CN103047002A - 一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置 - Google Patents

Abstract

一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，包括有：曲轴、活塞连杆总成、偏心轴套总成、传动轴及齿轮总成以及驱动器总成，其中，曲轴为盘形曲轴，包括由前至后依次连接的曲轴前端轴颈、第一盘形主轴颈、多个连杆轴颈、多个第二盘形主轴颈和曲轴后端轴颈，各盘形主轴颈上设有中心线与曲轴中心线不重合的传动轴及齿轮总成，各连杆轴颈上可旋转地套置有偏心轴套总成，偏心轴套总成与传动轴及齿轮总成形成齿轮连接，驱动器总成连接并驱动传动轴及齿轮总成旋转，从而转动各偏心轴套总成，实现发动机各缸压缩比的同步改变。本发明具有曲轴强度高、偏心套自锁能力强、发动机压缩比调节范围大、可靠性高和工作寿命长的优点。

Description

一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置

技术领域

本发明涉及一种用于车辆中往复活塞式发动机的可变压缩比装置，具体涉及一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，属于汽车技术领域。

背景技术

众所周知，车辆发动机的燃烧效率直接决定了发动机的输出效率，提高发动机的效率对减少碳排放、减少石油等燃料的消耗具有至关重要的作用。目前在发动机提高燃烧效率方面最大的难题之一是，当发动机处于部分负荷时，随着进入汽缸的空气和燃料的减少，发动机无法达到预定的点火温度而不能正常点火。而随着进入汽缸的空气和燃料的增加，又容易产生所谓的“燃烧爆震”，这将导致发动机的损坏和热效率的急剧下降。解决该问题的办法之一是改变发动机的压缩比。

可变压缩比发动机（VCR Engine）是当今世界上最有发展潜力的发动机技术，为此，近年来全球各公司和研究机构竞相研究并申请有关此方面的专利达数百上千件，以求获得发动机技术上的领先地位。然而许多专利至今仍处在实验室试验阶段，尚未见商品发动机投放市场。能够实现可变压缩比的结构有许多种类型，在发动机的曲轴连杆轴颈上安装偏心轴套是其中的一类技术方案，当偏心轴套绕连杆轴颈旋转一角度时，曲轴曲柄半径将发生改变，因而发动机压缩比也得以改变。

由本申请人提出的中国发明专利申请“一种带自锁结构的可变压缩比装置”（申请号201210379648.5）采用单一驱动器，通过一系列的传动轴和齿轮来改变安装在连杆轴颈上的偏心套相对于连杆轴颈的旋转角度，从而改变曲柄臂的长度，最终达到改变压缩比的目的。

在上述专利申请中，改变发动机压缩比的原理如下（见图1）：

偏心套1内、外圆的偏心距为e，偏心套1绕连杆轴颈2旋转，其相对于连杆轴颈2的转角为

则发动机曲柄半径r的增加量为

当偏心套1绕连杆轴颈2旋转到图1a和图1b位置时，发动机曲柄的实际半径为R=r+β,则发动机冲程S₁等于两倍曲柄半径：

当偏心套1绕连杆轴颈2旋转到图1c和图1d位置时，发动机曲柄半径的实际长度为R=r-β,则此时发动机冲程S₂为：

因而发动机的冲程改变量为：

由此可见，发动机压缩比的改变依赖于发动机冲程的改变，而冲程的改变则取决于偏心套1相对于连杆轴颈2的转角

所述在先专利申请201210379648.5的结构见图2。驱动器5内的外轮4和内轮3在液压油作用下，带动传动轴6相对于曲轴前端轴颈7旋转时，安装在传动轴6上的过渡齿轮8驱动偏心套齿轮9，使与偏心套齿轮9固定连接的偏心套1相对于连杆轴颈2旋转，从而改变压缩比。在该技术方案中，传动轴6和过渡齿轮8的中心线与发动机曲轴的中心线10相重合，这就导致了下述一系列问题。

