CN103061863B

CN103061863B - 平衡对置活塞、对置汽缸发动机

Info

Publication number: CN103061863B
Application number: CN201210409885.1A
Authority: CN
Inventors: P·霍夫鲍尔
Original assignee: Ai Kemote Co
Current assignee: Ai Kemote Co
Priority date: 2011-10-20
Filing date: 2012-10-18
Publication date: 2017-03-01
Anticipated expiration: 2032-10-18
Also published as: CN103061863A; GB201218257D0; US8757123B2; US20130098328A1; GB2495827A

Abstract

本发明涉及平衡对置活塞、对置汽缸发动机，其中进气活塞和排气活塞对称布置，该发动机在活塞往复方向上具有小的惯性力不平衡。曲轴的重心从转动轴线偏移以至少部分克服该不平衡。曲轴的这种配重抵消了由于活塞造成的惯性平衡的一部分但在相对于活塞引入的不平衡正交的方向上引入惯性不平衡。通过在以与曲轴相同速度但沿相反方向旋转的滑轮上设置另外的配重，可基本消除该不平衡以产生基本完美平衡的发动机。

Description

平衡对置活塞、对置汽缸发动机

技术领域

本发明涉及平衡内燃发动机。

背景技术

对置活塞、对置汽缸(OPOC)发动机10，如整体通过引用结合在此的美国专利6170443中公开的，是不对称构造。图1中等轴测地显示了这种OPOC发动机1O。第一进气活塞12’是其中一个汽缸中的内部活塞，第二进气活塞12是另一汽缸中的外部活塞。第一进气活塞12和第一排气活塞14在第一汽缸内往复运动，第二进气活塞12’和第二排气活塞14’在第二汽缸内往复运动(汽缸没有显示以便于看到活塞)。排气活塞14和进气活塞12’经由多个推杆16(只有其中一个可见)联接到曲轴20的轴颈(不可见)。进气活塞12和排气活塞14’经由多个拉杆18联接到曲轴20的两个轴颈(不可见)，进气活塞12和排气活塞14’各自具有两个拉杆18。由于拉杆和推杆邻近彼此就座，左侧汽缸的中心轴线22’平行于右侧汽缸的中心轴线22但从中心轴线22偏离。

进气活塞的运动与排气活塞的运动移位，使得排气活塞先于进气活塞大约20度达到其各自的极限位置。这是通过使与活塞联接的偏心轴颈在曲轴20上不对称取向实现的。通过使轴颈在曲轴20上不对称取向，排气事件被不对称地定时。图2示出了在给定发动机速度，在往复运动方向X上产生的惯性力，其中由于外部活塞造成的力表示为虚线70，由于内部活塞造成的力表示为点划线72。针对全部四个活塞的剩余惯性力表示为实线74。如果活塞的定时没有偏移，则基本上不会有剩余的不平衡。但即使有了偏移，剩余的不平衡也是适度的，远小于传统的发动机，如稍后关于图5A讨论的。

尽管对于图1的发动机来说平衡几乎是完美的，但这种发动机构造仍具有一些缺点。在优化燃烧室形状的过程中，很有可能排气活塞和进气活塞具有不同的燃烧室形状。此外，图1中很清楚的是内部活塞和外部活塞在其联接到曲轴的方法上是不同的。因此，由于内部活塞和外部活塞必须是唯一的，进气活塞和排气活塞有可能是唯一的，图1中的发动机1O具有四个单独的活塞：进气内部活塞、进气外部活塞、排气内部活塞和排气外部活塞。为了限制用于发动机组件的各个零件的数量，希望活塞对称布置，例如排气活塞是内部活塞，进气活塞是外部活塞，或者相反。同样，由于进气活塞位于两个排气活塞之间，发动机10(图1)中进气和排气的管道有些复杂。另外，通过使内部进气活塞和内部排气活塞彼此相邻地联接到曲轴，轴颈是开口销式的，即，它们相对于彼此不共线，因此在它们之间需要小间隔，从而使发动机更宽并需要另外的加强措施。

