CN1445446A - 具有可变压缩比的发动机 - Google Patents

Abstract

一种具有可变压缩比的发动机，它包括与活塞连接的连杆、可转动地连接在连杆上并通过曲柄销与曲轴连接的第一臂、一体地连接在第一臂上的第二臂、可转动地连接在第二臂上的控制杆以及用于支撑控制杆的另一个端部以便进行转动运动的可移动支撑轴。在该发动机中，确定出在支撑轴处于任意第一位置中时的排气量Vhpiv0和压缩比εpiv0以及在所述支撑轴处于偏离所述第一位置的第二位置时的排气量Vhpiv1和压缩比εpiv1，当εpiv1＜εpiv0时，满足关系式Vhpiv1＞Vhpiv0，并且当εpiv1＞εpiv0时，满足关系式Vhpiv1＜Vhpiv0。

Description

具有可变压缩比的发动机

技术领域

本发明涉及具有可变压缩比的发动机，它包括：连杆，它在一个端部通过活塞销与活塞连接；第一臂，它在一个端部处可转动地与所述连杆的另一个端部连接并且在另一个端部通过曲柄销与曲轴连接；第二臂，它在一个端部处一体连接在第一臂的另一个端部上；控制杆，它在一个端部处与所述第二臂的另一个端部连接；以及支撑轴，用于支撑控制杆的另一端部以便进行转动运动，所述支撑轴的位置可以在x-y平面内移动，该x-y平面由沿着汽缸轴线穿过曲轴的轴线延伸的x轴线和沿着与x轴线垂直的方向穿过曲轴的轴线延伸的y轴线构成。

背景技术

这种发动机通常可从例如日本专利特许公开No.9-228853等中得知，并且设计成可根据工作状态而改变压缩比。

为了在高温下提高发动机的效率，希望不仅压缩比改变，而且排气量也可变。但是，在传统已知的发动机中，该排气量保持恒定。

发明内容

因此，本发明的一个目的在于提供一种具有可变压缩比的发动机，其中不仅压缩比而且排气量也可以变化。

为了实现上述目的，根据本发明的第一方面和特征，提供一种具有可变压缩比的发动机，它包括：连杆，它在一个端部通过活塞销与活塞连接；第一臂，它在一个端部处可转动地与所述连杆的另一个端部连接并且在另一个端部通过曲柄销与曲轴连接；第二臂，它在一个端部处一体连接在第一臂的另一个端部上；控制杆，它在一个端部处与所述第二臂的另一个端部连接；以及支撑轴，用于支撑控制杆的另一端部以便进行转动运动，所述支撑轴的位置可以在x-y平面内移动，该x-y平面由沿着汽缸轴线穿过曲轴的轴线延伸的x轴线和沿着与x轴线垂直的方向穿过曲轴的轴线延伸的y轴线构成，其中当所述连杆的长度由L4表示，所述第一臂的长度由L2表示，所述第二臂的长度由L1表示，所述控制杆的长度由L3表示，由所述连杆与所述x轴形成的夹角由φ4表示，由所述第一和第二臂形成的夹角由α表示，由所述第二臂与所述y轴线形成的夹角由φ1表示，由所述控制杆与所述y轴线形成的夹角由φ3表示，由连接所述曲轴的轴线和所述曲柄销的直线与所述x轴线形成的夹角由θ表示，所述曲轴的轴线和所述曲柄销之间的长度由R表示，所述支撑轴的x-y坐标由Xpiv和Ypiv表示，所述曲轴的转动角速度由ω表示，并且所述汽缸轴线与所述曲轴的轴线沿着y轴线的偏置量由δ表示时，则可以建立以下等式：

-L4·sinφ4·dφ4/dt+L2·cos(α+φ1)·dφ1/dt-R·ω·sinθ＝0

其中φ4＝arcsin{L2·cos(α+φ1)+R·sinθ-δ}/L4

dφ4/dt＝ω·{-L2·sin(α+φ1)·R·cos(θ-φ3)/L1·sin(φ1+φ3)

       +R·cosθ}/(L4·cosφ4)

φ3＝arcsin{(R·cosθ-Xpiv+L1·sinφ1)/L3} $\mathrm{\φ}1=\arcsin \{({L3}^2-{L1}^2-C^2-D^2)/2\·L1\·\sqrt{C^2+D^2})\}-\arctan (C/D)$

C＝Ypiv-Rsinθ

D＝Xpiv-Rcosθ

dφ1/dt＝ω·R·cos(θ-φ3)/{L1·sin(φ1+φ3)}，

并且在所述支撑轴处于第一位置时，所述活塞销在顶部死点和底部死点处的曲轴转角θ由将设定为任意数值的L1-L4、δ和R导入进所述等式中来确定，在所述支撑轴处于所述第一位置时的排气量Vhpiv0和压缩比εpiv0以及在所述支撑轴处于偏离所述第一位置的第二位置时的排气量Vhpiv1和压缩比εpiv1由代表所述活塞销在这两个所述曲轴转角θ处的高度X的下列等式来确定：

X＝L4·cosφ4+L2·(α+φ1)+R·cosθ

并且所述第二臂的长度L1、所述第一臂的长度L2、所述控制杆的长度L3、所述连杆的长度L4、所述汽缸轴线与所述曲轴的轴线沿着y轴线方向的偏移量δ以及由所述第一和第二臂形成的夹角α它们之间满足以下关系式：