该专利申请提出了针对长冲程发动机的第一方案（见图3）和针对短冲程发动机的第二方案（见图4）。在第一方案中，当发动机采用较小的曲柄半径r值时，一个办法是采取小直径的过渡齿轮8，但当过渡齿轮8的直径减小过多时，则其本身的强度大为减小，同时导致过渡齿轮8与偏心套齿轮9的传动比过大，由于驱动器外轮4相对于驱动器内轮3的旋转角度有限，过大的传动比将使偏心套1相对于连杆轴颈2的旋转角度偏小，从而使冲程改变量Δ减小，导致压缩比可变范围变小，以至无法达到应有的效果；另一个办法就是不过度减小过渡齿轮8的直径，而是减小偏心套齿轮9的直径，但这又将导致连杆轴颈2直径的减小，从而降低连杆轴颈2的强度，即削弱了曲轴的强度。第二方案虽然部分克服了第一方案的缺陷，然而依旧无法彻底解决问题，尤其是传动比过大导致的压缩比可变范围变小的问题。总之，这两种方案中都不可能采取直径过小的过渡齿轮8；此外，由于增加了过渡齿轮8，使曲轴的曲柄臂11的宽度减小（见图2），削弱了曲柄臂11的强度，这与可变压缩比发动机曲轴需要有更高强度的要求背道而驰。

在所述在先专利申请（201210379648.5）中，偏心套1由两个半圆的偏心套对合固接而成（见图3），这种结构存在两点不足：1、对合连接必要的固定螺栓使偏心套1和连杆的体积庞大，结构沉重，导致质量惯性加大，动力负载加重；2、两半圆对合的结构不能保证偏心套1在全圆周上的受力均匀，在连接缝隙出会产生应力集中，甚至导致固定螺栓的断裂。

所述专利申请还提出了偏心套1在连杆轴颈2上应满足的第一自锁条件（见图5）：

e≤E=f₁*r₁+f₂*r₂

其中，e--偏心套1内、外两圆柱表面的偏心距，

f₁--偏心套1内圆柱表面与曲轴的连杆轴颈2外圆柱表面之间的静摩擦系数，

f₂--偏心套1外圆柱表面与连杆大头轴瓦12内圆柱表面之间的动摩擦系数，

r₁--偏心套1内圆柱面的半径，

r₂--偏心套1外圆柱面的半径。

当连杆轴颈2的直径减小时，与其套装的偏心套1内圆柱面的半径r₁也跟随减小，根据上述条件，偏心距e也会减小，从而发动机的冲程改变量Δ将会以四倍的速度降低，严重影响了可变压缩比的调节范围。即使该偏心距e完全满足上述的第一自锁条件，在冲击载荷作用下，其自锁的安全系数也是较小的。

发明内容

本发明的目的在于克服现有技术的不足，提供一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其不仅能够保证所有构件的强度都得到极大的提高，而且使发动机的冲程改变量尽可能地增大，以满足各类不同长短冲程发动机的需要，同时进一步增强所述可变压缩比装置的自锁能力，提高安全性。

本发明的另一目的是，解决对合型偏心套结构笨重、受力不均所导致的可靠性不高的问题。

为达到上述目的，本发明是通过如下技术方案实现的：

一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，安装在发动机上，其包括有：

曲轴，为盘形曲轴，包括由前至后依次连接的曲轴前端轴颈、第一盘形主轴颈、多个连杆轴颈、多个第二盘形主轴颈和曲轴后端轴颈，该第一盘形主轴颈上开设有中心线与该曲轴中心线不重合的第一支承圆柱孔，该第二盘形主轴颈上开设有中心线与该曲轴中心线不重合的第二支承圆柱孔；

活塞连杆总成，包括有连杆大头轴瓦；

偏心轴套总成，可旋转地套置在所述曲轴的各连杆轴颈与所述连杆大头轴瓦之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内、外两圆柱表面具有偏心距；