发明内容

为了至少部分克服对置活塞发动机中的不平衡，公开一种发动机，其包括具有中心轴线的第一汽缸、具有与第一汽缸的中心轴线平行的中心轴线的第二汽缸、位于两个所述汽缸之间并具有至少5个轴颈和4个连接板的一体式曲轴：具有与所述曲轴的转动轴线共线的中心轴线的前部主轴颈；具有与所述曲轴的转动轴线共线的中心轴线的后部主轴颈；中间偏心轴颈；位于前部主轴颈和所述中间偏心轴颈之间的前部偏心轴颈；位于后部主轴颈和中间偏心轴颈之间的后部偏心轴颈；位于前部主轴颈和前部偏心轴颈之间的前部外连接板；位于前部偏心轴颈和中间偏心轴颈之间的前部内连接板；位于中间偏心轴颈和后部偏心轴颈之间的后部内连接板；位于后部偏心轴颈和后部主轴颈之间的后部外连接板。前部偏心轴颈和后部偏心轴颈的中心轴线与所述转动轴线偏离一外部曲柄行程。中间轴颈的中心轴线与所述转动轴线偏离一内部曲柄行程。前部偏心轴颈和后部偏心轴颈基本同相。中间偏心轴颈相对于所述前部偏心轴颈不对称定相。第一活塞设置在第一汽缸中并经第一推杆联接到所述中间偏心轴颈。第二活塞设置在所述第二汽缸中并经第二推杆联接到所述中间偏心轴颈。第三活塞设置在所述第一汽缸中并经第一拉杆联接到所述前部偏心轴颈以及经第二拉杆联接到后部偏心轴颈。第四活塞设置在第二汽缸中并经第三拉杆联接到所述前部偏心轴颈以及经第四拉杆联接到所述后部偏心轴颈。活塞、推杆和拉杆的往复运动产生不平衡惯性。前部内连接板包括第一配重。后部内连接板包括第二配重。第一配重和第二配重引起重心从曲轴的转动轴线偏移，以至少部分地抵消所述不平衡惯性力。第一配重和第二配重被定位成在所有曲轴位置在所述配重和所述第一活塞和第二活塞之间提供间隙。

在一些实施方式中，第一配重和第二配重抵消所述不平衡惯性力的大约一半。在其他实施方式中，前部外连接板包括第三配重，后部外连接板包括第四配重。曲轴的重心由于所述第一配重、第二配重、第三配重和第四配重从所述中心轴线偏移，重心的偏移能够克服所述惯性力的大约一半。

每个第一汽缸和第二汽缸具有多个进气端口和多个排气端口。第一活塞和第二活塞是被设置成在所述曲轴旋转时往复运动从而覆盖和暴露排气端口的排气活塞。第三活塞和第四活塞是被设置成在所述曲轴旋转时往复运动从而覆盖和暴露进气端口的进气活塞。第一活塞和第二活塞比所述第三活塞和第四活塞重量轻。外部曲柄行程比所述内部曲柄行程短，从而(所述第一活塞的质量加上所述推杆的平移质量分量)乘以所述外部曲柄行程基本等于(所述第三活塞质量加上所述第一拉杆和第二拉杆的平移质量分量)乘以所述内部曲柄行程。

在一些实施方式中，第一汽缸和第二汽缸的中心轴线基本共线，并且所述曲轴的重心基本位于与所述曲轴的转动轴线垂直并包括所述两个汽缸的中心轴线的平面上。这种实施方式具有推杆对和拉杆对，每对联接到单个轴颈。替代地，推杆对或拉杆对彼此邻近地联接到曲轴。在这种实施方式中，第一汽缸和第二汽缸的中心轴线彼此偏移。

内部偏心轴颈与曲轴的转动轴线偏心一内部曲柄行程，外部偏心轴颈与曲轴的转动轴线偏心一外部曲柄行程。内部往复质量是第一活塞的质量加上属于第一推杆的平移质量分量，外部往复质量是第三活塞质量加上属于第一拉杆的平移质量分量加上属于第二拉杆的平移质量分量。内部往复质量乘以内部曲柄行程略等于外部往复质量乘以外部曲柄行程。发动机转动过程中的第一级别不平衡惯性力是由于活塞的不对称定相造成的，而这又由于内部轴颈和外部轴颈之间的不对称定相造成。确定曲轴重心由于配重引起的位移以便抵消第一级别不平衡惯性力的大约一半。

在一些实施方式中，发动机具有联接到发动机的至少一个附件，附件的轴平行于所述曲轴，并且所述附件的轴相对于所述曲轴以与所述曲轴相同的转速在相反方向上旋转。附件具有联接到附件的至少一个配重。附件上的配重相对于附件的转动轴线具有质量和位置，以便抵消由于活塞造成的所述不平衡惯性力的一部分。

在一些替代中，发动机具有：联接到曲轴的曲轴滑轮；以与曲轴滑轮相同的速度相反地旋转的附件滑轮，曲轴滑轮和附件滑轮通过挠性构件接合；联接到附件滑轮并与附件滑轮一起旋转的附件轴和附件；和联接到所述附件轴的配重。一螺旋形构件与曲轴和联接到附件的滑轮联接。螺旋形构件是带齿带和链中的一种。附件可以是油泵、水泵、交流发电机、燃料泵、空调压缩机和空气泵。

