CN104565197B - 直列两缸发动机曲轴平衡系统、方法以及发动机和汽车 - Google Patents

Abstract

本发明涉及直列两缸发动机曲轴平衡系统、方法以及直列两缸发动机和汽车。该直列两缸发动机曲轴平衡系统包括曲轴、与曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、设于曲轴后端的飞轮，所述曲轴、平衡轴、皮带轮和飞轮被设置成：a.通过由曲轴、皮带轮和飞轮所共同提供的不平衡力F_c来平衡掉直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及活塞连杆总成的全部离心惯性力；b.通过由平衡轴所产生的不平衡力F_b来平衡掉活塞连杆总成的往复惯性力的50%。采用本发明可有效实现曲轴系统平衡，并且不会增加曲轴箱的体积，不会扩大发动机的整机占用空间，并能优化发动机的振动，提高发动机的耐久性。

Description

直列两缸发动机曲轴平衡系统、方法以及发动机和汽车

技术领域

本发明涉及发动机曲轴平衡技术，尤其涉及一种直列两缸发动机曲轴平衡系统、直列两缸发动机曲轴平衡方法、直列两缸发动机以及汽车。

背景技术

发动机是汽车的心脏，它为汽车行驶提供了必要的动力，因此其重要性是不言而喻的。然而，发动机的开发设计需要投入大量的人力、物力，并且研发周期长、费用高。在一个系列发动机的开发过程中，为了降低成本并且保证活塞及连杆的适用性，有必要通过针对曲轴旋转机构进行改进设计来实现适合于相同系列其它发动机的开发，以便满足轴系发动机运转的设计要求。此外，直列两缸发动机中的单平衡轴机构在工作过程中会产生倾倒力矩，这就对发动机的运转造成了不利影响，增大了发动机的振动，降低了它的耐久性。另外，由于直列两缸发动机曲轴箱的内部空间有限，因此如何将现有的曲轴、皮带轮、飞轮、平衡轴等零部件进行优化布置来实现整体平衡是存在相当大难度的。

发明内容

有鉴于此，本发明的目的在于提供一种直列两缸发动机曲轴平衡系统、直列两缸发动机曲轴平衡方法、直列两缸发动机以及汽车，从而能够有效解决现有技术中存在的上述及其他方面的问题。

为实现上述发明目的，本发明采用的技术方案如下：

一种直列两缸发动机曲轴平衡系统，其包括曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，所述曲轴、平衡轴、皮带轮和飞轮被设置成：

a. 通过由所述曲轴、皮带轮和飞轮所共同提供的不平衡力F_c来平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力；并且

b. 通过由所述平衡轴所产生的不平衡力F_b来平衡掉所述活塞连杆总成的往复惯性力的50%。

在上述的直列两缸发动机曲轴平衡系统中，可选地，所述活塞连杆总成中的活塞采用偏心式布置方式，即所述活塞的轴线与坐标系中X轴的交点不与坐标原点O重合，所述坐标系由X轴、Y轴和坐标原点O构成，其中坐标原点O为曲轴旋转中心与直列两缸发动机中第二气缸的缸体中心线的交点，X轴方向为从坐标原点O沿着曲轴的旋转中心线指向曲轴的小头端，Y轴方向为从坐标原点O沿着第二气缸的缸体中心线指向活塞，并且所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴被设置成满足以下关系式：

Max(F_c+F_b)= 2m_jrω²+2m_rrω²

其中：Max(F_c+F_b)表示由所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴所共同提供的最大不平衡力；

m_j、m_r分别表示单缸活塞连杆总成的往复质量、单缸曲柄机构的离心质量，此时将单缸活塞连杆总成的质心设定在活塞销中心上，并且将单缸曲柄机构的质心设定在曲柄销中心；

r表示曲柄半径；以及

ω表示单缸曲柄机构的旋转角速度。

一种直列两缸发动机曲轴平衡系统，其包括曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，所述曲轴、平衡轴、皮带轮和飞轮被设置成：通过由所述曲轴、皮带轮和飞轮所共同提供的不平衡力F_c来平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力。