传动轴及齿轮总成，包括有一对过渡齿轮、多对中间传动齿轮和多根传动轴，该多根传动轴分别可旋转地穿置于所述第一盘形主轴颈的第一支承圆柱孔和所述第二盘形主轴颈的第二支承圆柱孔中，该一对过渡齿轮固定于穿置在所述第一支承圆柱孔中的传动轴的两端，并且其中之一与相邻偏心轴套总成形成齿轮连接，该多对中间传动齿轮分别固定于穿置在各第二支承圆柱孔中的传动轴的两端，并且与相邻偏心轴套总成形成齿轮连接；

驱动器总成，设置于所述曲轴一端的曲轴前端轴颈上，与所述传动轴及齿轮总成的过渡齿轮连接并驱动该传动轴及齿轮总成旋转。

所述的可变压缩比装置的结构满足下列第一自锁条件：

e≤f₁*r₁+f₂*r₂，

其中，e--偏心轴套总成内、外两圆柱表面的偏心距，

f₁--偏心轴套总成内圆柱表面与曲轴的连杆轴颈外圆柱表面之间的静摩擦系数，

f₂—偏心轴套总成外圆柱表面与连杆大头轴瓦内圆柱表面之间的动摩擦系数，

r₁—偏心轴套总成内圆柱面的半径，

r₂—偏心轴套总成外圆柱面的半径。

所述的偏心轴套总成包括偏心套和一对偏心套齿轮，该偏心套的外圆柱表面与所述连杆大头轴瓦的内圆柱表面相接触，其内圆柱表面与所述曲轴的连杆轴颈的外圆柱表面相接触，该一对偏心套齿轮固定于所述偏心套的两端，该偏心套齿轮的节圆圆心与所述偏心套的内圆柱表面的圆心重合，该偏心套齿轮分别与相邻的中间传动齿轮或过渡齿轮相啮合。

所述的驱动器总成包括有驱动套、驱动套齿轮、外壳、内轮和外轮，所述驱动套可旋转地套置于所述曲轴前端轴颈上，所述驱动套齿轮同轴心地固定连接于该驱动套的后端且与所述传动轴及齿轮总成的一过渡齿轮啮合，所述内轮和外轮设置于封闭的外壳内，该内轮与所述曲轴前端轴颈同轴心地相固定连接，该外轮与所述驱动套的前端同轴心地相固定连接，所述外轮与内轮能够绕所述曲轴中心线作相对旋转运动且其之间形成有互不连通的第一压力腔和第二压力腔。

所述的偏心套由两个偏心半套对合固接而成，或者所述的偏心套为整体结构，所述的曲轴为组合式结构，所述的曲轴前端轴颈、第一盘形主轴颈、多个连杆轴颈、多个第二盘形主轴颈和曲轴后端轴颈均为独立构件。

所述的过渡齿轮、中间传动齿轮、偏心套齿轮和驱动套齿轮为全形齿轮或者扇形齿轮。

所述的可变压缩比装置安装在发动机上，该发动机为一缸或多缸、直列、V型、W型、星型或对置发动机。

所述的驱动器总成的数量为一个。

与现有技术比较，本发明的有益效果是：

1、使所有构件的强度都得到了极大的提高——

本发明将传动轴及齿轮总成中的多根传动轴的中心线设置为与曲轴中心线不重合，从而增大了容纳装置中各构件的空间，使各构件能够采用更大的结构尺寸以提高强度；此外，本发明采用了盘形曲轴，使曲柄臂与盘形主轴颈合二为一，将原曲柄臂的宽度空间用以安排中间传动齿轮，从而使曲轴强度得到加强。

总之本发明极大地提高了连杆轴颈、曲轴、过渡齿轮、中间传动齿轮、偏心套和偏心套齿轮的强度。

2、简化了偏心套结构，提高了可靠性和工作寿命——

本发明采用了整体式偏心套，与此同时，从装配工艺出发采用了组合式的曲轴，从而使偏心套简化结构、受力均匀，提高了寿命。

3、增大了压缩比冲程改变量，扩大了可变压缩比的调节范围——

由于结构空间的增大增加了偏心距e增大的余地，由可知，进而四倍地增大了发动机的冲程改变量Δ，满足了各类不同长短冲程发动机的需要。

4、增大了发动机运行时的自锁安全系数——

根据第一自锁条件：e≤E=f₁*r₁+f₂*r₂，自锁安全系数S=E/e，当S小于1时，机构不能自锁；当S等于1时，机构具有自锁能力；当S远大于1时，机构自锁能力将非常高。