还公开一种具有曲轴的发动机系统，曲轴具有至少5个轴颈和4个连接板：具有与曲轴的转动轴线共线的中心轴线的前部主轴颈；具有与所述曲轴的转动轴线共线的中心轴线的后部主轴颈；中间偏心轴颈；位于前部主轴颈和中间偏心轴颈之间的前部偏心轴颈；位于后部主轴颈和中间偏心轴颈之间的后部偏心轴颈；位于前部主轴颈和前部偏心轴颈之间的前部外连接板；位于前部偏心轴颈和中间偏心轴颈之间的前部内连接板；位于中间偏心轴颈和后部偏心轴颈之间的后部内连接板；位于后部偏心轴颈和后部主轴颈之间的后部外连接板。发动机具有第一汽缸和第二汽缸，第一汽缸具有在其中往复运动并经第一连接杆联接到曲轴的第一活塞，第二汽缸具有在其中往复运动并经第二连接杆联接到曲轴的第二活塞。发动机还包括在第一汽缸内往复运动并经第三连接杆和第四连接杆联接到曲轴的第三活塞以及在第二汽缸内往复运动并经第五连接杆和第六连接杆联接到曲轴的第四活塞。曲轴还包括施加到前部内连接板的第一配重和施加到后部内连接板的第二配重。

活塞的往复导致与曲轴的转动轴线垂直的不平衡惯性力。第一配重和第二配重引起曲轴的重心以抵消所述不平衡惯性力的至少一部分的方式位移。以曲轴速度相反地旋转并联接到发动机的主要附件具有与其联接的第三配重。第三配重引起主要附件的重心从主要附件的转动轴线位移。发动机还可具有联接到发动机的辅助附件，辅助附件以曲轴速度相反地旋转并具有与其相关的第四配重。第四配重引起辅助附件的重心从辅助附件的转动轴线位移。第一配重和第二配重抵消大约一半的不平衡力。但第一配重和第二配重导致与第一汽缸轴线和曲轴转动轴线都垂直的方向上的不平衡。第三配重和第四配重抵消由于活塞和连接杆的平移分量造成的不平衡力的大约一半以及抵消由第一配重和第二配重产生的不平衡。

发动机系统还可包括联接到曲轴的曲轴滑轮、围绕曲轴滑轮的一部分缠绕的螺旋形构件、具有与曲轴的转动轴线平行的转动轴线的第一旋转附件和与螺旋形构件接合的第一附件滑轮；具有与曲轴的转动轴线平行的转动轴线的第二旋转附件和与螺旋形构件接合的第二附件滑轮；联接到第一旋转附件的第三配重；和联接到第二旋转附件的第四配重。

发动机系统包括：容纳第一汽缸和第二汽缸的缸体，第一活塞和第二活塞在第一汽缸和第二汽缸内往复；与曲轴相关的驱动齿轮；与驱动齿轮接合的从动齿轮，从动齿轮具有与驱动齿轮相同数量的齿；联接到从动齿轮并与从动齿轮一起旋转的附件轴和附件；联接到附件轴的第三配重。与附件相关的附件轴在第一端通过缸体的第一侧中的第一轴承支承，在第二端通过缸体的第二侧内的第二轴承支承。第三配重位于两个轴承之间。

在一些实施方式中，第一汽缸和第二汽缸的中心轴线彼此偏移。第一连接杆和第二连接杆是彼此相邻地联接到曲轴的推杆。第三连接杆和第四连接杆是彼此相邻地联接到曲轴的拉杆。第五连接杆和第六连接杆是彼此相邻地联接到曲轴的拉杆。中间偏心轴颈具有两个轴颈部分：一个联接到第一连接杆，一个联接到第二连接杆。前部偏心轴颈包括两个轴颈部分：一个联接到第三连接杆，一个联接到第四连接杆。后部偏心轴颈包括两个轴颈部分：一个联接到第五连接杆，一个联接到第六连接杆。

在一些实施方式中，曲轴滑轮联接到曲轴。附件滑轮以与曲轴滑轮相同的速度相反旋转，且附件滑轮借助于挠性构件由曲轴附件滑轮驱动。附件轴和附件联接到附件滑轮并与附件滑轮一起旋转。第二配重还联接到附件轴。