当εpiv1＜εpiv0时，Vhpiv1＞Vhpiv0，并且

当εpiv1＞εpiv0时，Vhpiv1＜Vhpiv0。

下面将参照图7对根据第一特征的结构的操作进行说明，该图显示出活塞销、连杆、曲轴、曲柄销、第一臂、第二臂、控制杆和支撑轴的布置。当要确定支撑轴的坐标(Xpiv和Ypiv)时，通过对由{X＝L4·cosφ4+L2·(α+φ1)+R·cosθ}确定的活塞销沿着x轴方向的位置求微分来确定活塞销的移动速度(dX/dt)，并且当dX/d＝0时形成的等式具有在0＜θ＜2π的范围内的两个解。当这两个解与4冲程发动机的运动相关时，并且在顶部死点处与活塞销的曲轴转角由θpivtdc表示，并且在底部死点处与活塞销63的曲轴转角由θpivbdc表示，则通过将θpivtdc和θpivbdc代入{X＝L4·cosφ4+L2·(α+φ1)+R·cosθ}来确定活塞销在曲轴转角θpivtdc和θpivbdc的每一个处的位置。这里，当活塞销沿着x轴方向在顶部死点处的位置由Xpivtdc表示，并且活塞销沿着x轴方向在底部死点处的位置由Xpivbdc表示，则活塞销的冲程由(Xpivtdc-Xpivbdc)确定。当发动机中的汽缸孔的内径由B表示时，压缩比εpiv根据{εpiv＝1+(Vhpiv/Vapiv)}来确定。以满足以下关系式的方式，确定出在支撑轴处于第一位置中时的排气量Vhpiv0和压缩比εpiv0和在支撑轴处于第二位置时的排气量Vhpiv1和压缩比εpiv1，并且确定出第二臂的长度L1、第一臂的长度L2、控制杆的长度L3、连杆的长度L4、汽缸轴与曲轴沿着y轴线方向的偏置量δ以及由第一和第二臂形成的夹角α：

当εpiv1＜εpiv0时，Vhpiv1＞Vhpiv0，并且

当εpiv1＞εpiv0时，Vhpiv1＜Vhpiv0。

因此，排气量越大，则发动机可以在更低的压缩比下工作，并且排气量越小，则该发动机可以在更高的压缩比下工作。因此，负载越低，则发动机可以以更小的排气量和更高的压缩比工作，由此提高了热效率。负载越高，则发动机可以以更大的排气量并且更低的压缩比工作，从而防止了在汽缸中的爆炸载荷和压力上升过大，以避免出现噪音和强度问题。

根据本发明的第二方面和特征，除了第一特征之外，活塞销的运动轨迹确定成落入在x轴线和一条直线之间的范围内，所述直线在活塞处于顶部死点时平行于x轴线延伸并且穿过位于连杆和第一臂之间的连接点的位置中的一个，该位置沿着y轴线的方向离x轴线最远。通过这种特征，可以降低在活塞滑动期间的摩擦。更具体地说，在膨胀冲程的第一半段时，由于在燃烧室中的燃烧，所以活塞受到了较大负载，但是连杆的倾斜角度在膨胀冲程的第一半段时会受到抑制，因此可以降低摩擦。

根据本发明的第三方面和特征，除了第一或第二特征之外，当活塞销在所述排气量最小时在顶部死点处沿着x轴线方向的高度由Xetdc表示，该活塞销在所述排气量最大时在顶部死点处沿着x轴线方向的高度由Xptdc表示，并且所述活塞的顶部平台的宽度由H1表示时，这些数值可以确立这样一种关系式Xetdc-Xptdc≤H1。

当排气量最大时，汽缸孔的一部分内表面也暴露给燃烧室，因此由燃烧产生的碳可能沉积并且积累在汽缸孔的那部分内表面上。当这个状态保持未受影响时，安装在活塞上的活塞环在累积的碳上滑动，从而产生一些缺点例如活塞环的粘着和异常磨损以及燃烧气体密封不好。但是，通过根据第三特征建立Xetdc-Xptdc≤H1，从而可以防止活塞环在排气量最小时在累积的碳上滑动，由此消除了上述缺点。

根据本发明的第四方面和特征，除了上述第一至第三特征中的任一个之外，该支撑轴移动以描绘出一种圆形轨迹，该轨迹具有绕着一个点的半径Rp，所述点在所述x-y平面内分别沿着y轴线和x轴线的方向与曲轴的轴线间隔长度L5和L6，并且其中当曲轴的轴线和曲柄销之间的长度R设定为1.0时，第二臂的长度L1设定为1.5至6.0，第一臂的长度L2设定为1.0至5.5，控制杆的长度L3设定为3.0至6.0，长度L5设定为1.2至6.0，长度L6设定为0.9至3.8，并且半径Rp设定为0.06至0.76，还有由第一臂和第二臂形成的夹角α设定为77至150度。

第四特征的结构包含了第二和第三特征的结构。因此，可以降低在活塞滑动期间的摩擦以防止活塞环在累积的碳上滑动，由此消除了这些缺点，例如活塞环的粘着和异常磨损和燃烧气体的不良密封。