本发明偏心套尺寸的加大增加了r₁或r₂，因此也使S变得非常大，从而增强了可变压缩比装置的自锁能力，提高了安全性。

附图说明

图1是连杆轴颈偏心套可变压缩比的原理图。

图2是在先专利申请201210379648.5的结构示意图。

图3是在先专利申请201210379648.5的第一方案示意图。

图4是在先专利申请201210379648.5的第二方案示意图。

图5是本发明偏心套受力自锁条件示意图。

图6是本发明的传动机构图。

图7a、7b、7c是本发明的传动机构纵横剖面图。

图8a，8b，8c是本发明驱动器总成不同工作位置的剖面图。

图中，

1偏心套，2连杆轴颈，3内轮，4外轮，5外壳，6传动轴，7曲轴前端轴颈，8过渡齿轮，8’过渡齿轮，9偏心套齿轮，9’偏心套齿轮，10曲轴中心线，11曲柄臂，12连杆大头轴瓦，13中间传动齿轮，13’中间传动齿轮，14相位齿轮，15驱动套，16驱动套齿轮，17第一盘形主轴颈，18第二盘形主轴颈，19平衡重，21第二支承圆柱孔，22第一支承圆柱孔，23曲轴后端轴颈，24第一压力腔，25第二压力腔，26偏心套与连杆大头轴瓦之间的结合面，27偏心套与连杆轴颈之间的结合面，28虚线圆孔，29虚线圆孔，30，连杆，31活塞。

具体实施方式

下面结合附图和实施例对本发明作进一步详细说明。

实施例一

首先请参阅图6所述连杆轴颈偏心套可变压缩比装置的传动机构图。图示连杆轴颈偏心套可变压缩比装置安装在发动机上，其包括有：曲轴、活塞连杆总成、偏心轴套总成、传动轴及齿轮总成以及驱动器总成。

所述曲轴为盘形曲轴，是传统发动机主轴颈与曲柄臂合二为一而形成的，其包括曲轴前端轴颈7、第一盘形主轴颈17、多个连杆轴颈2、多个第二盘形主轴颈18和曲轴后端轴颈23，它们由前至后依照曲轴前端轴颈7、第一盘形主轴颈17、一个连杆轴颈2、一个第二盘形主轴颈18、一个连杆轴颈2、一个第二盘形主轴颈18……曲轴后端轴颈23的顺序依次连接在一起。所述连杆轴颈2和第二盘形主轴颈18的数量与所述发动机的气缸数量相关，一般为一一对应。请参阅图7，所述第一盘形主轴颈17上开设有第一支承圆柱孔22（见图7a），其中心线与该曲轴中心线10不重合，该第一盘形主轴颈17中心线的位置根据发动机和本装置各结构要素以及齿轮啮合条件等机械原理确定；所述第二盘形主轴颈18上开设有第二支承圆柱孔21（见图7c），同样地，其中心线与该曲轴中心线10不重合，该中心线的位置根据发动机和本装置各结构要素以及齿轮啮合条件等机械原理确定；因此，第一支承圆柱孔22和第二支承圆柱孔21也可以分别设置于虚线圆孔29（见图7a）和28（见图7c）的位置上。所述第一盘形主轴颈17和部分第二盘形主轴颈18上安装有平衡重19。