还公开一种平衡OPOC发动机的方法，包括：确定设置在发动机汽缸中的活塞的质量和与活塞相关的连接杆的平移分量；确定预定发动机速度处沿着汽缸轴线的不平衡活塞惯性力F；以及指定与曲轴相关的配重力F_CS，从而抵消一部分所述不平衡活塞惯性力。在一种实施方式中，曲轴配重克服的所述部分大约为一半。发动机系统还可具有与发动机相关的旋转附件。所述方法还包括确定可以在发动机附件上设置第一配重和第二配重的偏移量(x_1，x_2，y_1，y_2，z_1，和z_2)，该偏移量可以是防止配重和其他发动机部件之间碰撞的那些偏移量。设置在附件上的第一配重和第二配重的力F_1和F_2至少部分基于曲轴上的力平衡。一旦知道了F_1和F_2，就可以经已经限定的偏移量推出质量。

附图说明

图1是其中进气活塞和排气活塞不对称布置的OPOC发动机的等轴测图；

图2是由于图1的OPOC发动机中的活塞的往复运动造成的惯性力的图表；

图3是其中进气活塞和排气活塞对称布置的OPOC发动机的等轴测图；

图4是在没有平衡措施下由图3的OPOC发动机中的活塞的往复运动造成的惯性力的图表；

图5A是表示在相同发动机速度下没有平衡措施的图3的OPOC发动机与传统的直列4缸柴油发动机相比在X方向上的惯性力的图表；

图5B表示没有平衡措施时图3的OPOC发动机在Y方向上的不平衡力；

图6A是不平衡OPOC在X方向上的惯性力、在曲轴上添加配重的效果以及施加配重后造成的不平衡的图表；

图6B是在曲轴上具有配重时OPOC发动机在Y方向上的惯性力的图表；

图7A是不平衡OPOC在X方向上的惯性力、在曲轴和发动机附件上添加配重的效果以及施加配重时得到的惯性力的图表；

图7B是对应于图7A中表示的X方向惯性力的在Y方向上的惯性力的图表；

图8是代表根据本发明的一种实施方式的附件驱动器的等轴测图；

图9是代表表示本发明一种实施方式的OPOC发动机的一部分的等轴测图；

图10表示根据本发明一种实施方式的围绕轴线旋转的曲轴；

图11表示根据本发明一种实施方式的围绕轴线旋转的曲轴；

图12是曲轴的等轴测图；

图13以等轴测的方式显示围绕轴线旋转的一种替代实施方式的曲轴；以及

图14A-D是图3的OPOC发动机分别针对以下视图的自由体图(free bodydiagram)：在上止点后90度处发动机的俯视图；在上止点后90度处发动机的前视图；在下止点处发动机的侧视图以及在下止点处发动机的前视图。

具体实施方式

如本领域普通技术人员将理解的，参照任何一幅附图说明和描述的实施方式的各个特征可与一幅或多幅其他附图中说明的特征结合以产生没有明确说明或描述的替代实施方式。所说明特征的结合提供针对典型应用的代表性实施方式。但是，与本发明的教导一致的特征的各种结合和变型可以是特定应用或实施所希望的。本领域普通技术人员可认识到类似的应用或实施，不论是否明确描述或说明。

在图3中显示了一种OPOC发动机50，其中活塞对称布置，即，排气活塞52、52’在内，进气活塞54、54’在外。这种布置有利于短的排气管进入涡轮增压器。此外，进气活塞可以相同，排气活塞可以相同，右侧和左侧缸套可以相同，以减少发动机中独特零件的数量，并且减小工程人员的设计和验证工作。但是，图3所示的活塞构造的一个缺陷在于，与其中活塞不对称布置的图1的发动机10相比，平衡被略微打破(如图2所示，图1的OPOC发动机的不平衡很轻微)。但是，如下文更加详细地讨论的，即使是图3的发动机构造中产生的不平衡与传统的直列式发动机相比也是小的。不过，与图1中的具有不对称活塞布置的OPOC发动机10相比，图3的具有对称活塞布置的OPOC发动机的平衡降低了。

由于排气活塞和进气活塞的偏移定时，对于短持续时间的曲柄转动，在图1和3中的任何汽缸中，两个活塞在相同方向上运动。在发动机10中，当左侧汽缸中的活塞都运动到左侧时，右侧汽缸中的活塞都运动到右侧，或者相反。而图3中的发动机50则不是如此。对于短的持续时间，发动机50的左侧汽缸中的活塞52’、54’在相同方向上运动，右侧汽缸中的活塞52、54在与活塞52’、54’相同方向上运动，由此造成不平衡。