一种直列两缸发动机，所述直列两缸发动机上设置有如以上任一项所述的直列两缸发动机曲轴平衡系统。

一种汽车，所述汽车上设置有如以上所述的直列两缸发动机。

一种直列两缸发动机曲轴平衡方法，所述直列两缸发动机中设有曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，所述直列两缸发动机曲轴平衡方法包括：

通过布置所述曲轴、皮带轮和飞轮，使得由它们所共同提供的不平衡力F_c平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力；并且

通过布置所述平衡轴，使得由其所产生的不平衡力F_b平衡掉所述活塞连杆总成的往复惯性力的50%。

在上述的直列两缸发动机曲轴平衡方法中，可选地，将所述活塞连杆总成中的活塞布置成偏心式，即使得所述活塞的轴线与坐标系中X轴的交点不与坐标原点O重合，所述坐标系由X轴、Y轴和坐标原点O构成，其中坐标原点O为曲轴旋转中心与直列两缸发动机中第二气缸的缸体中心线的交点，X轴方向为从坐标原点O沿着曲轴的旋转中心线指向曲轴的小头端，Y轴方向为从坐标原点O沿着第二气缸的缸体中心线指向活塞，并且将所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴布置成满足以下关系式：

Max(F_c+F_b)= 2m_jrω²+2m_rrω²

其中：Max(F_c+F_b)表示由所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴所共同提供的最大不平衡力；

m_j、m_r分别表示单缸活塞连杆总成的往复质量、单缸曲柄机构的离心质量，此时将单缸活塞连杆总成的质心设定在活塞销中心上，并且将单缸曲柄机构的质心设定在曲柄销中心；

r表示曲柄半径；以及

ω表示单缸曲柄机构的旋转角速度。

一种直列两缸发动机曲轴平衡方法，所述直列两缸发动机中设有曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，所述直列两缸发动机曲轴平衡方法包括：通过布置所述曲轴、皮带轮和飞轮，使得由它们所共同提供的不平衡力F_c平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力。

本发明的有益效果在于：采用本发明可以在过重的活塞连杆总成下有效实现曲轴系统平衡，并且不会增加曲轴箱的体积，不会扩大发动机的整机占用空间。在本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统以及方法中，平衡掉活塞连杆总成的一半往复惯性力和活塞连杆总成的全部离心惯性力是由曲轴、皮带轮和飞轮三个部件来完成的，而平衡掉活塞连杆总成的另一半往复惯性力是由平衡轴来完成的。此外，通过针对活塞连杆总成中的活塞进行偏心设计，还可以有效减小单平衡轴机构所产生的倾倒力矩，从而能够减少发动机的振动，提高发动机的耐久性。

附图说明

以下将结合附图和实施例，对本发明的技术方案作进一步详细描述。

图1至图5是用于说明本发明设计原理的示意图。

图6是本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统一个实施例中皮带轮、飞轮、曲轴等的结构布置示意图。

图7对比显示出了在本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统实施例中采用非偏心式和偏心式曲柄连杆结构所分别产生的复合倾倒力矩曲线。

具体实施方式

需要说明的是，以下将以示例方式来具体说明本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统及方法、直列两缸发动机以及汽车的原理、特点以及优点，然而所有的描述仅是用来进行说明的，而不应将它们理解为对本发明形成任何的限制。此外，在本文所提及的各实施例中予以描述或隐含的任意单个技术特征，或者被显示或隐含在各附图中的任意单个技术特征，仍然可以在这些技术特征(或其等同物)之间继续进行任意组合或者删减，从而获得可能未在本文中直接提及的本发明的更多其他实施例。

