点火发动机类型利用以下参数广泛测试得到的：6缸直列，最大速度2200rpm，400
马力，测试路程1500000公里。
[0104] 在压缩点火类型中，发动机包括余隙空间24中的至少一个燃料喷射器(未图示)。燃料喷射是在半速下联系长行程曲轴4利用公知方法进行的。
[0105] 在控制点火类型中，发动机包括余隙24中的至少一个火花塞(未图示)。点火是通过公知方法(未图示)实现的，并在半速下与长行程曲轴4同步。
[0106] 对于具有非常大位移的发动机，在半速下与长行程曲轴4连接的第二凸轮轴(未图示)可以装在部分气缸盖上(未图示)，悬于小气缸3上方，与大气缸2中执行的四冲程循环的打开和关闭同步地周期性二次打开和关闭进气和排气。成对的两个气缸2、3的位移之比至少在1/10到9/10之间，优选地在1/5到3/5之间，使发动机可以采用1到7的增压压力比。
[0107] 可变定时传动机构10是三个重叠同心元件构成：第一元件由位于内部的传动轴35形成，第二元件由位于外部的齿轮14的衬套36形成，第三元件由位于上述两个元件之间的中间部分的滑管17构成。所述衬套36通过轴承39保持在轴承板15中，轴承39在轴承板15和衬套36之间适当的排。所述轴承板15紧固在气缸外壳1上，使可变定时传动机构
10形成与短行程曲轴5的轴13分开的组件。为此，短行程曲轴5和可变定时传动机构10连接其相应的轴12、13。可变定时传动机构10装有轴承板15，其通过位于气缸外壳1的孔的中心被固定。位于轴承座20轴颈的轴12的内直花键，与轴13的外直花键配合，从而为可变定时传动机构的轴提供足够大小的刚性，为两根轴12、13之间的连接提供所需的较小空间。这种布局可以从发动机外壳1拆卸可变定时传动机构，而不必拆卸短行程曲轴5。
[0108] 将短行程曲轴5轴颈的轴承座20支撑的连接替换为没有短行程曲轴5和可变定时传动机构10之间的支撑的连接，其优点是将轴承39限制在轴承板15和衬套36之间的适当的单一排。
[0109] 驱动轴35和衬套36有利地通过刚性连接到轴35的轴承座40而相对彼此同心和轴向保持。轴承座40具有轴向和径向
推力轴承43，从而允许轴35独立于衬套36自由地旋转。轴承座40在直花键12、47的边界所处的位置处构成轴35的整体的一部分。轴承座40和衬套36处于发动机单元1内部。轴承座40制成盘状，规则地打孔，从而允许环41被
螺栓紧固在轴45的直花键47的边界一侧的表面上。环41装在轴承座40的飞轮上用于形成凹陷，从而允许轴向和径向推力轴承43的外圈42安装。轴承43的内圈44装在衬套36上，压靠环绕衬套36的环状垫圈45。垫圈45用于补偿轴承43内圈44与角接触轴承39内圈之间的空间，后者利用衬套36上的单螺母51通过固定所有上述部分而被保持轴向压靠衬套36的肩部。
[0110] 衬套36的齿轮14位于发动机外壳1的外部而不是发动机单元1，并且通过刚性装在曲轴4上的齿轮16和位于两个上述齿轮14、16之间的中间齿轮21，在相同旋转速度下连接到长行程曲轴4。
[0111] 驱动轴35在轴承座40朝向轴承板15的一侧包括直花键47，滑管17配合在直花键47上。滑管17在其内圆周上包括一些与直花键47配合的花键48，使滑管17在传动轴35上可以轴向滑动。
[0112] 衬套36的内表面包括与滑管17的外螺旋花键52配合的螺旋花键49，允许滑管17在衬套36中螺旋地运动，在滑管36沿驱动轴17螺旋运动的同时，提供所述第二和第三构件之间的角位移。当滑管17不是轴向移动时，衬套36固定成与轴35的旋转相关。
[0113] 当所述滑管17的末端处于轴承座40阻挡形成的限位极限时，滑管17的长度在衬套36内是预定的。滑管17的另一端在衬套36外部是自由的，穿过齿轮14到发动机单元1外部，利用适当的机构允许两排倾斜接触
轴承内圈50固定。所述轴承内圈50与滑管17的旋转运动相关，而
轴承外圈50没有任何旋转运动，与保持件18相关。
[0114] 压缩比程序决策
存储器，由液压控制系统使用，允许保持件18和滑管17移动，从而改变两根曲轴4、5之间的提前角。
[0115] 可变定时传动机构的行程开始位置设置成使滑管17处于气缸(未图示)上的出口限位位置，对应于短行程曲轴5曲柄和长行程曲轴4曲柄的最小角传递(angular feed)。