图4中显示了由发动机50中活塞的往复运动造成的X方向上的惯性力。由排气活塞52、52’(在图2的相同发动机速度处)的往复造成的惯性力表示为曲线100。进气活塞54、54’在相同发动机速度处的惯性力表示为虚线102。在区域80中，在大约-270度曲柄角处，进气(外部)活塞对和排气(内部)活塞对的惯性力沿相同方向(负方向)作用。在区域90中，在大约-90度曲柄角处，两对活塞的惯性再次沿相同方向(正)作用。来自所有活塞的合成惯性力在图4中表示为实线104。因此，尽管进气活塞54、54’造成的惯性力大大抵消了排气活塞52、52’造成的惯性力，但仍存在合成的不平衡惯性力(曲线104)。

虽然发动机50(图3)的合成惯性力104比几乎完美平衡的发动机10(图1)大，不过与传统发动机相比，惯性力104仍很小。图5A中以与图4中的曲线相同的比例绘制合成的惯性力104。虚线106是针对处于相同发动机速度的可比直列式四缸发动机的不平衡惯性力。与传统的直列四缸发动机相比，OPOC发动机50具有大约1/4的不平衡惯性力。OPOC发动机50中的不平衡是第一级别不平衡，即在曲轴速度处。I-4发动机中的惯性力不平衡是第二级别的，即不平衡在360曲柄度中具有两个周期。尽管对于具有对称布置活塞的OPOC发动机50来说，惯性力不平衡很小，但仍具有希望不平衡量最小的应用，例如航空应用，其中希望降低不平衡的措施。

对于不平衡的OPOC，在Y方向上没有对应的不平衡惯性力，如图5B中的108表示的，因此是直线。

现在参考图3，为了克服至少一部分所述不平衡，向曲轴60施加配重。在一种实施方式中，单独的配重附加到曲轴。替代地，曲轴60被设计成使得重心相对于转动轴线偏移。由于配重，曲轴60的重心基本上位于与曲轴的转动轴线(图3的Z)垂直的包括两个汽缸的中心轴线(图3的X)的平面56上。该平面经过中间轴颈。该配重可由放置在中间轴颈任一侧上的连接板上的两个较小的配重构成。在一种实施方式中，曲轴60在需要平衡重量的区域制造得尺寸略大。那么，在加工过程中，曲轴可以根据希望通过去除额外材料来平衡。配重不容易在曲轴60上注意到，因为它是锻造曲轴的一部分，是一体的曲轴。前面对曲轴和其他加工过程的讨论以示例提供，不意欲限制本发明。

具有偏移汽缸(例如图1所示)但具有对称布置活塞(例如图3所示)的OPOC发动机是替代的实施方式。在这种实施方式中，配重所处的平面不能沿着两个汽缸的中心轴线定位，因为没有一个轴线相对于两个汽缸位于中心。在这种情况下，配重所处的平面在与两个推杆(图1的16)相关的两个轴颈之间。

图6A中显示了与X方向上的不平衡惯性力反作用的配重。不平衡发动机的不平衡表示为曲线104。要克服大约一半不平衡的配重具有表示为虚线110的效果。得到的曲线112是曲线104和112的总和。虽然曲线112代表剩余不平衡中大约50％的改进，但在曲轴60上添加配重造成之前平衡的Y方向上不平衡，如图6B中的曲线114所示。(图4、5A、6A和7A中的范围是-a至a，图5B、6B和7B中的范围是-a/2至a/2，后者为了说明目的处于更精细的比例)。

为了克服由曲轴上的配重在Y方向上引入的惯性力，可以将配重添加到以与曲轴60相同速度但在相反方向旋转的附件上。附件上的这种配重不仅克服由曲轴上的配重引入的Y方向不平衡，而且附件配重还克服X方向上的剩余惯性不平衡，如图7A所示。曲线104是没有平衡措施时OPOC发动机的不平衡，曲线110显示曲轴的平衡重量的效果。曲线122和124显示附件上的配重的效果，每个配重克服图6A的剩余不平衡112的大约一半。将所述不平衡和曲轴以及附件上的配重的效果加起来将使得X方向上没有不平衡，如图7A中的曲线126所示的。

参考图7B，Y方向的不平衡被显示为曲线114。附件上的配重的效果造成不平衡130和132。Y方向上所有力的合力产生曲线134。结果是发动机在X和Y方向上都完全平衡。