从下面优选实施方案的说明并且结合附图将更加了解本发明的上述和其它目的、特征和优点。

附图说明

图1-10显示出本发明的第一实施例，其中：

图1为发动机的前视图；

图2为沿着图3中的直线2-2剖开的发动机的垂直剖视图；

图3为沿着图2中的直线3-3剖开的剖视图；

图4为沿着图3中的直线4-4剖开的剖视图；

图5为在较低负载状态中沿着在图1中的直线5-5剖开的放大剖视图；

图6为与图5类似的剖视图，但是处于较高负载状态中；

图7显示出连杆机构的布置；

图8为轴、排气量和压缩比之间的关系曲线图；

图9A的图表顺序显示出连杆机构处于发动机的低负载状态中的操作状态；

图9B的图表顺序显示出连杆机构在发动机的高负载状态中的操作状态；

图10为平均有效压力和燃油消耗率之间的关系曲线图。

图11和12显示出本发明的第二实施方案，其中：

图11为发动机的前视图；

图12为沿着图11中的箭头12的方向剖开的视图。

图13-18显示出本发明的第三实施方案，其中：

图13为发动机的主要部分的前视图；

图14为在较低负载状态中沿着在图13中的直线14-14剖开的剖视图；

图15为沿着在图14中的直线15-15剖开的剖视图；

图16为沿着在图15中的直线16-16剖开的剖视图；

图17为与图15类似的剖视图，但是处于发动机的高负载状态中；

图18为沿着图17中的直线18-18剖开的剖视图。

图19-24显示出本发明的第四实施方案，其中：

图19为发动机的主要部分的前视图；

图20为沿着在图10中的直线20-20剖开的剖视图；

图21为处于发动机的低负载状态的沿着在图20中的直线21-21剖开的剖视图；

图22为处于发动机的低负载状态的沿着在图20中的直线22-22剖开的剖视图；

图23为与图21类似的剖视图，但是处于发动机的高负载状态。

图24为与图22类似的剖视图，但是处于发动机的高负载状态。

图25-27显示出本发明的第五实施方案，其中：

图25A显示出处于发动机的低负载状态的连杆机构的操作状态；

图25B显示出处于发动机的高负载状态的连杆机构的操作状态；

图26A为处于发动机的低负载状态中的靠近燃烧室的区域的剖视图；

图26B为处于发动机的高负载状态中的靠近燃烧室的区域的剖视图；并且

图27显示出连杆机构的布置。

具体实施方式

现在将参照图1-10对本发明的第一实施方案进行说明。首先参照图1-3，根据该第一实施方案的发动机是一种在工作机等中所使用的空冷单缸发动机，并且包括发动机主体21，它由曲轴箱22、以稍微向上倾斜的状态从曲轴箱22伸出的汽缸体23和与汽缸体23的头部连接的汽缸盖24构成。在汽缸体23和汽缸盖24的外表面上设有大量气冷片23a和24a。在曲轴箱22的下表面上的安装面22a安装在各种工作机的每一个的发动机座上。

曲轴箱22包括通过铸造工艺与汽缸体23一体形成的箱体25以及与箱体25的开口端连接的侧盖26，并且曲轴27在其相对的端部处通过轴承28和29以及插入在其间的油密封件30和31可转动地承载在箱体25上。曲轴27的一个端部作为输出轴部分27a从侧盖26中伸出，并且曲轴27的另一个端部作为辅助安装轴部分27b从箱体25中伸出。而且，飞轮32固定在辅助安装轴部分27b上；冷却风扇35通过螺纹件36固定在飞轮32的外表面上，用于向发动机体21的各个部分和化油器34提供冷却空气，并且在冷却风扇36外面设置有反冲型发动机定子37。

汽缸孔39形成在汽缸体23中，并且活塞38可滑动地容纳在汽缸孔39中。燃烧室40形成在汽缸体23和汽缸盖24之间，从而活塞的顶部暴露于燃烧室40。

进气口41和排气口42形成在汽缸盖24中并且通向燃烧室40，并且进气阀43和排气阀44可打开和关闭地设置在汽缸盖24中，进气阀43用于使进气口41和燃烧室40相互连接和分离，排气阀44用于使排气口42和燃烧室40相互连接和分离。火花塞45螺纹装配在汽缸盖24中，并且其电极面向燃烧室40。

化油器34与汽缸盖24的上部连接，并且进气通道46的下游端与进气口41相通，该进气通道46的下游端包括在该化油器34中。通向进气通道46的上游端的进气管道47与化油器34连接，并且还与空气滤清器(未示出)连接。通向排气口42的排气管道48与汽缸盖24的上部连接，并且还与排气消声器49连接。另外，油箱51这样设置在曲轴箱22的上方，从而它支撑在从曲轴箱22伸出的托架50上。

主动齿轮52在更靠近曲轴箱22的侧盖26的位置处一体地形成在曲轴上，并且与主动齿轮52啮合的从动齿轮53固定在凸轮轴54上，该凸轮轴54可转动地承载在曲轴箱22中并且具有与曲轴27平行的轴线。因此，来自曲轴27的转动动力以1/2的减速比由相互啮合的主动齿轮52和从动齿轮53传递给凸轮轴54。

凸轮轴54设有分别与进气阀43和排气阀44相对应的进气凸轮55和排气凸轮56，并且可操作地承载在汽缸体23上的随动件57与进气凸轮55滑动接触。另一方面，工作腔室58限定在汽缸体23和汽缸盖24中，从而随动件57的上部从工作腔室58的下部伸出；并且推杆59设置在工作腔室58中，并且其下端压靠在随动件57上。另一方面，摇臂60可摆动地承载在汽缸盖24上，并且其一个端部压靠在排气阀44的上端上，该排气阀44沿着关闭方向受到弹簧的偏压；并且推杆59的上端压靠在摇臂60的另一个端部上。因此，推杆59响应于进气凸轮55的转动而轴向操作，并且进气阀60通过响应于推杆59的操作而引起的摇臂60的摆动而打开和关闭。

在排气凸轮56和排气阀44之间还插入有与进气凸轮55和进气阀43之间的机构类似的机构，从而排气阀44响应于排气凸轮56的转动而打开和关闭。

再参照图4，活塞38、曲轴27和支撑轴61通过连杆机构62相互连接，该支撑轴承载在发动机主体21的曲轴箱22中，用于在延伸穿过汽缸轴线C并且与曲轴27的轴线垂直的平面中移动。

连杆机构62包括：连杆64，它在一个端部处通过活塞销63与活塞38连接；第一臂66，它在一个端部处可转动地连接在连杆64的另一个端部上，并且在另一个端部处连接在曲轴27的曲轴销65上；以及控制杆69，它在一个端部处可转动地连接在第二臂67的另一个端部上，并且在另一个端部处连接在支撑轴61上。第一臂66和第二臂67一体形成作为辅助杆68。

辅助杆68包括半圆形第一轴承部分70和一对分叉部分71和72，该半圆形第一轴承部分70在其中间部分处设置成与曲柄销65的一半圆周滑动接触，该分叉部分71和72设置在辅助杆的两个相对端部处，从而连杆64的另一个端部和控制杆69的一个端部被夹在其间。包括在曲柄盖73中的半圆形第二轴承部分74与曲轴27的曲柄销65的剩余半个圆周滑动接触，并且曲柄盖73固定在辅助杆68上。

连杆64在其另一个端部处可转动地连接在辅助杆68的一个端部上，即通过连杆销75连接在第一臂66的一个端部上，该连杆销压配合进连杆64的另一个端部中，并且在辅助杆相对的端部处可转动地安装进位于辅助杆68的一个端部处的分叉部分71中。

控制杆69在一个端部处可转动地连接在辅助杆68的另一个端部上，即通过圆柱形辅助杆销76连接在第二臂67的另一个端部上，所述销可相对转动地穿过控制杆69的一个端部，并且在其相对的端部处间隙配合进位于辅助杆68的另一个端部处的分叉部分72中，该控制杆69插入到位于辅助杆68的另一个端部处的分叉部分72中。而且，一对夹子77、77安装在位于辅助杆68的另一个端部处的分叉部分72上，以压靠在辅助杆销76的相对端部上，用来防止辅助杆销76从分叉部分72脱离。

