CN106285933A - 单轴双膨胀内燃机 - Google Patents

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H-Y·I·杜
J·周
R·P·达雷特
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Abstract

一种单轴双膨胀内燃机，包括发动机组、汽缸盖和曲轴。第一和第二动力活塞可在第一和第二动力汽缸中移动，并且连接至所述曲轴的第一和第二曲柄销。膨胀器活塞可在膨胀器汽缸中移动，并且经由多连杆组件连接至所述曲轴的第三曲柄销。第一平衡轴被布置在所述发动机组中的第一纵向开口中，并且第二平衡轴被布置在所述发动机组中的第二纵向开口中。所述第一和第二平衡轴分别具有第一和第二配重部分，并且所述曲轴具有在所述曲轴中产生不平衡的第三配重部分。

Description

单轴双膨胀内燃机
技术领域
本教导内容一般包括一种内燃机组件。
背景技术
内燃机燃烧空气和燃料的混合物以产生用于工作的机械动力。内燃机的基本部件可以包括发动机组、汽缸盖、活塞、阀门、曲轴以及一个或多个凸轮轴。汽缸盖、汽缸和活塞的顶部通常形成了可变容积燃烧室，燃料和空气被引入该可变容积燃烧室且燃烧作为该设备的热力循环的部分而出现。在所有的内燃机中，有用功是由直接作用于可移动的发动机部件上的燃烧的热气体产物产生，可移动的发动机部件例如活塞的顶部或冠部。一般地，活塞的往复运动经由连杆被转换成曲轴的旋转运动。一种已知的内燃机在四冲程燃烧循环中运行，其中冲程被定义为活塞从上止点(TDC)位置到下止点(BDC)位置的完整移动或反之亦然，并且冲程包括进气冲程、压缩冲程、做功冲程和排气冲程。相应地，四冲程发动机在本文中被定义为一种对于汽缸充气的每个做功冲程，即对于将动力传送给曲轴的每个冲程而言，需要活塞的四个完整冲程的发动机。
内燃机的总体效率取决于其通过最小化导致能量损失到环境中的折衷来使全部过程的效率最大化的能力。在专用部件之间划分传统的4冲程循环允许通过中间压缩式热量吸取来试图接近汽缸充气的等温压缩，以使压缩过程更有效，中间压缩式热量吸取例如通过采用热交换器。同样，在汽缸充气的膨胀期间，通过朝绝热膨胀移动以及进一步将膨胀延伸从而将工作气体降至大气压，可利用更大量的能量。此外，最大化工作气体的比热比同时单独降低每个比热可使得在膨胀期间吸取更大能量同时减少与每个专用部件相关联的机械损失和流动损失。
已知的发动机系统可采用平衡轴以抵消并因而减少来自发动机运行的振动，包括由非对称汽缸构造引起的二阶振动。平衡轴可安装在发动机组中，且以采用旋转地联接到发动机的链条、齿轮或皮带的发动机转速的两倍的转动速度被驱动。平衡轴采用配重，该配重被定时以消除发动机中的二阶振动。
发明内容
描述了一种单轴双膨胀内燃机，该内燃机包括发动机组、汽缸盖、单曲轴、以及多连杆组件。第一和第二动力汽缸以及膨胀器汽缸形成于发动机组中。第一和第二动力活塞可分别在第一和第二动力汽缸中移动，且分别连接至曲轴的第一和第二曲柄销。膨胀器活塞可在膨胀器汽缸中移动且经由多连杆组件连接到曲轴的第三曲柄销。第一平衡轴被布置在发动机组中的第一纵向开口中，以及第二平衡轴被布置在发动机组中的第二纵向开口中。第一和第二平衡轴分别具有第一和第二配重部分，并且曲轴具有引起曲轴中不平衡的第三配重部分。
当结合附图对实施本教导内容的最佳方式进行了下列详细描述，本教导内容的上述特征和优点以及其他特征和优点是显而易见的。
附图说明
根据本发明，图1示意性地示出了包括第一和第二平衡轴的单轴双膨胀内燃机的一个实施例的端视图；
根据本发明，图2示意性地示出了参照图1进行描述的单轴双膨胀内燃机的实施例的一部分的顶视图；
根据本发明，图3图示了与包括第一和第二平衡轴的单轴双膨胀内燃机的实施例的所选元件相关联的力线图；