总体而言，本发明首先提供了一种直列两缸发动机曲轴平衡系统，它包括曲轴、平衡轴、皮带轮和飞轮，其中平衡轴与曲轴平行设置并且与曲轴的转速相等但转向相反，皮带轮和飞轮分别设置在曲轴的前端轴上和曲轴后端，并且上述的曲轴、皮带轮和飞轮被设置成通过由它们一起共同提供的不平衡力平衡掉直列两缸发动机中活塞连杆总成的一半往复惯性力以及活塞连杆总成的全部离心惯性力。同时，使得平衡轴被设置成由其所产生的不平衡力平衡掉活塞连杆总成的另一半往复惯性力，由此实现了曲轴系统的整体平衡；或者，在整体上仅需要直列两缸发动机曲轴平衡系统平衡掉活塞连杆总成的一半往复惯性力时，可以完全通过对曲轴、皮带轮和飞轮进行设置来实现，而不必再对平衡轴进行上述设置。

下面将先通过图1至图5以示例方式来具体说明本发明的设计原理和思路，在这个示例中活塞连杆总成中的活塞采用了偏心式布置方式。首先，介绍在以下说明过程中将要使用到的坐标系XOY的设定情况。如图1等附图所示，该坐标系由坐标原点O、X轴和Y轴构成，其中坐标原点O为曲轴旋转中心与直列两缸发动机中第二气缸的缸体中心线的交点，X轴方向为从坐标原点O沿着曲轴的旋转中心线指向曲轴的小头端，Y轴方向为从坐标原点O沿着第二气缸的缸体中心线指向活塞。

请参考图1，以下详细说明直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力和离心惯性力的计算。

如图1至图5所示，活塞连杆总成的往复惯性力为：

F_j=2m_jrω²cosα+2m_jλrω² cos2α≈2m_jrω² cosα

其中，F_j表示单缸活塞连杆总成的往复惯性力；

m_j表示单缸活塞连杆总成的往复质量，该单缸活塞连杆总成是沿着气缸中心O′直线运动，并且将其质心设定在活塞销中心；

r表示曲柄半径；

λ表示曲柄连杆比，即曲柄半径r与连杆中心矩L的比值；

ω表示单缸曲柄机构的旋转角速度；

α表示为单缸曲柄机构的离心力F_r与Y轴之间夹角，在图2至图5中分别图示出了0°<α≤90°、90°<α≤180°、180°<α≤270°以及270°<α≤360°的情形。

另外，需要说明的是，由于在本文提到的直列两缸发动机仅有单平衡轴机构，因而无法平衡二阶往复惯性力，并且由于该二阶往复惯性力仅为一阶往复惯性力的1/3，因此在计算时可忽略而不必考虑二阶往复惯性力。

如图1至图5所示，活塞连杆总成的离心惯性力为：

F_r= 2m_rrω²

其中，F_r表示单缸曲柄机构的离心力；

m_r表示单缸曲柄机构的离心质量，该单缸曲柄机构的质心设定在曲柄销中心。

在给出的示例中，由曲轴、飞轮和皮带轮所组成的曲轴轴系的不平衡力在图面中用F_c进行表示，它是以坐标原点O为旋转中心；由平衡轴所提供的不平衡力在图面中用F_b进行表示，它的旋转中心为O″，F_b在X轴方向和Y轴方向上的分量分别表示为F_bx和F_by。此外，附图标记β、e和d分别用于表示活塞偏心角、活塞偏心距、平衡轴的旋转中心为O″与坐标原点O之间距离，F_jx表示F_j在X轴方向上的分量。

根据本发明的设计思路，需要平衡掉活塞连杆总成的全部离心惯性力和全部往复惯性力，以便实现曲轴轴系的整体平衡。因此，应当使得由上述曲轴轴系与平衡轴所产生的最大不平衡量Max(F_c+F_b)与(2m_jrω²+2m_rrω²)保持相等。

首先，可以考虑通过由曲轴、飞轮和皮带轮所组成的曲轴轴系来平衡掉活塞连杆总成的全部离心惯性力；其次，还通过该曲轴轴系的剩余不平衡量竖直分量A 来平衡掉活塞连杆总成的往复惯性力的50%。然后，在由平衡轴的不平衡量竖直分量B 来平衡掉活塞连杆总成的往复惯性力的另外50%。由此，就可以成功实现离心惯性力以及往复惯性力的整体平衡了。关于上述竖直分量A 和B 二者之和与活塞连杆总成的全部往复惯性力的关系，可以参见图1。