[0116] 可变定时传动机构的行程结束位置设置成使滑管17处于限位位置(也在气缸上，但未图示)，对应于短行程曲轴5曲柄和长行程曲轴4曲柄的最大角传递。
[0117] 发动机正时的实现是通过至少一根凸轮轴(未图示)在半速下与长行程曲轴4配合。进气和排气阀(未图示)在四冲程过程的特定时刻周期性地连接这对气缸2、3与进气和排气管(未图示)。
[0118] 气缸3的位移和气缸2的位移之比至少在1/10到9/10之间，优选地在1/5到3/5之间，使其可以基于增压压力适应发动机的压缩比。
[0119] 可变定时传动机构10装有固定在气缸外壳1上的轴承板15，使可变定时传动机构10可以构成与短行程曲轴5的轴13分开的组件。为此，可变定时传动机构10和短行程曲轴5都具有其相应的轴12、13。可变定时传动机构10的轴12外花键末端以下述方式制造，即，使位于轴承座20轴颈中和轴13中的内花键对应。两个紧靠部分之间的连接是通过在轴承板15装入气缸外壳1的孔时轴向滑动实现的。轴承板15装在短行程曲轴5的轴13周围，允许轴12
定心在轴颈20和在所述轴13中，后者有利地在轴承板15装在气缸外壳1时作为轴12的刚性轴承外壳。这种方法使其可以从联接器外壳1拆卸可变定时传动机构10，而不必执行拆卸短行程曲轴。在短行程曲轴5的轴颈20水平，可变定时传动机构10的轴12的邻接凸末端与轴13中形成的邻接凹末端，其优点是减小发动机外壳1中可变定时传动机构联接的体积。
[0120] 根据本发明的一个优选方式，发动机包括增强短行程曲轴5和可变定时传动机构10之间轴向刚度的机构。轴12、13合并成单根轴，使传动轴35包括盘40以及与短行程曲轴5相关的直花键47。盘40和轴承板15的紧固支撑之间的分开距离，等于当短行程曲轴插入气缸外壳1的轴承座20时，轴承板15的气缸外壳1固定与盘40的固定支撑之间的分开距离。这种组装意味着短行程曲轴5的轴通过轴承39轴向固定，衬套36通过短行程曲轴5的轴承座轴向固定。
[0121] 根据本发明的一个优选方式，在联接器外壳31中具有两个中间连接齿轮(未图示)，处于短行程曲轴5的齿轮14与固定在垫圈19上的第二齿轮16之间，与发动机飞轮26和长行程曲轴4相关联，从而实现两根曲轴4、5的反向旋转(在相同速度下)。
[0122] 可变定时传动机构10包括在朝向齿轮14一侧的滑管17，滑管的外部在其圆周上具有螺旋花键52，与齿轮14的螺旋花键49配合。滑管17还包括与轴12相关的、配合外花键48的内直花键47，滑管17配合在其上面，从而在滑动时，所述管17能在传动轴12和齿轮14之间产生斜间隙。
[0123] 压缩比程序决策存储器作用于固定在保持件18和滑管17上的控制气缸，以便修改两根曲轴4、5的两根轴之间的斜间隙。
[0124] 可变定时传动机构的行程开始和行程结束可以下述方式操纵，即，使滑管17不能滑动到控制气缸(未图示)上的限定位置以外。所述控制气缸固定在发动机飞轮26旁边的联接器外壳31的关闭盖23的支撑上。拆下关闭盖23可以进行可变定时传动机构10的维护或者拆卸，而不必拆卸联接器外壳31。根据本发明以及根据这个布局，所述控制气缸的轴有利地固定在可变定时传动机构10控制的保持件18上。
[0125] 根据本发明的一个优选方式，所设计的发动机类型选择的最小和最大压缩比，是基于不同发动机构件的尺寸确定的，即，一方面，成对气缸2、3的位移之比，以及另一方面，这些气缸2、3总位移和余隙空间24之比，这些比值被确定以使得可变定时传动机构的行程结束位置限定的，短行程曲轴5的曲柄与长行程曲轴4的曲柄之间的最大提前角，在压缩冲程结束时(活塞6的上死点)决定活塞8相对余隙空间24所需额外体积的位置，从而在连杆9和短行程曲轴5的曲柄之间的角度至少90°时确定发动机的所述最小压缩比。
[0126] 在可变定时传动机构的行程结束位置，对与不同发动机构件适当尺寸相关的两根曲轴之间的角度调节，允许发动机按以下方式运行：
[0127] ●在膨胀冲程，通过活塞8上的燃烧气体至少与短行程曲轴5的曲柄上的最大瞬时扭矩相关；
[0128] ●在膨胀冲程，通过在打开排气阀(未图示)之前限制活塞8的上升，这是所述活塞8上的燃烧气体背压来源；