根据本发明，图4示意性地示出了单轴双膨胀内燃机的实施例的所选元件的端视图，所述单轴双膨胀内燃机包括双平衡轴、曲轴和控制轴，其中第一平衡轴与控制轴并列排置；
根据本发明，图5示意性地示出了单轴双膨胀内燃机的实施例的所选元件的端视图，所述单轴双膨胀内燃机包括双平衡轴、曲轴和控制轴，其中第一和第二平衡轴位于由发动机的外周边限定的外壳内；
根据本发明，图6示意性地示出了单轴双膨胀内燃机的实施例的所选元件的端视图，所述单轴双膨胀内燃机包括双平衡轴、曲轴和控制轴，其中第二平衡轴与第一平衡轴处于相同的垂直高度；
根据本发明，图7示意性地示出了包括单平衡轴的单轴双膨胀内燃机的实施例的端视图；以及
根据本发明，图8图示了与包括单平衡轴的单轴双膨胀内燃机的实施例的所选元件相关联的力线图。
具体实施方式
参照附图，其中在各个视图中，相同的附图标记用来标识相同或完全相同的部件，图1示意性示出了单轴双膨胀内燃机(发动机)10的一个实施例的端视图，并且图2示意性示出了根据本发明的发动机10的实施例的一部分的顶视图。发动机10分别包括第一平衡轴110和第二平衡轴120。在各附图中，相同的附图标记表示相同的元件。
发动机10包括发动机组12、用于曲轴20的曲轴主轴承座和汽缸盖60，发动机组12包括复合汽缸构造，该复合汽缸构造包括如本文所述的汽缸三联体30，汽缸盖60围住发动机组12的顶部部分。虽然仅示出了一个汽缸三联体30，但是发动机组12可包括多个汽缸三联体30。参照三维轴线进行了物理描述，三维轴线包括横向轴线15、纵向轴线17和垂直轴线19，其中纵向轴线17由曲轴20的中心线24限定，垂直轴线19由构成一个发动机三联体30的发动机汽缸32、34、36的平行的纵向轴线限定，以及横向轴线15被限定为与纵向轴线17和垂直轴线19正交。圆盘形飞轮可与曲轴20共轴，并且可旋转地联接至曲轴20。
每个复合汽缸构造包括一个汽缸三联体30，汽缸三联体30分别包括第一和第二动力汽缸32、34以及第三膨胀器汽缸36。第一动力汽缸32容纳有第一动力活塞42，第一动力活塞42可在第一动力汽缸32中滑动以连同曲轴20的旋转一起上下平移，并经由第一连杆43可旋转地联接至曲轴20的第一曲柄销26。第一动力汽缸32限定了第一动力汽缸中心线33。类似地，第二动力汽缸34容纳有第二动力活塞44，第二动力活塞44可在第二动力汽缸34中滑动以连同曲轴20的旋转一起上下平移，并经由第二连杆45可旋转地联接至曲轴20的第二曲柄销27。第二动力汽缸36限定了第二动力汽缸中心线35。第一和第二动力汽缸32、34，第一和第二动力活塞42、44及相关联的部件优选地尺寸相等，且第一和第二曲柄销26、27径向重合，即它们以相同的旋转角可旋转地联接至曲轴20。在一个实施例中，第一和第二动力汽缸中心线33、35限定了与曲轴中心线24相交的平面。可选地且如图所示，第一和第二动力汽缸中心线33、35限定了与曲轴中心线24偏离的平面。膨胀器汽缸36邻近第一和第二动力汽缸32、34，并且具有平行于第一和第二动力汽缸中心线33、35的中心线37。膨胀器活塞46被容纳在膨胀器汽缸36中，并且可在膨胀器汽缸36中滑动以连同曲轴20的旋转一起上下平移，并且联接至通过多连杆组件50可旋转地联接至曲轴20的第三连杆47。膨胀器汽缸36优选地在容积上远大于单个动力汽缸32、34，并且优选地在单个动力汽缸32、34中的一个的容积排量的1.5倍至4.0倍之间的范围内。基于上止点(TDC)位置和下止点(BDC)位置之间的活塞运动限定了膨胀器汽缸36的汽缸排量，该汽缸排量是特定于应用的，并且是如本文所述确定的。此外，膨胀器汽缸36的TDC位置和BDC位置是可变的。