与普通发动机一样，所述的活塞连杆总成包括连杆30和活塞31（见图6），该连杆30包括有连杆大头轴瓦12。

所述的偏心轴套总成可旋转地套置在所述曲轴的各连杆轴颈2与所述连杆大头轴瓦12之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内、外两圆柱表面的圆心不重合，并且具有偏心距e。请参阅图7，所述的偏心轴套总成包括偏心套1和一对偏心套齿轮9、9’；该偏心套1的外圆柱表面与所述连杆大头轴瓦12的内圆柱表面相接触，其内圆柱表面与所述曲轴的连杆轴颈2的外圆柱表面相接触；该一对偏心套齿轮9和9’固定于所述偏心套1的两端，该偏心套齿轮9和9’的节圆圆心与所述偏心套1的内圆柱表面的圆心重合，该偏心套齿轮9和9’分别与相邻的过渡齿轮8’或中间传动齿轮13或13’相啮合。本实施例中，所述的偏心套1由两个偏心半套对合固接而成，螺栓和定位销将两个偏心半套连接在一起，该两偏心半套的结合面恰好处在所述偏心距e的延长线上。

所述的传动轴及齿轮总成与所述偏心轴套总成形成齿轮连接，并且驱动该偏心轴套总成旋转。请参阅图7b，所述的传动轴及齿轮总成包括有一对过渡齿轮8和8’、多对中间传动齿轮13和13’以及多根传动轴6。该多根传动轴6分别可旋转地穿置于所述第一盘形主轴颈17的第一支承圆柱孔22和所述第二盘形主轴颈18的第二支承圆柱孔21中。该一对过渡齿轮8和8’固定于穿置在所述第一支承圆柱孔22中的传动轴6的两端，并且其中的过渡齿轮8’与相邻偏心轴套总成的偏心套齿轮9形成齿轮连接，该多对中间传动齿轮13和13’分别固定于穿置在各第二支承圆柱孔21中的传动轴6的两端，并且与相邻偏心轴套总成的偏心套齿轮9或9’形成齿轮连接。

所述的驱动器总成设置于所述曲轴一端的曲轴前端轴颈7上，与所述传动轴及齿轮总成的过渡齿轮8连接并驱动该传动轴及齿轮总成旋转。请参阅图6，该驱动器总成包括有驱动套15、驱动套齿轮16、外壳5、内轮3、外轮4和相位齿轮14。所述驱动套15可旋转地套置于所述曲轴前端轴颈7上。所述驱动套齿轮16同轴心地固定连接于该驱动套15的后端，并且与所述传动轴及齿轮总成的一过渡齿轮8啮合。所述内轮3和外轮4设置于封闭的外壳5内，该内轮3与所述曲轴前端轴颈7同轴心地相固定连接并随曲轴一起旋转运动，该外轮4与所述驱动套15的前端同轴心地相固定连接并与驱动套15一起旋转运动，请参阅图8，所述外轮4与内轮3能够绕所述曲轴中心线10作相对旋转运动，并且外轮4与内轮3之间形成有互不连通的第一压力腔24和第二压力腔25，该第一压力腔24和第二压力腔25总是成对形成，可以为一对或多对，当压力油流入或流出第一压力腔24和第二压力腔25时，将使外轮4与内轮3相对绕曲轴中心线10旋转。所述的相位齿轮14固定地安装在驱动套15的前端并与驱动套15一起旋转运动，其与侧旁的相位传感器（图中未显示）配合用于探测所述驱动套15相对于曲轴的转角。本发明所述连杆轴颈偏心套可变压缩比装置只设置一个驱动器总成，用以驱动发动机中所有的偏心轴套总成，从而达到各气缸的压缩比同步改变的目的。

所述连杆轴颈偏心套可变压缩比装置的过渡齿轮8和8’、中间传动齿轮13和13’、偏心套齿轮9和9’以及驱动套齿轮16可以为360°转角的全形齿轮，也可以为小于360°转角的扇形齿轮。

实施例二

实施例二的结构与实施例一基本相同，所不同的只是所述的偏心套1为整体结构，同时所述的曲轴为组合式结构，即曲轴前端轴颈7、第一盘形主轴颈17、多个连杆轴颈2、多个第二盘形主轴颈18和曲轴后端轴颈23均为独立构件，它们是分别加工后再组合成曲轴。整体型偏心套1提高了强度，均匀了受力，提高了可靠性。组合式曲轴是为了便于整体偏心套1的装配。