曲柄盖73固定在成对设置在曲轴27的相对侧面处的分叉部分71和72上，并且连杆销75和辅助杆销76设置在螺栓78、78的轴线的延伸部分上。

进一步参照图5，圆柱形支撑轴61安装在一对转动轴81和82的偏心位置之间，该对转动轴81和82共轴设置且具有与曲轴平行的轴线。而且，转动轴81承载在一体设置在曲轴箱22的箱体25的上部处的支撑部分83上，并且其间插入有单向离合器85，而且转动轴82承载在安装在箱体25上的支撑部分84上，并且其间插入有单向离合器86。

控制杆69在另一个端部处与支撑轴61连接，控制杆69根据发动机的运动周期交替地接受沿着挤压控制杆69的方向的负载和沿着拖拉控制杆69的方向的负载。因为支撑轴61安装在转动轴81和82的偏心位置之间，所以从控制杆69施加给转动轴81和82中每一个的一个侧面的转动力和施加给另一个侧面的转动力也交替地施加给转动轴81和82的每一个上。但是，因为在转动轴81、82和支撑部分83、84之间插入有单向离合器85、86，所以转动轴81和82可以只沿着由箭头80所示的一个方向转动。

锁紧部件87固定在转动轴81的一个端部上，该转动轴81通过曲轴箱22的侧盖26可转动地向外面伸出。该锁紧部件87形成为圆盘形，它具有在圆周上的一个点处径向向外伸出的限制突起88。

另一方面，具有开口89的支撑板90固定在曲轴箱22的侧盖26的外表面上，锁紧部件87的一部分和一对托架从支撑板90向外突出并进入开口89中。轴部件92设置在锁紧部件87外面的位置处并且具有与转动轴81的轴线垂直的轴线，该轴部件92在其相对的端部处分别固定地支撑在托架91、91上。

摇臂部件93可摆动地承载在轴部件92上，并且具有一对接合部分93a和93b，接合部分93a和93b能够在它们相位彼此间隔(例如167度)的位置处与部件87的限制突起88接合。为了确定摇臂部件93沿着轴部件92的轴线的位置，圆柱形衬垫94和95插入在托架91、91和摇臂部件93之间以包围着轴部件92。另外，在摇臂部件93和支撑板90之间安装有回复弹簧107，用来向摇臂部件93施加偏压，以便沿着使摇臂部件93的接合部分93a和93b中的一个93a与限制突起88接合的方向进行转动运动。

薄膜执行机构97与摇臂部件93连接。该执行机构97包括外壳98、膜片99、弹簧100以及与膜片99的中央部分连接的操纵杆101，外壳98安装在装在支撑板90上的托架96上，膜片99支撑在外壳98中以将外壳99的内部分成负压腔室102和大气压腔室103，弹簧100在压缩力作用下安装在外壳98和膜片99之间以沿着增加负压腔室102的体积的方向施加弹簧力。

外壳98包括安装在托架96上的碗形第一半壳104和与半壳104配合的碗形第二半壳105。膜片99的周边夹在半壳104和105的开口边缘之间。负压腔室102限定在膜片99和第二半壳105之间，并且弹簧100容纳在负压腔室102中。

大气压腔室103限定在膜片99和第一半壳104之间。操纵杆101穿过设在第二半壳105的中央部分中的通孔106伸进大气压腔室103，并且在一个端部处连接在膜片99的中央部分上。大气压腔室103通过通孔106的内周边和操纵杆101的外周边之间的间隙与外面相通。

通向负压腔室102的管道108与外壳98的第二半壳105连接。另一方面，稳压箱109在邻接执行机构97的位置处被支撑在托架96上。管道108与稳压箱109连接。通向稳压箱109的管道110与在化油器34中的进气通道46的下游端连接。因此，在进气通道46中抽出的进气负压被引进在执行机构97中的负压腔室102中，并且稳压箱109用来抑制进气负压的跳动。

执行机构97的操纵杆101的另一个端部通过连杆111与摇臂部件93连接。当发动机处于低负载工作状态(其中在负压腔室102中的负压较高)中时，膜片99处于这样的状态中，如在图5中所示一样，其中它已经克服了回复弹簧107和弹簧100的弹簧力，挠曲成减小负压腔室102的体积，从而该操纵杆101收缩。在该状态中，摇臂部件93的转动位置是这样一个位置，其中接合部分93a和93b的一个93b与锁紧部件87的限制突起88接合。

另一方面，当使发动机处于高负载工作状态(其中在负压腔室102中的负压较低)中时，膜片99在回复弹簧107和弹簧100的弹簧力的作用下挠曲以增加负压腔室102的体积，从而操纵杆101扩展。因此，摇臂部件93回到这样一个位置，即它允许接合部分93a和93b中的一个93a与锁紧部件87的限制突起88接合。

转动轴81和82在发动机工作期间受到沿着一个方向施加在其上的转动力，通过以上述方式转动摇臂部件93，转动轴81和82的转动被限制在这样一个位置中，即接合部分93a和93b中的任意一个与锁紧部件87的限制突起88接合，该锁紧部件87与转动轴中的一个81一起转动。当转动轴81和82的转动在两个相位彼此不同(例如相隔167度)的位置中停止时，设置在与转动轴81和82的轴线偏心的位置中的支撑轴61，即控制杆69的另一个端部在两个位置之间移动，这两个位置在与曲轴27的轴线垂直的平面中，由此改变了在发动机中的压缩比。

而且，连杆机构62如此构成，从而不仅压缩比而且还有活塞38的冲程都可以改变，并且下面将参照图7对为此目的而设计的连杆机构62中的尺寸关系进行说明。

这里，当各个尺寸在x-y平面中如下面所述一样表示时，该x-y平面由沿着汽缸轴线C穿过曲轴27延伸的轴线的x轴线和沿着与x轴线垂直的方向穿过曲轴27的轴线延伸的y轴线所构成，即连杆64的长度由L4表示，第一臂66的长度由L2表示，第二臂67的长度由L1表示，控制杆69的长度由L3表示，由连杆64与x轴线形成的夹角由φ4表示，由第一臂66和第二臂67形成的夹角由φ1表示，由控制杆69与y轴线形成的夹角由φ3表示，由连接曲轴27的轴线和曲柄销65的直线与x轴线形成的夹角由θ表示，曲轴27和曲柄销65之间的长度由R表示，支撑轴的x-y轴坐标由Xpiv和Ypiv表示，曲轴的转动角速度由ω表示，并且所述汽缸轴线C与所述曲轴27的轴线沿着y轴线的偏置量由δ表示时，则活塞销63的高度X根据下式来确定：