多连杆组件50形成了多杆连接件，该多杆连接件将膨胀器活塞46偏离曲轴中心线24的线性往复运动转化为曲轴20的旋转运动，同时最小化膨胀器活塞46的侧负载。参考图2示出了曲轴中心线24与膨胀器汽缸36的中心线37之间的偏离25。多连杆组件50包括刚性主连杆臂52，该刚性主连杆臂52是包括第一枢轴销53、第二枢轴销54和第三枢轴销55的三销板。主连杆臂52的第一枢轴销53可旋转地联接到第三连杆47，该第三连杆47联接到膨胀器活塞46。主连杆臂52的第二枢轴销54可旋转地联接到曲轴20的第三曲柄销28。曲轴20的第三曲柄销28与多连杆组件50上的第二枢轴销54并列排置，并且从第一曲柄销26和第二曲柄销27绕曲轴中心线24旋转180度。在一个实施例中并且如图所示，第三曲柄销28具有呈附加到其上的配重21的形式的偏心质量。可选地，第一曲柄销26和第二曲柄销27可以具有附加的配重。主连杆臂52的第三枢轴销55可旋转地联接到摆臂56的第一端，并且摆臂56的第二端可旋转地联接到第四枢轴销57，该第四枢轴销57是旋转锚点，该旋转锚点联接到旋转臂58的远端，旋转臂58固定地附接到控制轴59以随控制轴59旋转。在一个实施例中并且如图所示，可变定相设备(相位器)90插入在旋转臂58与控制轴59之间，并且将旋转臂58可旋转地联接到控制轴59以实现旋转臂58的定相控制和在第四枢轴销57处实现旋转锚点。例如相位器90的定相设备的机械化和控制是已知的且没有加以详述。控制轴59是可旋转元件，该可旋转元件具有与曲轴中心线24平行并且在距曲轴中心线24的预定距离处可旋转地联接到曲轴20的轴向中心线，而且以相同的旋转速度旋转，相位器90被控制为控制旋转臂58相对于曲轴20旋转位置的旋转定相。在一个实施例中，控制轴59在与曲轴20相同的方向上旋转。可选地，控制轴59在与曲轴20相反的方向上旋转。
在一个实施例中，相位器90的定相权限介于0度(位置1)与旋转180度(位置2)之间。控制相位器90的定相的效果是控制旋转臂58相对于曲轴20旋转位置的旋转定相。膨胀器活塞46的往复运动与第一动力活塞42和第二动力活塞44的往复运动是180度异相的。因而，当膨胀器活塞46在TDC位置处时，第一动力活塞42和第二动力活塞44是在BDC位置处。多连杆组件50的元件的布置影响相应的第一膨胀器活塞46的冲程并且因此影响其容积排量和几何压缩比。
在曲轴20通过第一曲柄销26、第二曲柄销27和第三曲柄销28旋转期间，多连杆组件50将第一动力活塞42和第二动力活塞44的汽缸内平移与膨胀器活塞46的汽缸内平移机械地联接。刚性主连杆臂52的第一枢轴销53和第二枢轴销54限定了第一线性距离。第二枢轴销54和第三枢轴销55限定了第二线性距离。包括主连杆臂52的这种构造允许膨胀器活塞46的冲程不同于由曲轴20的第三曲柄销28限定的第三曲柄行程长度。
膨胀器活塞46在TDC位置与BDC位置之间的线性行程距离的大小是基于杠杆臂确定的，即，枢轴销之间的第一线性距离和第二线性距离、第三曲柄行程、旋转锚臂和第四枢轴销57的行程、以及旋转臂58相对于曲轴20的定相均影响膨胀器活塞46的冲程。这样，当相位器90被控制到位置1时，启用膨胀器活塞46，并且随着曲轴20的每次旋转，在第一上止点(TDC)位置与第一下止点(BDC)位置之间移动并且具有启用活塞冲程行程距离。当相位器90被控制到位置2时，停用膨胀器活塞46，并且随着曲轴20的每次旋转，在第二TDC位置与第二BDC位置之间移动并且具有停用活塞冲程行程距离。启用活塞冲程行程距离基本上大于停用活塞冲程行程距离。
汽缸盖60是包括铸造部分、机械加工部分以及组装部分的集成设备，用以控制和引导进气、燃料和燃烧气体流入和流出第一和第二动力汽缸32、34以及膨胀器汽缸36，以实现发动机运行来产生机械动力。汽缸盖60包括用于动力汽缸曲轴和膨胀器曲轴的结构支承座。汽缸盖60分别包括第一和第二动力汽缸进气流道70、74，第一和第二动力汽缸进气流道70、74分别流体地连接到第一和第二动力汽缸进气口71、75，其中发动机进气流分别由第一和第二动力汽缸进气阀62、64控制。如图所示，对于每个汽缸存在两个进气阀，但对于每个汽缸也可采用任何合适数量的，例如一个或三个进气阀。