本发明不仅能够用于单缸发动机，也适用于2缸、3缸甚至8缸等多缸发动机；本发明不仅适用于直列式发动机，也适用于V型、W型、星型布置和对置式布置的发动机。

本发明实现压缩比改变的过程如下：

当需要改变发动机压缩比时，首先发动机控制器ECU（Engine Control Unit）通过对发动机转速、车辆油门踏板位置以及相位传感器从相位齿轮14获得的相位信号等的采集，获得当时的实际压缩比值，经过与驾驶员操作意图的对比和处理，设定压缩比调整目标值，然后对液压系统控制总成发出指令，控制压力油（一般情况下可以直接采用发动机润滑油）的流向并向驱动器总成内部提供压力油。该压力油进入第一压力腔24和流出第二压力腔25（或者该压力油流出第一压力腔24和进入第二压力腔25）后，其油压能够迫使驱动器的外轮4和内轮3相对于曲轴中心线10正时针或逆时针方向旋转，由于外轮4与驱动套15固定连接在一起，而其内轮3则与曲轴前端轴颈7固定连接在一起，内外轮的相对旋转转换成曲轴相对于驱动套15的相对旋转。之后，驱动套齿轮16随驱动套15一起旋转，驱动套齿轮16通过啮合带动过渡齿轮8和8’绕传动轴6旋转，过渡齿轮8’进一步啮合带动相邻的第一气缸的偏心套齿轮9和9’以及偏心套1绕连杆轴颈2旋转；与此同时，第一气缸的偏心套齿轮9’再啮合带动中间传动齿轮13和13’绕传动轴6旋转，中间传动齿轮13’进一步带动第二气缸的偏心套齿轮9和9’以及偏心套1绕第二气缸的连杆轴颈2旋转。依此类推向后传动，由此逐一带动第三偏心套1、第四偏心套1旋转，直至带动所有的偏心套1旋转，而此旋转运动是同时完成的，达到了所有的偏心套1同步旋转。对结构已确定的所述连杆轴颈偏心套可变压缩比装置而言，当偏心套1与连杆轴颈2的相对转角

改变后，由发动机冲程的改变量Δ亦发生改变，从而改变了发动机压缩比。因此，偏心套1受驱动而相对于连杆轴颈2顺时针或逆时针旋转，即可改变发动机压缩比。

图8表示驱动器的外轮4和内轮3的相对关系。当外轮4和内轮3处于图8a的位置时，偏心套1恰好处于图1c和1d的位置，其中图1c和1d中的值如果选择等于180°时，则外轮4和内轮3的相对转角α为0°，此时，发动机冲程最小，即，图8a所示的内外轮位置是相应于偏心套1处于发动机压缩比最小（发动机冲程最小）的位置。而当外轮4和内轮3处于图8c的位置时，偏心套1恰好处于图1a和图1b的位置，其中图1a和图1b中的

值如果选择等于0°，则外轮4和内轮3的相对转角为α_max，此时发动机冲程最大，即，图8c则是处于发动机压缩比最大（发动机冲程最大）的位置。当压力油流入第二压力腔25，而压力油从第一压力腔24排出驱动器时，见图8b，外轮4相对于内轮3旋转的角度为α，偏心套1相对于连杆轴颈2旋转角度为

则外轮4相对于内轮3逆时针旋转，由于内轮3与发动机曲轴固定连接在一起，因此，外轮4也就是相对于曲轴作逆时针旋转，并带动驱动套15和驱动套齿轮16逆时针旋转，由此，过渡齿轮8和8’、中间传动齿轮13和13’均作顺时针旋转，而偏心套齿轮9和9’以及偏心套1本身均作逆时针旋转，以上的顺时针或逆时针方向均指相对于曲轴而言。在这个过程中，驱动器内外轮的位置从图8a向图8c转变，同时，偏心套1的位置则是从