X＝L4·cosφ4+L2·(α+φ1)+R·cosθ       --(1)

其中

φ4＝arcsin{L2·cos(α+φ1)+R·sinθ-δ}/L4 $\mathrm{\φ}1=\arcsin \{({L3}^2-{L1}^2-C^2-D^2)/2\·L1\·\sqrt{C^2+D^2})\}-\arctan (C/D)$

C＝Ypiv-Rsinθ

D＝Xpiv-Rcosθ

这里，活塞销63沿着x轴线的方向的速度通过对上述等式(1)进行积分由下式确定：

dX/dt＝-L4·sinφ4·(dφ4/dt)+L2·cos(α+φ1)·(dφ1/dt)

-R·ω·sinθ                (2)

其中

dφ4/dt＝ω·{-L2·sin(α+φ1)·R·cos(θ-φ3)/L1·sin(φ1+φ3)

       +R·cosθ}/(L4·cosφ4)

φ3＝arcsin{(R·cosθ-Xpiv+L1·sinφ1)/L3}

dφ1/dt＝ω·R·cos(θ-φ3)/{L1·sin(φ1+φ3)}

在上述等式(2)中dX/dt＝0的情况中的等式在θ在0＜θ＜2π时具有两个解。如果这两个解与4冲程发动机的运动相关的话，则当在顶部死点处与活塞销的曲轴转角由θpivtdc表示，并且在底部死点处与活塞销63的曲轴转角由θpivbdc表示时，则通过将θpivtdc和θpivbdc代入上述等式(1)来确定活塞销63在曲轴转角θpivtdc和θpivbdc的每一个处的位置。在该情况中，沿着x轴线方向在顶部死点处的活塞销63的位置Xpivtdc表示，并且活塞销63沿着x轴方向在底部死点处的位置由Xpivbdc表示时，则活塞销的冲程Spiv由(Xpivtdc-Xpivbdc)来确定。

这里，当汽缸孔39的内径由B表示时，则排气量Vapiv根据{Vhpiv＝Spiv·(B²/4)·π}来确定，当燃烧室在顶部死点处的体积由Vapiv表示时，根据εpiv＝{1+(Vhpiv/Vapiv)}来确定压缩比εpiv。

在上述方法中，确定出在支撑轴61处于任意的第一位置中时的排气量Vhpiv0和压缩比εpiv0以及在支撑轴已经从第一位置移动到第二位置时的排气量Vhpiv1和压缩比εpiv1，并且确定出第二臂67的长度L1、第一臂66的长度L2、控制杆69的长度L3、连杆64的长度L4、汽缸轴线C与曲轴27的轴线沿着y轴线方向的偏置量δ以及由第一和第二臂66和67形成的夹角α，从而它们可以满足以下关系式：

当εpiv1＜εpiv0时，Vhpiv1＞Vhpiv0，并且

当εpiv1＞εpiv0时，Vhpiv1＜Vhpiv0。

如果以上述方式确定出各个数值的话，则如在图8中所示一样：排气量Vhpiv和压缩比εpiv根据支撑轴的相位变化而沿着相反的方向改变。因此，当排气量较大时，发动机可以以较低的压缩比工作，并且当排气量较小时，发动机可以在更高的压缩比下工作。

换句话说，当支撑轴61处于与发动机的低负载状态相对应的位置中时，连杆机构62如在图9A中所示一样操作，并且当支撑轴61处于与发动机的高负载状态相对应的位置中时，该连杆机构62如在图9B中所示一样操作，并且活塞销63在发动机的高负载状态中的冲程Spiv大于该活塞销63在发动机的低负载状态中的冲程Spiv。而且，在发动机的低负载状态中的压缩比大于在发动机高负载状态中的压缩比，因此当负载较低时，发动机以更小的排气量和更高的压缩比工作，并且当负载较高时，发动机以更大的排气量和更低的压缩比工作。

下面将对该第一实施方案的操作进行说明。连杆机构包括：连杆64，它在一个端部处通过活塞销63与活塞38连接；第一臂66，它在一个端部处可转动地连接在连杆64的另一个端部上，并且在另一个端部处通过曲柄销65连接在曲轴27上；第二臂67，它在一个端部处一体地连接在第一臂66的另一个端部上，以通过与第一臂66一同构成辅助杆68；以及控制杆69，它在一个端部处可转动地连接在第二臂67的另一个端部上。压缩比以这样的方式变化，从而支撑着控制杆69的另一个端部的支撑轴61根据发动机的工作状态而移动。而且第二臂67的长度L1、第一臂66的长度L2、控制杆69的长度L3、连杆64的长度L4、汽缸轴线C与曲轴的轴线沿着y轴线方向的偏置量δ以及由第一和第二臂66和67形成的夹角α要正确地设定，从而使活塞销63的冲程也是可变的。因此，该发动机在排气量较大时以较低的压缩比工作，并且该发动机在排气量较小时以较高的压缩比工作。

因此，通过在发动机的低负载状态中使发动机以较低的排气量和较高的压缩比工作，则可以提高热效率，从而如与由虚线所示的现有技术相比，由图10中的实线所示一样可以降低燃油消耗速度，由此降低了油耗。通过在发动机的高负载状态中使发动机以较高的排气量和较低的压缩比工作，从而可以防止气缸中的爆炸负载和压力过分上升，由此避免了噪音和强度问题。

第一臂66和第二臂67通过相互合作构成辅助杆68，该辅助杆68具有半圆形第一轴承部分70，该半圆形第一轴承部分70设置成与曲柄销65的半个周边滑动接触。连杆64可转动地连接在辅助杆68的一个端部上，并且控制杆69在一个端部处可转动地连接在辅助杆68的另一个端部上。半圆形轴承部分74设置成与曲柄销65的剩下半个周边滑动接触，具有半圆形轴承部分74的曲柄盖73采用下面的方式固定在一体地设在辅助杆68上的一对半圆形分叉部分71和72上，即连杆64的另一个端部和控制杆69的一个端部夹在半圆形分叉部分71和72之间。因此，可以提高安装在曲柄销65上的辅助杆68的刚性。