发动机进气源自周围空气源，可在进入第一和第二动力汽缸进气流道70、74之前经过例如涡轮增压器或超增压器的加压设备。汽缸盖60还包括第一和第二动力汽缸排气口72、76，其中发动机排气流分别由第一和第二动力汽缸排气阀63、65控制。如图所示，对于每个汽缸存在两个排气阀，但对于每个汽缸也可采用任何合适数量的，例如一个或三个排气阀。第一和第二动力汽缸进气阀62、64以及排气阀63、65是常闭的弹簧偏置提升阀，该提升阀在一个实施例中通过动力汽缸曲轴的旋转来启动，并且可选地包括任何其他合适的阀以及阀启动构造。汽缸盖60支承对于第一和第二动力汽缸32、34中的每一个发起燃烧所需的元件，例如在一个实施例中是火花塞和燃料喷射器。
第一动力汽缸排气口72经由第一膨胀器汽缸进气流道73流体地联接到第一膨胀器汽缸进气口79，其中该流动是由第一膨胀器汽缸进气阀66和第一动力汽缸排气阀63控制的。第二动力汽缸排气口76经由第二膨胀器汽缸进气流道77流体地联接到第二膨胀器汽缸进气口98，其中该流动由第二膨胀器汽缸进气阀67和第二动力汽缸排气阀65控制。汽缸盖60还包括一个或多个膨胀器汽缸排气口78和相应的膨胀器汽缸排气阀68，图中示出膨胀器汽缸排气口78中的两个，膨胀器汽缸排气阀68流体地连接到膨胀器汽缸排气流道96，膨胀器汽缸排气流道96通向排气系统，该排气系统可包括排气净化设备、涡轮增压器、排气声音调谐设备等等。第一膨胀器汽缸进气阀66、第二膨胀器汽缸进气阀67以及膨胀器汽缸排气阀68可以是常闭的弹簧偏置提升阀，该提升阀可在一个实施例中通过膨胀器曲轴的旋转来启动并且可选地包括任何其他合适的曲轴构造。动力汽缸曲轴和膨胀器曲轴的旋转优选地被转位并且连接至曲轴20的旋转。曲轴20的第一和第二曲柄销26、27通过第一和第二连杆43、45与第一和第二动力活塞42、44可旋转地联接。
本文描述的发动机10的运行包括如下方面。第一和第二动力汽缸32、34均运行在四冲程循环中，包括在720度的曲轴旋转期间重复地执行进气-压缩-膨胀-排气冲程。与第二动力汽缸34相关联的四冲程循环与同第一动力汽缸32相关联的循环按360度的曲轴旋转异相。这样，当第一动力汽缸32处于进气冲程时，第二动力汽缸34处于膨胀冲程，而当第二动力汽缸34处于进气冲程时，第一动力汽缸32处于膨胀冲程。膨胀器汽缸36运行在包括进气冲程和排气冲程的两冲程循环中，其中该进气冲程与第一和第二动力汽缸32、34的排气冲程交替地协作。这样，动力汽缸32、34中的每一个均以交替的方式将其排气排到膨胀器汽缸36中。
发动机组12分别包括第一和第二纵向圆柱形孔115、125以及分别容纳第一和第二平衡轴110、120的附随的承载表面。平衡轴110、120各自包括轴部分、第一部分以及各自的呈配重112、122形式的偏心质量，该第一部分与限定相应的第一和第二纵向孔115、125的纵向轴线的各自的中心线116、126同心。例如链轮驱动齿轮、轴承以及相关元件的其他元件可包括在该实施例中，但为了便于说明已进行了省略。第一平衡轴110和第二平衡轴120的旋转被连接到曲轴20的旋转，使得他们以相同的转速旋转，并且第一平衡轴110的旋转方向与第二平衡轴120的旋转方向相反。
发动机10经受由于往复的质量和连杆运动的惯性负载，以及通过活塞周期性地作用在旋转的曲轴20上的离散燃烧事件所产生的力不平衡性。这种力不平衡性可根据主横向摆动力、垂直摆动力以及滚转力矩进行描述。发动机配平优选地包括实现横向配平，即沿着Y轴线的配平。这可通过将配重21添加到曲轴20来实现。配重21的偏心质量可按如下确定：
micw*ricw＝Nlateral/ω2 [1]
其中，micw是配重21的质量，ricw是到曲轴20的中心线的径向距离，ω是曲轴20的转速，而Nlateral是主横向摆动力。配重21的包括还减小了由于大约90度的旋转相位差引起的垂直摆动力。