[0129] ●在进气冲程结束时，通过限制活塞8的上升，这是气缸3内填充体积损失的原因。
[0130] 这样做的优点是发动机在满负荷下保持最大比输出。
[0131] 最大压缩比的选择是利用与最大压缩比确定的尺寸数值的相同
数据库实现的，从而由可变定时传动机构的行程开始位置确定的、短行程曲轴5的曲柄与长行程曲轴4的曲柄之间的最小提前角，在压缩冲程结束时(活塞6的上死点)决定活塞8相对余隙空间24所需额外体积的位置，从而决定发动机的所述最大压缩比，此时短行程曲轴5的曲柄连杆9远离其上死点，从而所述连杆9与短行程曲轴5的曲柄形成一个角度。
[0132] 在可变定时传动机构的行程结束位置，对与不同发动机构件适当尺寸相关的两根曲轴4、5之间的角度调节，允许发动机按以下方式运行：
[0133] 在压缩冲程结束时，通过活塞8在两根曲轴4、5的曲柄之间的每度角位移下具有更大的平移运动。
[0134] 这样做的优点是加快发动机在低负荷下的压缩比修改过程。
[0135] 所用符号的解释：
[0136] P＝压缩比
[0137] V1＝成对气缸中的大气缸的位移
[0138] V2＝成对气缸中的小气缸的位移
[0139] V1/V2＝成对气缸的位移之比
[0140] α＝短行程曲轴的曲柄的提前角
[0141] ve＝气体在气缸之间传输而没有过度挤压所需的成对气缸的余隙空间；
[0142] (αminimum)＝在可变定时传动机构的行程开始时短行程曲轴的曲柄提前角[0143] (αmaximum)＝在可变定时传动机构的行程结束时短行程曲轴的曲柄提前角；
[0144] Va(αminimum)＝由短行程曲轴的曲柄最小提前角确定的、在可变定时传动机构行程开始时附加至余隙空间的额外体积；
[0145] Va(αmaximum)＝在压缩冲程结束时，当长行程曲轴的曲柄处于其上死点时，由短行程曲轴的曲柄最大提前角确定的、在可变定时传动机构行程结束时附加至余隙空间的额外体积；
[0146] Vr(αminimum)＝在进气冲程结束时，当长行程曲轴的曲柄处于其下死点时，由短行程曲轴的曲柄的最小提前角确定的、可变定时传动机构行程开始时的压缩空气体积；
[0147] Vr(αmaximum)＝在进气冲程结束时，当长行程曲轴的曲柄处于其下死点时，由短行程曲轴的曲柄的最大提前角确定的可变定时传动机构行程结束时的压缩空气体积；
[0148] 变容燃烧室发动机的压缩比特征和公式
[0149] (V1+V2)×气缸对的数量＝发动机位移
[0150] V1+[V2-Vr(α)]×气缸对的数量＝由可变定时传动机构提前角确定的发动机位移
[0151]
[0152] 在确定由可变定时传动机构的提前角建立的压缩比之后的发动机理论压缩特性[0153]
[0154] 定义可变定时传动机构的行程开始时的最大压缩比。实际上，不必从V2中减去Vr(αminimum)，因为其确实可以被忽略。
[0155]
[0156] 定义可变定时传动机构的行程开始时的最小压缩比。实际上，不必从V2中减去Vr(αmaximum)，因为V1和V2中容纳的空气质量取决于最大增压压力下的存储校准值。
[0157] 根据Va(α)是否位于可变定时传动机构的行程开始与行程结束之间的任何角位置，可以假定压缩比的简化公式为：
[0158]
[0159] 根据本发明，选择最小压缩比可以在可变定时传动机构的两个行程结束极限之间进行。第一极限是利用短行程曲轴5的曲柄与长行程曲轴4的曲柄之间的最大提前角得出的，从而确定压缩冲程结束时(活塞6的上死点)活塞8相对余隙空间24所需额外体积的位置，由此确定在连杆和短行程曲轴的曲柄之间的角度至少90°时的所述最小压缩比；第二极限是利用短行程曲轴5的曲柄与长行程曲轴4的曲柄之间的较小提前角得出的，与两个气缸2、3的位移比减小成正比，直到两根曲轴4、5的工作区产生的公差极限，根据以下最小压缩比公式由成对气缸2、3的平行和靠近位置确定：
[0160]
[0161] 可以定义成对气缸的位移之间的较高压缩比，从而减小装在位移较小的发动机上的可变定时传动机构的应力；反之，可以定义成对气缸2、3位移之间的较小压缩比，从而增大位移较大的发动机的速度。