为了更好地理解本发明的设计原理，下面再通过图6中给出的示例来进行进一步说明。

举例而言，例如某直列两缸发动机开发过程中，由于受机体布置空间的影响，出现了曲轴本身无法完全平衡掉活塞连杆总成的全部离心惯性力和一半往复惯性力的情况，通过应用本发明所提供的直列两缸发动机曲轴平衡系统完全能实现其整体平衡。

具体来讲，如图6所示，设定皮带轮1的不平衡量为P1，飞轮2的不平衡量为P2，曲轴3本身的不平衡为量为P3，皮带轮1与曲轴3的中部之间距离为d1，飞轮2与曲轴3的中部之间距离为d2，那么当满足以下关系式时就可以实现作用力平衡和力矩平衡：

(P1+P2+P3)ω²=0.5*F_j +F_r

P1*d1-P2*d2=0

由此可见，通过设置本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统中的皮带轮、飞轮和曲轴，使得它们满足以上关系式就可以平衡掉活塞连杆总成的全部离心惯性力和一半往复惯性力了，从而实现曲轴系统的整体平衡。

在可选情形下，在本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统中也允许采用非偏心式曲柄连杆结构，但是采用偏心式曲柄连杆结构是更有利于减小单平衡轴机构所产生的倾倒力矩。例如，在图7中对比显示出了在本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统实施例中采用非偏心式曲柄连杆结构所产生的复合倾倒力矩曲线I，以及采用偏心式曲柄连杆结构所产生的复合倾倒力矩曲线II，通过对比这两条曲线可以发现后者的最大倾倒力矩和侧倾力矩副值相对于前者均降低了近20%，这表明采用偏心式曲柄连杆结构是有利于降低单平衡机构的倾倒力矩的影响。此外，尽管在图7的两条复合倾倒力矩曲线的计算中未考虑发动机气缸内气体压力和二阶往复惯性力所产生的倾倒力矩，然而需要说明的是，在本发明中采用偏心式曲柄连杆结构仍然能在气体压缩行程和膨胀行程中减小气体产生的倾倒力矩，这可以通过图2至图5中所显示出的由发动机气缸内气体所提供的不平衡力F_g以及它在X轴方向上的分量F_gx看出。

与以上所述内容相对应地，本发明还提供了直列两缸发动机曲轴平衡方法。在本发明方法中，它通过针对曲轴、皮带轮和飞轮进行布置，使得它们共同提供不平衡力来平衡掉直列两缸发动机中活塞连杆总成的一半往复惯性力以及活塞连杆总成的全部离心惯性力，并且通过针对平衡轴进行布置，使得由该平衡轴产生的不平衡力平衡掉活塞连杆总成的另一半往复惯性力，从而实现曲轴系统的整体平衡。或者，在本发明方法中，当在整体上仅需要平衡掉活塞连杆总成的一半往复惯性力时，它只通过针对曲轴、皮带轮和飞轮进行布置来加以实现，而不必再对平衡轴进行上述布置。关于本发明方法中针对曲轴、皮带轮和飞轮布置的更多内容，可以参阅前述各实施例中涉及直列两缸发动机曲轴平衡系统的相关描述，在此不做重复描述。

由于本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统及方法能有效实现曲轴系统平衡，并且不会增加曲轴箱的体积，也不会扩大发动机的整机占用空间，而且可以减小单平衡轴机构所产生的倾倒力矩、减少发动机的振动、提高发动机的耐久性，因此适于将本发明应用到直列两缸发动机上，并且将该直列两缸发动机装设到汽车上，以便充分发挥出本发明的技术优势，增强现有的直列两缸发动机和汽车的工作性能。

以上列举了实例来详细阐明本发明的直列两缸发动机曲轴平衡系统及方法、直列两缸发动机以及汽车，这些示例仅供说明本发明的原理及其实施方式之用，而非对本发明的限制，在不脱离本发明的精神和范围的情况下，本领域的普通技术人员还可以做出各种变形和改进。因此，所有等同的技术方案均应属于本发明的范畴并为本发明的各项权利要求所限定。