图3图示了包括第一和第二平衡轴的单轴双膨胀内燃机310的一个实施例的所选可旋转元件、以及相关力线图的元件的布置。内燃机310被示出在YZ平面中，其中Y轴线315对应于参考图1描述的发动机10的横向轴线15，Z轴线319对应于参考图1描述的发动机10的垂直轴线19，且X轴线(未示出)对应于参考图1描述的发动机10的纵向轴线17。如图所示的元件包括曲轴320、第一平衡轴330和第二平衡轴340。曲轴320具有与X轴线并列排置的旋转中心线321，并且包括具有偏心质量mp的曲轴配重322，偏心质量mp具有位于远离中心线321的曲轴半径rp 324处的质量中心。旋转中心线321针对本文描述的分析限定(0,0)的位点。符号θ表示旋转曲轴角，优选地是与汽缸1有关。向量326是由位点(0,0)与曲轴配重322之间的线段限定。向量326与曲轴角θ180度异相。
第一平衡轴330具有由位点(Y1,Z1)限定的旋转中心线331，其中Y1325是沿Y轴线315的横向距离，且Z1 327是沿Z轴线319的垂直距离。第一平衡轴330包括第一偏心质量mb1 332，该第一偏心质量mb1 332具有位于远离由位点(Y1,Z1)限定的旋转中心线331的第一半径rb1 333处的质量中心。向量336是由位点(Y1,Z1)与第一偏心质量mb1 332之间的线段限定，并且与曲轴角θ同相且与向量326 180度异相，并且在相同方向上旋转。
第二平衡轴340具有由位点(Y2,Z2)限定的旋转中心线341，其中Y2317是沿Y轴线315的横向距离，且Z2 327是沿Z轴线319的垂直距离。第二平衡轴340包括第二偏心质量mb2 42，该第二偏心质量mb2 342具有位于远离由位点(Y2,Z2)限定的旋转中心线341的第二半径rb2 343处的质量中心。向量346是由位点(Y2,Z2)与第二偏心质量mb2 342之间的线段限定，与曲轴角同相但在相反方向上旋转。
旋转元件的主配平包括确定作用到整个系统中的各种旋转元件上和通过整个系统中的各种旋转元件作用的各种力。假设已将主横向负载归零，由于系统往复质量的原因，这些力包括主不平衡垂直负载Fcosθ329；作用于曲轴上的不平衡力Np 326、作用于第一平衡轴330上呈向量336的形式的第一不平衡反作用力N1、作用于第二平衡轴340上呈向量346的形式的第二不平衡反作用力N2，以及表示主不平衡滚转力矩的力矩T 328。
作用在曲轴320上的不平衡力Np 326可以确定如下：
Np＝mp*rp*ω2 [2]
其中ω表示曲轴320的转速，mp表示曲轴配重322的偏心质量，且rp表示相对于其中心线321到曲轴配重322的偏心质量mp的中心的径向距离324。
作用于第一平衡轴330上呈向量336的形式的第一不平衡反作用力N1可以确定如下：
N1＝mb1*rb1*ω2 [3]
其中ω表示曲轴320的转速，mb1表示第一平衡轴配重332的偏心质量，且rb1表示相对于其中心线331到第一平衡轴配重332的质量中心的径向距离333。
作用于第二平衡轴340上呈向量346的形式的第二不平衡反作用力N2可以确定如下：
N2＝mb2*rb2*ω2 [4]
其中ω表示曲轴320的转速，mb2表示第二平衡轴配重342的偏心质量，且rb2表示相对于中心线341到第二平衡轴配重342的质量中心的径向距离343。
为了在垂直方向上，即沿Z轴线实现配平，Z方向和Y方向上的力的和必须被配平，即等于零。术语θ表示曲轴的旋转角。
ΣFz＝0 [5]
Fcosθ+Npcosθ＝N1cosθ+N2cosθ
ΣFY＝0
Npsinθ+N2sinθ+N1sinθ
对力平衡等式求解产生以下等式：
N2＝0.5F [6]
N1＝N2+Np＝0.5F+Np
为了实现主滚转力矩的配平，力矩的和被配平，即如下被设置为等于零。
ΣMX＝0
Tcos(θ+β)+N1sinθ*Z1＝N1cosθ*Y1+N2cosθ*Y2+N2sinθ*Z2 [7]