在图8中，显示了用于内燃发动机的附件驱动的等轴测表示。曲轴150具有与联接到油泵或其他附件(未显示)的齿轮154接合的齿轮152。配重156联接到齿轮154。曲轴150还联接到作为前端附件驱动系统160的一部分的滑轮158。带166与多个滑轮162、163、164、165和167接合。滑轮162、163、164、165和167可联接到另外的附件，例如：空调压缩机、动力转向泵和水泵。一些滑轮可以是惰轮。此外，系统中可以包括至少一个带张紧器。配重170应用到滑轮164，配重168应用到滑轮168。滑轮164和168与滑轮158的直径相同，从而滑轮164和168以曲柄速度反转。齿轮154具有与齿轮152相同的齿数，从而齿轮154以曲轴速度反转。

曲轴150在图8中以箭头172所示逆时针旋转。齿轮154、滑轮162和滑轮164如箭头174、176和178所示顺时针旋转，由此促进与齿轮和/或滑轮相关的配重反作用于由曲轴的配重在Y方向形成的不平衡。

施加到曲轴60的配重克服活塞在X方向上的惯性力不平衡的大约一半，但在Y方向引入了惯性力不平衡。齿轮154上的配重156的尺寸被设置成克服由于活塞的往复而在X方向上造成的惯性力不平衡的大约1/4。并且，由于齿轮154以与曲轴60相反的方向旋转，它克服由曲轴60上的配重引入的Y方向不平衡的大约一半。滑轮162和164上的配重168和170的尺寸分别被设置成克服由于活塞往复造成的惯性力不平衡的大约1/8。同样，由于滑轮162和164以与曲轴60相反的方向旋转，它们共同克服由曲轴60上的配重引入的Y方向不平衡的大约一半。发动机通过所述的配重组得到平衡。

图9中显示了在两个附件上放置配重的一种替代，其中示出了发动机210的一部分。曲轴220被显示为顺时针旋转。滑轮254借助带或链(未显示)由曲轴220驱动。滑轮254联接到油泵230和具有配重234的轴232。替代地，轴232具有沿着轴232的长度分布的多个配重。轴232在端部附近通过轴承236支承。配重234位于轴承236之间。滑轮254以曲轴220速度旋转，从而配重234能够平衡由于活塞而在X方向上存在的一部分不平衡。同样，配重234能够平衡由于曲轴配重而在Y方向上存在的不平衡的一部分或者全部。

图10中显示了根据本发明一种实施方式围绕轴线302旋转的曲轴300。曲轴300具有前部主要轴承304和后部主要轴承306。曲轴300具有三个偏心轴颈：中间轴颈308、前部轴颈310和后部轴颈312。轴承之间是连接板：前部外连接板320、后部外连接板322、前部内连接板324和后部内连接板326。连接板320加工到可用来驱动例如油泵的附件的齿轮中。配重330和332可分别包括在连接板324和326中。曲轴300在图10中是一体式结构。替代地，配重330和332可以附加到曲轴300。曲轴300是其中汽缸共线、例如图3中的发动机中的曲轴。曲轴300的前端340可用来安装滑轮或其他旋转构件。

如上面描述的，本发明还适用于其中连接杆彼此邻近地联接到曲轴的发动机，例如图1中的发动机，除了活塞对称布置外。图11中显示了围绕轴线352旋转的这种曲轴350，其具有：前部主轴颈354和后部主轴颈356。代替单个轴颈，曲轴具有两个中间偏心轴颈358和359。类似地，具有两个前部偏心轴颈360和362以及两个后部偏心轴颈364和366。中间偏心轴颈358联接到其中一个推杆，另一中间偏心轴颈359联接到另一推杆。配重380和382分别联接到连接板374和376。在图11所示的实施方式中，配重391和392分别包括在前部外连接板370和后部外连接板372上。曲轴350的总配重由配重380、382、391和392的总和构成。在一种替代中，图10的曲轴300具有设置在四个连接板上的四个配重，例如图11所示。在另一替代中，图11的曲轴具有只设置在内连接板374和376而不设置在外连接板370和372上的配重，类似于图10的配重构造。

曲轴300的等轴测图在图12中显示，其中可更加容易地看到配重330和332。而且，还可以看到端部340中的孔。

图13中以等轴测的方式显示了围绕轴线452旋转的一种替代实施方式的曲轴450。曲轴450具有：前部主轴颈454和后部主轴颈456；前部偏心轴颈460和462；中间偏心轴颈458和459；以及后部偏心轴颈464和466。轴颈之间的连接板从前到后为：前部外连接板470、前部内连接板474、后部内连接板476和后部外连接板472。曲轴450具有4个配重：分别与连接板470、474、476和472相关的491、480、482和492。曲轴450还包括与前端滑轮或者其他旋转元件联接的前端490。