等于180°向

等于0°转变，此时，发动机压缩比由最小变到最大。

当不需要改变发动机压缩比时，所述的驱动套15、驱动套齿轮16、过渡齿轮8和8’、传动轴6、中间传动齿轮13和13’、偏心套齿轮9和9’以及偏心套1等均固定在曲轴上不动，就像普通发动机的运行一样。

为了使发动机不需要改变压缩比时，偏心套1不致受发动机爆发力影响而发生旋转导致发动机压缩比的改变，就必须确保机构在此时的自锁。请参阅图5，来自于活塞31顶部的发动机爆发压力F被传递到所述的偏心套1之上，活塞31通过连杆30将该力F垂直作用在所述的偏心套1的接触部位D，进而产生一个绕连杆轴颈2圆心O₁的顺时针方向的旋转扭矩T=F*e，图5所示位置是该旋转扭矩T最大值时的偏心距e位置。设偏心套1与连杆轴颈2之间的结合面27上的静摩擦系数为f₁，则C处产生一个逆时针方向的旋转摩擦扭矩T₁=Ff₁*r₁，同时在偏心套1与连杆大头轴瓦12之间的结合面26的D处产生一个与旋转扭矩T方向相反的逆时针方向的扭矩T₂=Ff₂*r₂，如果通过驱动器在偏心套1上提供一个促使偏心套1产生旋转的驱动扭矩T₃，，于是偏心套1相对于连杆轴颈2固定不动的自锁条件为：

Fe≤Ff₁*r₁+Ff₂*r₂+T₃

当T₃=0时，简化后的第一自锁条件为：

e≤E=f₁*r₁+f₂*r₂，

其中，

e--偏心轴套总成内、外两圆柱表面的偏心距，

f₁--偏心轴套总成内圆柱表面与曲轴的连杆轴颈2外圆柱表面之间的静摩擦系数，

f₂--偏心轴套总成外圆柱表面与连杆大头轴瓦12内圆柱表面之间的动摩擦系数，

r₁--偏心轴套总成内圆柱面的半径，

r₂--偏心轴套总成外圆柱面的半径。

因此，本发明所述连杆轴颈偏心套可变压缩比装置的结构应当满足上述第一自锁条件。

设自锁安全系数S=E/e，

计算所得的自锁安全系数S小于1时，偏心套1与连杆轴颈2不能自锁，即，来自于活塞31顶部的爆发力F将促使两个零件之间发生相对滑动位移；当自锁安全系数S等于1时，具备自锁条件，即两个零件之间不会出现相对滑动位移；当自锁安全系数S大于1时，自锁能力增强，即自锁条件的安全系数较高，两个零件之间更不会出现相对滑动位移。

也就是说，只要e、f₁、r₁、f₂、r₂等参数选择恰当，即可满足该自锁条件，且该自锁条件仅与上述参数选择有关，而与发动机爆发压力F的大小无关！换言之，可变压缩比发动机在不需要改变压缩比而正常运转时，无论发动机爆发压力F的大小，只要不提供驱动扭矩T₃，偏心套1与连杆轴颈2之间也不会产生相对旋转的运动，就好像普通的发动机一样运动。

为了使自锁安全系数S足够大，观察公式e≤E=f₁*r₁+f₂*r₂，可知必须尽可能提高E值，而这里f₁没有太大的改变空间，f₂*r₂数量太小以致可以忽略不计，因此，为了提高E，只有提高r₁一种方法。r₁不仅代表偏心套1内圆柱面的半径，同时也代表连杆轴颈2半径。

本发明采用了盘形曲轴，将原发动机主轴颈的直径增加到足够大，因而有条件将连杆轴颈2的直径也同时增大，以此来提高E值，因而极大地提高了自锁安全系数S。

Claims (9)

1.一种连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，安装在发动机上，其特征在于，所述的可变压缩比装置包括有：