Claims (7)

1.一种直列两缸发动机曲轴平衡系统，其包括曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，其特征在于，所述曲轴、平衡轴、皮带轮和飞轮被设置成：

a. 通过由所述曲轴、皮带轮和飞轮所共同提供的不平衡力F_c来平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力；并且

b. 通过由所述平衡轴所产生的不平衡力F_b来平衡掉所述活塞连杆总成的往复惯性力的50%。

2.根据权利要求1所述的直列两缸发动机曲轴平衡系统，其特征在于，所述活塞连杆总成中的活塞采用偏心式布置方式，即所述活塞的轴线与坐标系中X轴的交点不与坐标原点O重合，所述坐标系由X轴、Y轴和坐标原点O构成，其中坐标原点O为曲轴旋转中心与直列两缸发动机中第二气缸的缸体中心线的交点，X轴方向为从坐标原点O沿着曲轴的旋转中心线指向曲轴的小头端，Y轴方向为从坐标原点O沿着第二气缸的缸体中心线指向活塞，并且所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴被设置成满足以下关系式：

Max(F_c+F_b)= 2m_jrω²+2m_rrω²

其中：Max(F_c+F_b)表示由所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴所共同提供的最大不平衡力；

m_j、m_r分别表示单缸活塞连杆总成的往复质量、单缸曲柄机构的离心质量，此时将单缸活塞连杆总成的质心设定在活塞销中心上，并且将单缸曲柄机构的质心设定在曲柄销中心；

r表示曲柄半径；以及

ω表示单缸曲柄机构的旋转角速度。

3.一种直列两缸发动机曲轴平衡系统，其包括曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，其特征在于，所述曲轴、平衡轴、皮带轮和飞轮被设置成：通过由所述曲轴、皮带轮和飞轮所共同提供的不平衡力F_c来平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力。

4.一种直列两缸发动机，其特征在于，所述直列两缸发动机上设置有如权利要求1、2或3所述的直列两缸发动机曲轴平衡系统。

5.一种汽车，其特征在于，所述汽车上设置有如权利要求4所述的直列两缸发动机。

6.一种直列两缸发动机曲轴平衡方法，所述直列两缸发动机中设有曲轴、与所述曲轴平行设置且与之转速相等但转向相反的平衡轴、设于曲轴的前端轴上的皮带轮、以及设于曲轴后端的飞轮，其特征在于，所述直列两缸发动机曲轴平衡方法包括：

通过布置所述曲轴、皮带轮和飞轮，使得由它们所共同提供的不平衡力F_c平衡掉所述直列两缸发动机中活塞连杆总成的往复惯性力的50%以及所述活塞连杆总成的全部离心惯性力；并且/或者

通过布置所述平衡轴，使得由其所产生的不平衡力F_b平衡掉所述活塞连杆总成的往复惯性力的50%。

7.根据权利要求6所述的直列两缸发动机曲轴平衡方法，其特征在于，将所述活塞连杆总成中的活塞布置成偏心式，即使得所述活塞的轴线与坐标系中X轴的交点不与坐标原点O重合，所述坐标系由X轴、Y轴和坐标原点O构成，其中坐标原点O为曲轴旋转中心与直列两缸发动机中第二气缸的缸体中心线的交点，X轴方向为从坐标原点O沿着曲轴的旋转中心线指向曲轴的小头端，Y轴方向为从坐标原点O沿着第二气缸的缸体中心线指向活塞，并且将所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴布置成满足以下关系式：

Max(F_c+F_b)= 2m_jrω²+2m_rrω²

其中：Max(F_c+F_b)表示由所述曲轴、皮带轮、飞轮和平衡轴所共同提供的最大不平衡力；

m_j、m_r分别表示单缸活塞连杆总成的往复质量、单缸曲柄机构的离心质量，此时将单缸活塞连杆总成的质心设定在活塞销中心上，并且将单缸曲柄机构的质心设定在曲柄销中心；

r表示曲柄半径；以及

ω表示单缸曲柄机构的旋转角速度。