[0162] 实际上，不必从V2中减去Vr(αmaximum)，因为V1和V2中容纳的空气质量取决于压缩比和增压压力之间的存储校准值。
[0163] 最大压缩比的选择是基于为最小压缩比定义的尺寸数值进行的，从而在可变定时传动机构的行程开始时，短行程曲轴5的曲柄与长行程曲轴4的曲柄之间的最小提前角，在压缩冲程结束时(活塞6的上死点)，确定活塞8相对余隙空间24所需额外体积的位置，从而确定最大压缩比，此时短行程曲轴5的曲柄连杆9远离其上死点，从而所述连杆9与短行程曲轴5的曲柄形成一个角度。因此，最大压缩比可以利用以下公式定义：
[0164]
[0165] 实际上，不必从V2中减去Vr(αminimum)，因为V1和V2中容纳的空气质量取决于压缩比和进气管低压之间的存储校准值。
[0166] 图表基于以下公式得到：
[0167] a＝小气缸3的上死点
[0169] s＝小活塞8的表面
[0170] l＝小连杆9的长度
[0171] r＝小曲轴5的长度
[0172] A＝大气缸2的上死点
[0173] B＝大活塞6的顶点
[0174] S＝大活塞6的表面
[0175] L＝大连杆7的长度
[0176] R＝大曲轴4的长度
[0177] Vm＝余隙空间24
[0178] α＝旋转角(在上死点为0°)(逆
时针)
[0179] ＝小曲轴5相对大曲轴4的提前角
[0180]
[0181]
[0182]
[0183] 根据众多应用之一使发动机运行并提高性能的例子：
[0184] 存储在计算机计算表中的上述公式能够产生和选择不同发动机构件的尺寸数值，即，成对气缸2、3的位移之间的压缩比以及这些气缸2、3总体积和余隙空间24之比。计算表被限定为使发动机最大和最小压缩比计算的数值，与分别在可变定时传动机构的行程开始和行程结束时的、短行程曲轴的曲柄和长行程曲轴的曲柄之间的最小和最大提前角的相应度数一致。
[0185] 具有压缩点火机构的四冲程发动机的优点为：
[0186] ●体积效率高；
[0187] ●比输出高；
[0188] ●机械摩擦的损失小；
[0190] ●理想温度在压缩冲程结束时的准确限定，从而在所有情况下(从
冷启动到高增压压力)提供适合的燃料自点火；
[0191] ●发动机在高海拔的性能好；
[0192] ●废气中的
碳氢化合物和氮的
氧化物排放低。
[0193] 具有火花点火机构的四冲程发动机的优点为：
[0194] ●体积效率高；
[0195] ●比输出高；
[0196] ●机械摩擦和抽吸的损失小；
[0197] ●发动机的低工况效率高，因为正比于进气管低压(节气
门关闭)的高压缩比；
[0198] ●发动机适应十六烷值；
[0199] ●发动机在高海拔的性能好；
[0200] ●空燃混合物均匀性好；
[0201] ●废气中的
一氧化碳、氮的氧化物和碳氢化合物排放低。
[0202] 装在道路运输
拖拉机中的，具有压缩点火机构和高增压压力值的四冲程发动机的优点和使用条件。
[0203] 根据活塞平均速度，发动机每个气缸的位移减小，允许发动机速度增大以及低频的持续减小。但是，齿轮箱-
输出轴组件的高齿轮减速应该达到第二发动机-驱动减速。因为机械摩擦正比于位移并且对负荷不太敏感，所以效率更高。在车辆限速计的支持下，在增大发动机功率的同时可以保持发动机
制动。
[0204] 在图6所示的方式中，短行程曲轴5和可变定时传动机构10之间的径向刚性得到增强。轴12、13合并成一根轴，从而承载盘40的传动轴35与短行程曲轴5关联。当短行程曲轴装入气缸外壳的轴承座时，衬套36与其机械部分(15、36、39、41、43、45、51)配合，固定在传动轴35的盘40上，同时，轴承板15穿过孔固定在气缸外壳1中。在此安装之后，短行程曲轴的曲柄通过轴承39轴向固定，同时通过短行程曲轴的所有轴承座与轴承39相关而在径向保持衬套36。
[0205] 由于将倒V形排列的成对的两个气缸之间的冷却剂液体包围的多个壁，在所述气缸上死点接合高度终止在一个壁上，因此所述壁被有益地利用，展宽成基本矩形沟槽的形状直到缸盖平面。成对的两个气缸之间经过所述沟槽的气体通道还使其可以为这些所述气缸共用的特定燃烧室。
[0206] 在优选和图示的实施例中，沟槽32仅仅处于气缸外壳的主体上，并且部分在缸盖衬垫中或者在所述缸盖衬垫的厚度内。