曲轴，为盘形曲轴，包括由前至后依次连接的曲轴前端轴颈、第一盘形主轴颈、多个连杆轴颈、多个第二盘形主轴颈和曲轴后端轴颈，该第一盘形主轴颈上开设有中心线与该曲轴中心线不重合的第一支承圆柱孔，该第二盘形主轴颈上开设有中心线与该曲轴中心线不重合的第二支承圆柱孔；

活塞连杆总成，包括有连杆大头轴瓦；

偏心轴套总成，可旋转地套置在所述曲轴的各连杆轴颈与所述连杆大头轴瓦之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内、外两圆柱表面具有偏心距；

传动轴及齿轮总成，包括有一对过渡齿轮、多对中间传动齿轮和多根传动轴，该多根传动轴分别可旋转地穿置于所述第一盘形主轴颈的第一支承圆柱孔和所述第二盘形主轴颈的第二支承圆柱孔中，该一对过渡齿轮固定于穿置在所述第一支承圆柱孔中的传动轴的两端，并且其中之一与相邻偏心轴套总成形成齿轮连接，该多对中间传动齿轮分别固定于穿置在各第二支承圆柱孔中的传动轴的两端，并且与相邻偏心轴套总成形成齿轮连接；

驱动器总成，设置于所述曲轴一端的曲轴前端轴颈上，与所述传动轴及齿轮总成的过渡齿轮连接并驱动该传动轴及齿轮总成旋转。

2.根据权利要求1所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的可变压缩比装置的结构满足下列第一自锁条件：

e≤f₁*r₁+f₂*r₂，

其中，

e--偏心轴套总成内、外两圆柱表面的偏心距，

f₁--偏心轴套总成内圆柱表面与曲轴的连杆轴颈外圆柱表面之间的静摩擦系数，

f₂--偏心轴套总成外圆柱表面与连杆大头轴瓦内圆柱表面之间的动摩擦系数，

r₁--偏心轴套总成内圆柱面的半径，

r₂--偏心轴套总成外圆柱面的半径。

3.根据权利要求1或2所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的偏心轴套总成包括偏心套和一对偏心套齿轮，该偏心套的外圆柱表面与所述连杆大头轴瓦的内圆柱表面相接触，其内圆柱表面与所述曲轴的连杆轴颈的外圆柱表面相接触，该一对偏心套齿轮固定于所述偏心套的两端，该偏心套齿轮的节圆圆心与所述偏心套的内圆柱表面的圆心重合，该偏心套齿轮分别与相邻的中间传动齿轮或过渡齿轮相啮合。

4.根据权利要求3所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的驱动器总成包括有驱动套、驱动套齿轮、外壳、内轮和外轮，所述驱动套可旋转地套置于所述曲轴前端轴颈上，所述驱动套齿轮同轴心地固定连接于该驱动套的后端且与所述传动轴及齿轮总成的一过渡齿轮啮合，所述内轮和外轮设置于封闭的外壳内，该内轮与所述曲轴前端轴颈同轴心地相固定连接，该外轮与所述驱动套的前端同轴心地相固定连接，所述外轮与内轮能够绕所述曲轴中心线作相对旋转运动且其之间形成有互不连通的第一压力腔和第二压力腔。

5.根据权利要求4所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的偏心套由两个偏心半套对合固接而成。

6.根据权利要求4所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的偏心套为整体结构，所述的曲轴为组合式结构，所述的曲轴前端轴颈、第一盘形主轴颈、多个连杆轴颈、多个第二盘形主轴颈和曲轴后端轴颈均为独立构件。

7.根据权利要求1所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的过渡齿轮、中间传动齿轮、偏心套齿轮和驱动套齿轮为全形齿轮或者扇形齿轮。

8.根据权利要求1所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的可变压缩比装置安装在发动机上，该发动机为一缸或多缸、直列、V型、W型、星型或对置发动机。

9.根据权利要求1所述的连杆轴颈偏心套可变压缩比装置，其特征在于，所述的驱动器总成的数量为一个。

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