另外，压配合进连杆64的另一个端部中的连杆销75在其两个相对端部处可转动地装配在分叉部分中的一个71中，并且辅助杆销76相对可转动地穿过控制杆69的一个端部，该辅助杆销76在其相对的端部处间隙配合进另一个分叉部分72中。因此，从活塞38到辅助杆68和控制杆69的部分单独装配进发动机，然后可以使辅助杆68和控制杆69相互连接。这样，可以便于进行装配操作，同时提高装配精确度，因此可以避免发动机的尺寸增加。

而且，由于连杆销75和辅助杆76设置在螺栓78的轴线的延伸部分上，螺栓78用于将曲柄盖73固定在辅助杆68上，所以该辅助杆68和曲柄盖73可以紧凑地构成，由此可以降低辅助杆68和曲柄盖73的重量，并且也可以抑制动力的损失。

另外，这对转动轴81和82承载在支撑部分83和支撑部件84，该支撑部分83一体地设置在发动机主体21中的曲轴箱22的箱体25上，支撑部件84安装在该箱体25上，并且在它们之间插入有单向离合器85和86，并且支撑轴61安装在转动轴81和82的偏心位置之间。而且，因为支撑轴61根据发动机的运动循环而交替地受到沿着挤压控制杆69的方向的负载和沿着拖拉控制杆69的方向的负载作用，所以用于使转动轴81和82沿着一个方向转动的负载和用于使转动轴81和82沿着另一个方向转动的负载交替地施加给转动轴81和82。但是，转动轴81和82由于单向离合器85和86的作用而只沿着一个方向转动。

另外，锁紧部件87在圆周上的一个位置处具有限制突起88，锁紧部件87固定在从发动机主体21中的侧盖26伸出的转动轴81的一个端部上。摇臂部件93具有一对相位间隔(例如间隔167度)的接合部分93a和93b，该接合部分93a和93b能够与锁紧部件87的限制突起88接合。摇臂部件93可摆动地承载在轴部件92上，该轴部件92固定在发动机主体21上，并且具有与转动轴81垂直的轴线。摇臂部件93在回复弹簧107的作用下沿着使接合部分93a和93b中的一个与限制突起88接合的方向偏转。

另一方面，薄膜执行机构97包括膜片99和大气压腔室103，该膜片99的相对的侧面面对着通向化油器34中的进气通道46的负压腔室102，大气压腔室103向大气打开并且其周边由外壳98夹住，该薄膜执行机构如此支撑在发动机主体21上并且与摇臂部件93连接，从而摇臂部件93根据在负压腔室102中的负压增加而沿着与弹簧偏压方向相反的方向转动。

即，通过利用在发动机上的负载来操纵执行机构97，从而转动轴81和82即支撑轴61可以移动到并且固定在相位彼此不同(例如相差167度)的两个不同位置中的一个处，并且支撑轴61即连杆69的另一个端部可以在与较高的压缩比对应的位置和与较低的压缩比对应的位置之间移动。而且，薄膜执行机构97的使用使得可以减小发动机在移动控制杆69上的动力损失，同时可避免发动机的尺寸增加和发动机结构变复杂。

图11和12显示出本发明的第二实施方案。在该实施方案中，多个台阶112a和112b形成在摇臂部件93的接合部分93a和93b上，并且沿着锁紧部件87的圆周方向布置(参见图5和6)，从而它们随着锁紧部件87的转动而顺序与限制突起88接合。

根据该第二实施方案，通过使得限制突起88与台阶112a和112b接合，从而分阶段改变锁紧部件87的圆周位置，从而可以进一步微小地改变压缩比。

现在将参照图13-18现在对本发明的第三实施方案进行说明。首先参照图13和14，支撑轴61可转动地与控制杆69的另一个端部连接，该支撑轴61的相对端部设置在一对转动轴113和114的偏心轴部分113a和113b之间，这对转动轴相互共轴地设置并且具有与曲轴27平行的轴线。转动轴113和114可转动地承载在曲轴箱22中，并且其间插入有一对单向离合器85和86。

而且，在转动轴中的一个113的偏心轴部分113a上一体地设置限制突起115，该限制突起15在圆周上的一个位置处，并径向向外突起。

轴部件116安装成可转动并与转动轴113和114的轴线垂直，从而延伸穿过曲轴箱22的壳体25进入曲轴箱22，并且在一个端部处可转动地承载在设在曲轴箱22上的支撑部分117上。

杆118固定在从曲轴箱22伸出的轴部件116的另一个端部上，并且薄膜执行机构97与杆118连接。

摇臂部件119固定在轴部件116上，从而包围着该轴部件116，该轴部件116位于曲轴箱22的侧壁的内表面和支撑部分117之间。一对接合部分119a和119b设置在摇臂部件119上，并且它们的相位彼此相隔例如167度，从而可以使它们与限制突起115接合。回复弹簧120安装在摇臂部件119和曲轴箱22之间，用来对摇臂部件119施加偏压，以便沿着使摇臂部件119的接合部分119a和119b中的一个119a与限制突起115接合的方向进行转动。

当发动机处于在执行机构97中的负压腔室102中的负压较高的低负载工作状态时，操纵杆101处于接触状态。在该情况中，摇臂部件119的转动位置是这样一个位置，其中如在图15和16中所示一样，接合部分119a和119b中的一个119b与限制突起115接合。

另一方面，当使发动机进入在负压腔室102中的负压较低的高负载工作状态时，膜片99挠曲以增加该负压腔室102的体积，并且使操纵杆101张开。因此，接合部分119a和119b的一个119a可以转动到这样一个位置，其中如在图17和18中所示一样，它与限制突起115接合。

这样，通过如上所述一样使摇臂部件119转动，从而使支撑轴61即控制杆69的另一个端部在与曲轴27的轴线垂直的平面中的两个位置之间移动，由此改变在发动机中的压缩比和冲程。