其中T表示由于系统往复质量而产生的主不平衡滚转力矩，即力矩T328，且β是力矩T 328与曲轴角θ之间的相位差。假设β为很小的值，等式7可以如下精简为等式8。
Tcosθ+N1sinθ*Z1＝N1cosθ*Y1+N2cosθ*Y2+N2sinθ*Z2 [8]
等式9可以用来如下确定Y1与Y2之间的位置关系，即平衡轴的水平位置。
T＝N1*Y1+N2*Y2 [9]
其中T表示主不平衡滚转力矩，即力矩T 328。
等式10可以用来如下确定Z1与Z2之间的位置关系，即平衡轴的垂直位置。
N1*Z1＝N2*Z2 [10]
可以通过如下代入来确定基于Y2对Y1的解：
N2＝0.5F [11]
N1＝0.5F+Np
其包括
Y1＝(T-0.5F*Y2)/(0.5F+Np) [12]
和
Z1＝Z2(0.5*F/(0.5*F+Np)) [13]
因而，存在三个自由度，包括曲轴配重322的偏心质量mp和与第一平衡轴330的旋转中心线331的位置有关的尺寸Y1和Z1，该三个自由度可以被重复地估计以识别优选的平衡轴设计和优选的平衡轴位置，来补偿系统旋转不平衡并且因而最小化滚转扭矩。因而可以确定满足系统需求的呈位点(Y2,Z2)和第二偏心质量mb2 342、位点(Y1,Z1)和第一偏心质量mb1 332、以及位点(0,0)和曲轴配重322的偏心质量mp形式的位置和质量。
图4示意地示出了包括类似于参考图1描述的发动机10的双平衡轴的单轴双膨胀内燃机(发动机)410的实施例的所选元件的端视图。发动机410的元件包括具有曲轴销480和配重482的曲轴420、第一平衡轴430、第二平衡轴440、控制轴425、第一和第二动力活塞442、444、膨胀器活塞446、多连杆组件484和飞轮412。如图所示，第一平衡轴430与控制轴425并列排置，且第二平衡轴440的位置是根据本文描述的等式1-13确定的，其中附加限制是，第二平衡轴440位于与第一平衡轴430相同的垂直高度处，即具有与第一平衡轴430相同的Z尺寸。
图5示意地示出了包括类似于参考图1描述的发动机10的双平衡轴的单轴双膨胀内燃机(发动机)510的实施例的所选元件的端视图。发动机510的元件包括具有曲轴销580和配重582的曲轴520、第一平衡轴530、第二平衡轴540、控制轴525、第一和第二动力活塞542、544、膨胀器活塞546、多连杆组件584和飞轮512。如图所示，第一平衡轴530的位置和第二平衡轴540的位置是根据本文描述的等式1-13确定的，其中附加限制是，第二平衡轴540和第一平衡轴530位于由发动机510的外周边限定的外壳内。如图所示，第一平衡轴530和第二平衡轴540被展开，即在不同的Z轴尺寸处展开。
图6示意地示出了包括类似于参考图1描述的发动机10的双平衡轴的单轴双膨胀内燃机(发动机)610的实施例的所选元件的端视图。发动机610的元件包括具有曲轴销680和配重682的曲轴620、距离曲轴中心线的横向距离621、第一平衡轴630、第二平衡轴640、控制轴625、第一和第二动力活塞642、644、膨胀器活塞646、多连杆组件684和飞轮612。在这个实施例中，第一平衡轴630邻近并且平行于第二平衡轴640，而且这两者是根据本文描述的等式1-13定位的，其中附加限制是，第二平衡轴640位于与第一平衡轴630相同的垂直高度处，即具有与第一平衡轴630相同的Z尺寸。第一平衡轴630邻近并且平行于第二平衡轴640的布置允许各自的配重径向重叠，因而允许紧凑设计。
图7示意地示出了类似于参考图1描述的发动机10的单轴双膨胀内燃机(发动机)710的实施例的所选元件的端视图。发动机710的元件包括具有曲轴销780和配重块782的曲轴720、单平衡轴730、控制轴725、第一和第二动力活塞742、744、膨胀器活塞746和飞轮712。在这个实施例中，平衡轴730是根据本文描述的等式14-20定位的。