图14A是发动机在其中一个汽缸的上止点之后90度处的俯视图，在该图中，由活塞和连杆造成的不平衡惯性力表示为负X方向上的F。F沿着X轴线作用，因此在X-Z平面上不产生转矩。曲轴上设置的配重施加在正X方向上但与负Y方向的起源偏移的F_CS，这将造成围绕Y轴线的转矩。如上所述可以施加到附件的两个配重在正X方向作用。表示来自X轴线的力的大小和位移的箭头说明了一种可能构造。由于在X方向上作用但在Y方向上偏移的力产生的转矩显示为T_y。在图14B中，在与图14A相同的曲柄位置处示出一自由体图，如从发动机的前部考虑的。在该图中也显示了位于X轴线上的活塞和杆的不平衡F。由曲轴配重引入的不平衡与F相对并且也位于所示的X-Y平面中的X轴线上。附件上的配重都在负Y方向上偏移。得到的转矩是T_z90，90表示它是在上止点后90度处。在Y_Z平面中，不平衡力为0，因此没有在图14C中显示。显示了由于曲轴造成的力F_CS和由于附件配重造成的力F_1和F_2以及相对于X轴的合成转矩T_x。图14D中显示了X-Y平面中的力和转矩。

通过在图14A-D中的自由体图上执行力平衡，可以构造下面的等式：

-F_CS+F_1+F_2＝0；

z_1*F1+z_2*F_2+z_CS*F_CS＝T_y；

-z1*F1-z_2*F_2+z_CS*F_CS＝T_x；

z_1*F_1+z_2*F_2＝T_z90；以及

-x_1*F_1-x_2*F_2+T_zBDC.

假定T_x＝T_y.

设置F_CS＝F/2，发现其他变量为：

F_1＝(F_CS/(z_1-z_2))*z_2；

F_2＝(F_CS/(z_1-z_2))*z_1；

T_y＝F_CS*z_CS；

T_x＝F_CS*z_CS；

T_z90＝(F_CS/(z_1-z_2))*(z_1*y_2-z_2*y_1)；以及

T_zBDC＝(F_CS/(z_1-z_2))*(x_1*z_2-x_2*z_1)。

通过为配重选择偏移量数值，可以确定配重的质量，使得OPOC发动机可以针对一些情况完全平衡以及针对其他情况几乎完全平衡。

图14C和14D是从一个汽缸中的下止点获得的。(注意在两个汽缸中，下止点并不出现在完全相同的曲柄角。因此，图14A和14B的上止点后90度以及图14C和14D中的下止点都指的是其中一个汽缸中的曲柄位置)。

在一种特定情况中，y_CS＝0；x_1＝-x_2；y_1＝-y_2；z_1＝-z_2；且F_CS＝F/2。在该情况下，P_1＝P_2＝F/4。剩余的转矩都为0。在第一样本情况中：y_CS＝0；x_1＝x_2＝0；z_2＝-1.9*z_1；y_1＝-1.4*z_1；y_2＝(z_2/z_1)*y_1；且F_CS＝F/2。在该情况下，结果大约是P_1＝F/3且P_2＝F/6，剩余转矩都为0。在又一种样本情况下，除了x_1＝x_2＝0.839*y_1外，数值与第一样本情况的相同。针对P_1和P_2的结果基本相同：P_1＝F/3且P_2＝F/6，但具有剩余转矩，即由于汽缸中的燃烧来自气体力的峰值转矩的方向作用的T_zBDC。

虽然已经就特定实施方式详细描述了最佳模式，但本领域技术人员将会认识到在权利要求范围内的各种替代设计和实施方式。尽管多个实施方式已经被描述为就一个或多个希望特征而言提供好处或优于其他实施方式，但如本领域技术人员认识的，可以牺牲一个或多个特征以实现希望的系统属性，这取决于具体的应用和实施。这些属性包括但不限于：成本、强度、耐久性、寿命周期成本、市场性、外观、封装、尺寸、可维护性、重量、可制造性、组装容易性等。本文描述的就一个或多个特征而言特征不像其他实施方式现有技术那么期望的实施方式并不排除在本发明范围外，而是可能针对特定应用是希望的。