还有根据第三实施方案，可以提供与在第一实施方案中相同的效果。

现在将参照图19-24对本发明的第四实施方案进行说明。首先参照图19和20，支撑轴61的相对端部可转动地连接在控制杆69的另一个端部上，并且设置在一对转动轴113和114的偏心轴部分113a和114a之间，这对转动轴相互共轴地设置并且具有与曲轴27平行的轴线。转动轴113和114可转动地承载在曲轴箱22中，并且其间插入有一对单向离合器85和86。

而且，转动轴113延伸穿过设在曲轴箱22上的支撑部分121，并且圆盘形锁紧部件87固定在转动轴113的一个端部上，该圆盘形锁紧部件87具有在圆周上的一个位置处径向向外伸出的限制突起88。

轴部件116安装成可转动、并与转动轴113和114的轴线垂直，从而延伸穿过在曲轴箱22中的侧盖进入曲轴箱22，并且在一个端部处可转动地承载在设在曲轴箱22上的支撑部分117′上。

杆118固定在从曲轴箱22中伸出的轴部件116的另一个端部上，并且薄膜执行机构97连接在杆118上。

摇臂部件121固定在轴部件116上，该轴部件116位于曲轴箱22的侧壁的内表面和支撑部分117′之间，并且一对接合部分121a和121b设在摇臂部件121上，并且它们的相位相互间隔，如167度，从而可使它们与限制突起88接合。回复弹簧122安装在摇臂部件121和曲轴箱22之间，并对摇臂部件121施加偏压，以便沿着使摇臂部件121的接合部分121a和121b中的一个121a与限制突起88接合的方向进行转动运动。

当发动机处于在执行机构97中的负压腔室102中的负压较高的低负载工作状态时，操纵杆101处于接触状态。在该状态中，摇臂部件121的转动位置是这样一个位置，其中如在图21和22中所示一样，接合部分121a和121b中的一个121b与限制突起88接合。

另一方面，当使发动机进入在负压腔室102中的负压较低的高负载工作状态时，膜片99挠曲以增加该负压腔室102的体积，并且使操纵杆101张开。因此，接合部分121a和121b的一个121a可以转动到这样一个位置，其中如在图23和24中所示一样它与限制突起88接合。

这样，通过如上所述一样使摇臂部件119转动，从而使支撑轴61即控制杆69的另一个端部在与曲轴27的轴线垂直的平面中的两个位置之间移动，由此改变发动机的压缩比和冲程。

同样根据第四实施方案，可以提供与在第一实施方案中相同的效果。

当活塞38处于膨胀冲程的第一半段中时，由于燃烧室中的燃烧而在活塞38上施加了很大的负载，但是如果连杆64的倾斜角度在那时较大的话，则活塞38与汽缸孔39的内表面的接触压力更大，从而导致摩擦增加。当在发动机的高负载状态中排气量最大时，汽缸孔39的一部分内表面也向燃烧室40暴露，由燃烧产生的碳可能沉积并且累积在汽缸孔39的那部分内表面上。在该状态保持不变，当在发动机的低负载状态中将排气量减小到最小时，安装在活塞38上的活塞环在累积的碳上滑动，从而产生缺点，例如活塞环的粘着和异常磨损以及燃烧气体的密封不良。因此，下面将在第五实施方案中对设计成消除了这些缺点的结构方案进行说明。

为了降低摩擦，活塞销63的运动轨迹确定成落入在x轴线和一条直线之间的范围内，所述直线在活塞38处于顶部死点时平行于x轴线延伸、并且穿过位于连杆64和第一臂66之间的连接位置中的一个，即沿着y轴线的方向离x轴线最远的连杆销75的位置中的一个。

更具体地说，在如在图25A中所示的发动机的低负载状态中，连杆机构62在活塞38处于顶部死点的状态(由实线所示的状态)和活塞38处于底部死点的状态(由虚线所示的状态)之间工作，并且在x轴线和一条直线Le之间沿着y轴线存在距离δye，所述直线在活塞38处于顶部死点处时与x轴线平行地穿过连杆销75的位置。另一方面，在发动机的高负载状态中，如在图25B中所示一样，连杆机构62在活塞38处于顶部死点的状态(由实线所示的状态)和活塞38处于底部死点的状态(由虚线所示的状态)之间工作，并且在x轴线和一条直线Lp之间沿着y轴线存在距离δyp，所述直线在活塞38处于顶部死点处时与x轴线平行地穿过连杆销75的位置，其中δye＜δyp。因此，活塞销63的运动轨迹被确定落入直线Lp和x轴之间的范围内。

如果活塞销63的运动轨迹以上述方式确定，虽然该活塞在该膨胀冲程的第一半段中由于燃烧室40中的燃烧而受到较大的负载，但是连杆64的倾斜角度在膨胀冲程的第一半段中可以受到抑制。因此，可降低摩擦，同时可以防止活塞38与汽缸孔39的内表面的接触压力增加。

如图26A和26B所示，活塞环125、126和127安装在活塞38上，并且如果顶部平台38a的宽度(从位于活塞38上的活塞环125至127中的一个朝着燃烧室40延伸的区域)由H1表示；当在如图26A中所示的发动机的低负载状态中排气量最小时、活塞销63在顶部死点处沿着x轴线的高度由Xetdc表示；并且在如图26B中所示的发动机的高负载状态中所述排气量最大时、该活塞销在顶部死点处沿着x轴线方向的高度由Xptdc表示，这些数值可以确立这样一种关系式，即Xetdc-Xptdc≤H1。

如果如上所述那样确定这些数值，则当在该发动机的高负载状态中排气量最大时，汽缸孔39的一部分内表面也暴露给燃烧室40，并且由燃烧产生的碳可能沉积并且积累在汽缸孔39的那部分表面上。但是，当该排气量在发动机的低负载状态中最小时，可以防止安装在活塞38上的活塞环125至127中的一个125(离燃烧室40最近的一个)在累积的碳上滑动。因此，可以消除这些缺点，例如活塞环的粘着和异常磨损以及燃烧气体的密封不良。

如在图27中所示一样，支撑轴61移动成描绘出一种圆形轨迹，该轨迹具有绕着一个点的半径Rp，所述点在所述x-y平面内分别沿着y轴线和x轴线的方向与曲轴的轴线间隔长度为L5和L6，并且其中当曲轴27的轴线和曲柄销65之间的长度R设定为1.0时，第二臂的长度L1设定为1.5至6.0，第一臂66的长度L2设定为1.0至5.5，控制杆69的长度L3设定为3.0至6.0，长度L5设定为1.2至6.0，长度L6设定为0.9至3.8，并且半径Rp设定为0.06至0.76，还有由第一臂66和第二臂67形成的夹角α设定为77至150度。