图8图示了包括单平衡轴的单轴双膨胀内燃机810的一个实施例的可旋转元件的布置，以及相关力线图。内燃机810被示出在YZ平面中，其中Y轴线815对应于参考图1描述的发动机10的横向轴线15，Z轴线819对应于参考图1描述的发动机10的垂直轴线19，且X轴线(未示出)对应于参考图1描述的发动机10的纵向轴线17。如图所示的元件包括曲轴820和单平衡轴830。曲轴820在与单平衡轴830的旋转方向相反的方向上旋转，且曲轴820的旋转角与单平衡轴830的旋转角同相。
曲轴820具有与X轴线并列排置的旋转中心线821，并且包括具有位于远离中心线821的曲轴半径rcw 823处的质量中心的曲轴偏心质量mp822。旋转中心线821针对本文描述的分析限定(0,0)的位点。
单平衡轴830具有由位点(Y1,Z1)限定的旋转中心线831，其中Y1 835是沿Y轴线815的横向距离，且Z1 839是沿Z轴819的垂直距离。单平衡轴830包括具有偏心质量mb1的配重，该偏心质量mb1具有位于远离由位点(Y1,Z1)限定的旋转中心线831的单个半径rb1 833处的质量中心。由位点(Y1,Z1)与具有偏心质量mb1的单配重832之间的线段限定的向量836是同相的，但是在相反方向上旋转。
作用于发动机810上的主垂直力可以如下通过具有不平衡反作用力而归零：
Ncw＝N1＝F/2 [14]
其中Ncw表示作用于曲轴820上的配重822的不平衡力，N1表示作用于单平衡轴830上的配重832的不平衡力，且F表示主不平衡垂直负载Fcosθ829的幅度。
旋转元件的主配平包括确定作用到整个系统中的各种旋转元件上和通过整个系统中的各种旋转元件作用的各种力。假设已将主横向负载归零，由于系统往复质量的原因，这些力包括主垂直负载Fcosθ829；作用在曲轴820上的不平衡力Ncw 826、以向量836的形式作用在单平衡轴830上的单不平衡反作用力N1、以及力矩T 828，力矩T 828表示由于系统往复质量的原因产生的主滚转力矩。
作用在曲轴820上的不平衡力Ncw 826可确定如下：
Ncw＝mp*rp*ω2 [15]
其中ω表示曲轴820的转速，mp表示曲轴820的偏心质量，rp表示相对于其中心线821到曲轴820的偏心质量822的中心的径向距离823。
以向量836的形式作用在单平衡轴830上的单不平衡反作用力N1可确定如下：
N1＝mb1*rb1*ω2 [16]
其中ω表示曲轴820的转速，mb1表示单平衡轴配重832的偏心质量，rb1表示相对于其中心线831到单平衡轴配重832的质量中心的径向距离833。
作用在发动机810上的力矩可表示为如下：
ΣMx＝0 [17]
Tcos(θ+β)＝N1*cos(θ)*Y1+N1*sin(θ)*Z1
其中Mx表示作用在发动机810上的各力矩，T表示由于系统往复质量而产生的主不平衡滚转力矩，即力矩T 828，β是T与曲轴角θ之间的相位差。假设β表示很小的值，等式17可精简为等式18。
Tcosθ＝N1*cosθ*Y1+N1*sinθ*Z1 [18]
等式19用于确定Y1的位置，即平衡轴的水平位置，如下：
T＝N1*Y1 [19]
而等式20用于确定Z1的位置，即平衡轴的垂直位置，如下：
0＝N1*Z1 [20]
因而，Z1 839具有等于零的用于单平衡轴830的尺寸，并且Y1 835具有可以根据等式17确定的用于单平衡轴830的尺寸。
发动机设计可包括单平衡轴830的容纳处所，包括在Y1方向上延伸或加宽发动机组。该容纳处所可联接至包括用于将框架安装或联接至传动装置的延伸件的发动机组设计。该容纳处所可联接至包括用于涡轮增压器或超增压器的安装机构的发动机组设计。