Claims

1.一种内燃发动机，包括：

具有中心轴线的第一汽缸；

具有与第一汽缸的中心轴线平行的中心轴线的第二汽缸；

位于两个所述汽缸之间并具有至少5个轴颈和4个连接板的一体式曲轴：

前部主轴颈，其具有与所述曲轴的转动轴线共线的中心轴线；

后部主轴颈，其具有与所述曲轴的转动轴线共线的中心轴线；

中间偏心轴颈；

位于所述前部主轴颈和所述中间偏心轴颈之间的前部偏心轴颈；

位于所述后部主轴颈和所述中间偏心轴颈之间的后部偏心轴颈；

位于所述前部主轴颈和所述前部偏心轴颈之间的前部外连接板；

位于所述前部偏心轴颈和所述中间偏心轴颈之间的前部内连接板；

位于所述中间偏心轴颈和所述后部偏心轴颈之间的后部内连接板；

位于所述后部偏心轴颈和所述后部主轴颈之间的后部外连接板；其中：

所述前部偏心轴颈和后部偏心轴颈的中心轴线与所述转动轴线偏离一外部曲柄行程；

所述中间偏心轴颈的中心轴线与所述转动轴线偏离一内部曲柄行程；

所述前部偏心轴颈和后部偏心轴颈基本同相；并且

所述中间偏心轴颈相对于所述前部偏心轴颈和后部偏心轴颈不对称定相；所述发动机还包括：

设置在所述第一汽缸中并经第一推杆联接到所述中间偏心轴颈的第一活塞；

设置在所述第二汽缸中并经第二推杆联接到所述中间偏心轴颈的第二活塞；

设置在所述第一汽缸中并经第一拉杆联接到所述前部偏心轴颈以及经第二拉杆联接到后部偏心轴颈的第三活塞；

设置在所述第二汽缸中并经第三拉杆联接到所述前部偏心轴颈以及经第四拉杆联接到所述后部偏心轴颈的第四活塞，

其中：

各所述活塞、推杆和拉杆的往复运动产生不平衡惯性力；

所述前部内连接板包括第一配重；

所述后部内连接板包括第二配重；并且

所述第一配重和第二配重引起重心从曲轴的转动轴线偏移，以至少部分地抵消所述不平衡惯性力；

联接到所述曲轴的曲轴滑轮；

以与曲轴滑轮相同的速度相反地旋转的附件滑轮，曲轴滑轮和附件滑轮通过挠性构件接合；

联接到附件滑轮并与附件滑轮一起旋转的附件轴和附件；以及

联接到所述附件轴的配重。

2.如权利要求1所述的发动机，其中，所述第一配重和第二配重被定位成在所有曲轴位置在所述第一配重和所述第二配重与所述第一活塞和第二活塞之间提供间隙。

3.如权利要求1所述的发动机，其中，所述第一配重和第二配重抵消所述不平衡惯性力的大约一半。

4.如权利要求1所述的发动机，其中：

所述前部外连接板包括第三配重；

所述后部外连接板包括第四配重；

所述曲轴的重心由于所述第一配重、第二配重、第三配重和第四配重从所述中心轴线偏移；并且

所述重心的偏移能够克服所述惯性力的大约一半。

5.如权利要求1所述的发动机，其中：

每个第一汽缸和第二汽缸具有多个进气端口和多个排气端口；

所述第一活塞和第二活塞是被设置成在所述曲轴旋转时往复运动从而覆盖和暴露排气端口的排气活塞；

所述第三活塞和第四活塞是被设置成在所述曲轴旋转时往复运动从而覆盖和暴露进气端口的进气活塞；

所述第一活塞和第二活塞比所述第三活塞和第四活塞重量轻；

所述外部曲柄行程比所述内部曲柄行程短，从而：

所述第一活塞的质量加上所述推杆的平移质量分量再乘以所述外部曲柄行程基本等于所述第三活塞质量加上所述第一拉杆和第二拉杆的平移质量分量再乘以所述内部曲柄行程。

6.如权利要求1所述的发动机，其中，所述第一汽缸和第二汽缸的中心轴线基本共线，并且所述曲轴的重心基本位于与所述曲轴的转动轴线垂直并包括所述两个汽缸的中心轴线的平面上。

7.如权利要求1所述的发动机，还包括：

联接到所述发动机的至少一个附件，所述附件的轴平行于所述曲轴，并且所述附件的轴相对于所述曲轴以与所述曲轴相同的转速在相反方向上旋转；和

联接到所述至少一个附件的至少一个配重，其中所述至少一个附件上的所述至少一个配重相对于各自附件的转动轴线具有质量和位置，以便抵消由于各所述活塞造成的所述不平衡惯性力的一部分。

8.如权利要求1所述的发动机，还包括：与曲轴以及联接到所述至少一个附件的滑轮联接的螺旋形构件，其中所述螺旋形构件是带齿带和链中的一种。

9.如权利要求1所述的发动机，其中，所述至少一个附件包括油泵、水泵、交流发电机、燃料泵、空调压缩机和空气泵中的至少一种。