如果连杆机构62的各个部分的尺寸如上所述那样确定的话，则连杆64的倾斜角度在膨胀冲程的第一半段中会受到抑制。而且，当该排气量最小时，可以防止活塞环125在积累在汽缸孔39的内表面上的碳上滑动。因此可以减小在活塞滑动期间的摩擦，并且可以消除这些缺点，例如活塞环的粘着和异常磨损以及燃烧气体的密封不良。

虽然已经对本发明的实施方案进行了详细说明，但是要理解的是，本发明并不限于上述实施方案，并且在不脱离由权利要求所限定的本发明的精神和范围的情况下可以在设计上作出各种改进方案。

虽然在这些实施方案中使用薄膜执行机构97来移动支撑轴61，但可以例如使用采用了电动机等的电子控制转换机构来使支撑轴61移动。

Claims (4)

1.一种具有可变压缩比的发动机，其包括：连杆，它在一个端部通过活塞销与活塞连接；第一臂，它在一个端部处可转动地与所述连杆的另一个端部连接，并且在另一个端部通过曲柄销与曲轴连接；第二臂，它在一个端部处一体连接在所述第一臂的另一个端部上；控制杆，它在一个端部处与所述第二臂的另一个端部连接；以及支撑轴，用于支撑所述控制杆的另一端部以便进行转动运动，所述支撑轴的位置可以在x-y平面内移动，该x-y平面由沿着汽缸轴线穿过曲轴的轴线延伸的x轴线和沿着与x轴线垂直的方向穿过曲轴的轴线延伸的y轴线构成，

其中，当所述连杆的长度由L4表示，所述第一臂的长度由L2表示，所述第二臂的长度由L1表示，所述控制杆的长度由L3表示，由所述连杆与所述x轴形成的夹角由φ4表示，由所述第一和第二臂形成的夹角由α表示，由所述第二臂与所述y轴线形成的夹角由φ1表示，由所述控制杆与所述y轴线形成的夹角由φ3表示，由连接所述曲轴的轴线和所述曲柄销的直线与所述x轴线形成的夹角由θ表示，所述曲轴的轴线和所述曲柄销之间的长度由R表示，所述支撑轴的x-y坐标由Xpiv和Ypiv表示，所述曲轴的转动角速度由ω表示，并且所述汽缸轴线与所述曲轴的轴线沿着y轴线的偏置量由δ表示时，则可以建立以下等式：

-L4·sinφ4·dφ4/dt+L2·cos(α+φ1)·dφ1/dt-R·ω·sinθ＝0

其中φ4＝arcsin{L2·cos(α+φ1)+R·sinθ-δ}/L4

dφ4/dt＝ω·{-L2·sin(α+φ1)·R·cos(θ-φ3)/L1·sin(φ1+φ3)

       +R·cosθ}/(L4·cosφ4)

φ3＝arcsin{(R·cosθ-Xpiv+L1·sinφ1)/L3} $\mathrm{\φ}1=\arcsin \{({L3}^2-{L1}^2-C^2-D^2)/2\·L1\·\sqrt{C^2+D^2})\}-\arctan (C/D)$

C＝Ypiv-Rsinθ

D＝Xpiv-Rcosθ

dφ1/dt＝ω·R·cos(θ-φ3)/{L1·sin(φ1+φ3)}，

并且在所述支撑轴处于第一位置时，所述活塞销在顶部死点和底部死点处的曲柄转角θ由将设定为任意数值的L1-L4、δ和R代入进所述等式中来确定；在所述支撑轴处于所述第一位置时的排气量Vhpiv0和压缩比εpiv0以及在所述支撑轴处于偏离所述第一位置的第二位置时的排气量Vhpiv1和压缩比εpiv1由下列等式来确定：

X＝L4·cosφ4+L2·(α+φ1)+R·cosθ，

X代表所述活塞销在这两个所述曲柄转角θ处的高度；

并且所述第二臂的长度L1、所述第一臂的长度L2、所述控制杆的长度L3、所述连杆的长度L4、所述汽缸轴线与所述曲轴的轴线沿着y轴线方向的偏移量δ以及由所述第一和第二臂形成的夹角α它们之间满足以下关系式：

当εpiv1＜εpiv0时，Vhpiv1＞Vhpiv0，并且

当εpiv1＞εpiv0时，Vhpiv1＜Vhpiv0。

2.如权利要求1所述的具有可变压缩比的发动机，其特征在于，所述活塞销的运动轨迹确定成落入在所述x轴线和一条直线之间的范围内，所述直线在所述活塞处于顶部死点时平行于所述x轴线延伸、并且穿过位于所述连杆和所述第一臂之间的连接点的位置中的一个，该位置沿着y轴线的方向离x轴线最远。

3.如权利要求1或2所述的具有可变压缩比的发动机，其特征在于，当所述活塞销在所述排气量最小时在顶部死点处沿着x轴线方向的高度由Xetdc表示；所述活塞销在所述排气量最大时在顶部死点处沿着x轴线方向的高度由Xptdc表示；并且所述活塞的顶部平台的宽度由H1表示时，这些数值可以确立这样一种关系式，即Xetdc-Xptdc≤H1。

4.如权利要求1所述的具有可变压缩比的发动机，其特征在于，所述支撑轴移动成描绘出一种圆形轨迹，该轨迹具有绕着一个点的半径Rp，所述点在x-y平面内分别沿着y轴线和x轴线的方向与所述曲轴的轴线间隔长度L5和L6，并且其中当所述曲轴的轴线和所述曲柄销之间的长度R设定为1.0时，所述第二臂的长度L1设定为1.5至6.0，所述第一臂的长度L2设定为1.0至5.5，所述控制杆的长度L3设定为3.0至6.0，所 述长度L5设定为1.2至6.0，所述长度L6设定为0.9至3.8，并且所述半径Rp设定为0.06至0.76，还有由所述第一臂和所述第二臂形成的夹角α设定为77至150度。

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