本文中所述的活塞构造允许膨胀器汽缸及相关膨胀器活塞明显地偏离曲柄中心线，而不存在与活塞侧加载相关联的运行问题。这样可以相对于曲柄行程选择膨胀器活塞的冲程，但不限于该冲程等于曲柄行程。该构造可实现单轴双膨胀内燃机的实施例的更紧凑设计，包括由于膨胀器汽缸的进气流道的长度最小化使得气体输送损失更低，所以整体发动机长度更短、发动机高度更小、并且发动机性能更好。单平衡轴或两个平衡轴的结合，为本文所述的单轴双膨胀内燃机的实施例提供了第一阶摆动力与滚转力矩的配平，其中该内燃机包括偏置活塞和多连杆机构。这种机械装置允许第一阶摆动力的配平，并且为消除第一阶滚转力矩提供多种选择。因而，发动机布置可以更灵活。这种布置有利于减小及停用活塞冲程并允许膨胀器活塞明显地偏离曲轴的中心线。这在很多方面有利于单轴双膨胀内燃机的更紧凑的设计，该内燃机包括膨胀器活塞和复合排气口，这些方面包括整体发动机长度更短、输气口长度更短使得气体输送损失更低、改进了活塞复合构造中汽缸盖、阀与凸轮轴的设计选择、以及减小了活塞侧负载使得摩擦得以降低。
尽管已经详细描述了实施本教导内容的许多方面的最佳方式，但是熟悉本教导内容相关领域的技术人员将会明了用于实施落入所附权利要求书范围内的本教导内容的各种替代性方面。

Claims (10)

1.一种单轴双膨胀内燃机，包括：
发动机组、汽缸盖、曲轴和多连杆组件；
第一和第二动力汽缸以及膨胀器汽缸，形成在所述发动机组中并由所述汽缸盖封闭；
第一和第二动力活塞，可分别在所述第一和第二动力汽缸中移动，并分别连接至所述曲轴的第一和第二曲轴销；
膨胀器活塞，可在所述膨胀器汽缸中移动，并经由所述多连杆组件连接至所述曲轴的第三曲轴销；
第一平衡轴，布置在所述发动机组中的第一纵向开口中；
第二平衡轴，布置在所述发动机组中的第二纵向开口中；
所述第一和第二平衡轴分别具有第一和第二配重；并且
所述曲轴具有在所述曲轴中产生不平衡的第三配重。
2.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一和第二平衡轴被布置成以与所述曲轴相同的转速旋转。
3.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一和第二平衡轴被布置成沿着相反的方向旋转，包括所述第一平衡轴沿着与所述曲轴相同的方向旋转，而所述第二平衡轴沿着与所述曲轴的所述旋转相反的方向旋转。
4.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述曲轴中产生所述不平衡的所述第三配重具有大于与内部平衡曲轴相关联的大小的偏心质量。
5.根据权利要求1所述的发动机，其中在所述曲轴中产生所述不平衡的所述第三配重具有小于与内部平衡曲轴相关联的大小的偏心质量。
6.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一和第二平衡轴在所述发动机组中被布置在第一象限中。
7.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第一和第二平衡轴在所述发动机组中被布置在第四象限中。
8.根据权利要求1所述的发动机，还包括控制轴，所述控制轴连接至所述多连杆组件，并且具有与所述曲轴平行且可旋转地联接至所述曲轴的轴向中心线；
其中所述第一和第二平衡轴被布置在所述发动机组中，其中所述第一平衡轴与所述控制轴并列排置。
9.根据权利要求1所述的发动机，其中所述第三曲柄销的行程围绕所述曲轴的纵向轴线从所述第一和第二曲柄销的行程旋转180度。
10.根据权利要求1所述的发动机，其中所述多连杆组件包括刚性主臂，所述刚性主臂正交延伸至所述曲轴的横向轴线并且支承位于所述主臂的第一端上的第一枢转销、位于所述主臂的中心部分上的第二枢转销以及位于所述主臂的第二端上的第三枢转销；
所述第一枢转销经由连杆联接至所述膨胀器活塞；并且所述第二枢转销联接至所述曲轴的曲柄销。
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