KR20180081761A - 가변 압축비 엔진용 로드 - Google Patents

Abstract

본 발명은 길이가 가변적이고, 엔진의 압축비를 조절하기 위한 로드(1)에 관한 것이고, 로드(1)는, 로드(1)의 제1 단부(E1)와 견고하게 연결된 실린더(2); 실린더(2) 내에서 이동가능하고, 로드의 제2 단부(E2)와 견고하게 연결되고, 실린더에서, 압축력들을 전달할 수 있는 "고압" 유압 챔버로 지칭되는 제1 유압 챔버(4) 및 인장력들을 전달할 수 있는 "저압" 유압 챔버로 지칭되는 제2 유압 챔버를 한정하는 피스톤(3); 저압 챔버(5)와 고압 챔버(4) 사이에서 유체가 유동할 수 있도록 교정된 적어도 하나의 파이프(6); 및 로드를 로드의 공칭 길이로 되돌리는 복귀 수단(7)을 포함한다. 로드(1)는, 저압 유압 챔버(5)와 고압 유압 챔버(4)의 단면들이 동일한 것을 특징으로 한다.

Description

가변 압축비 엔진용 로드

본 발명은 가변 압축비 엔진의 로드(rod)에 관한 것이다.

도입의 방식으로, 내연 엔진의 로드는 이의 베이스에서 연소 피스톤의 베어링과 관련되고 이의 헤드에서 크랭크샤프트의 베어링과 연관되는 것을 주목해야 한다. 이러한 2개의 베어링들은 일반적으로 평행한 축들이다. 도 1a 및 도 1b에 각각 도시된 바와 같이, 로드의 기능은 "상사점(top dead centre)"으로부터 "하사점(bottom dead centre)"으로의 피스톤의 병진 운동을 크랭크샤프트의 회전 운동으로 전달하는 것이다. 로드는 또한 이의 병진 축을 따라 피스톤의 각도 위치를 유지한다.

내연 엔진의 압축비 및/또는 변위를 조절하기 위한 다수의 솔루션들이 당해 기술 분야에 공지되어 있다.

내연 엔진의 압축비는, 피스톤이 연소 챔버의 하사점에 있는 경우의 연소 챔버의 체적과 피스톤이 연소 챔버의 상사점에 있는 경우의 연소 챔버의 체적 사이의 비에 대응함을 주목해야 한다. 다른 모든 것이 동일하면, 로드 길이의 선택이 엔진의 압축비를 결정한다.

일반적으로 엔진의 압축비를 이의 부하에 적응시키는 것이 엔진의 에너지 효율을 크게 개선시키는 것이 허용된다. 예를 들어, 부하가 없을 때 약 12의 값과 최대 부하에서 약 8의 값 사이에서 압축비를 변경하는 것이 때때로 요구된다.

4-행정 엔진의 완전한 엔진 사이클은 신선한 가스 흡입 행정, 이에 후속하는 압축 행정, 연소 팽창 행정, 및 마지막으로 배기 행정으로 구성됨을 주목해야 한다. 이러한 행정들은 크랭크샤프트의 720° 회전에 걸쳐 실질적으로 동일한 범위로 분포된다. 그 다음, 엔진 부하는 사이클의 연소 팽창 부분 (사이클의 보완 부분 동안 피스톤 크라운에 가해지는 압력은 널(null)로 고려됨) 동안 피스톤 크라운 상에 가해지는 가상의 일정한 압력으로 정의되어, 완전한 사이클 동안 엔진에 의해 전개되는 것과 동일한 동력을 도출한다. 이러한 압력은 통상적인 대기 엔진의 경우 최대 10 bar 정도이며, 일반적으로 수퍼차지된 엔진의 경우 20 내지 30 bar의 값들까지 상승할 수 있다

변위에 관하여, 이는 엔진의 실린더에서 상사점과 하사점 사이에서 슬라이딩하는 피스톤에 의해 생성되는 체적에 대응한다. 실린더 내의 피스톤의 행정을 변경함으로써 가변 변위가 획득된다. 로드 길이의 선택은 변위에 어떠한 영향도 미치지 않는다. 변위의 변동은 에너지 효율에 상당한 영향을 미치기 위해서는 큰 진폭을 가져야 하며, 이는 기술적 측면에서 구현하기 어렵다.

따라서, 미국 특허 제 4111164 호는 엔진에 적용되는 부하에 따라 엔진의 변위를 변경하는 것을 목적으로 한다. 본 문헌은, 엔진에 부하가 가해지지 않을 때 피스톤을 엔진의 크랭크샤프트에 견고하게 결합시키고, 엔진이 과부하 상태일 때 피스톤을 크랭크샤프트에 탄력적으로 결합시키기 위해 유압 챔버와 결합되는 스프링으로 구성된 로드를 개시한다. 후자의 과부하 상황에서, 로드는 엔진 사이클 동안 전개되는 힘의 순간적 값에 따라 압축 및 팽창하는 충격 흡수재로서 작용한다. 따라서, 본 문헌은, 흡입 행정 동안 부하에 의한 일정한 변위를 개시하는 한편, 변위는 부하가 증가하는 경우 연소 행정 동안 증가된다. 그러나, 로드의 유압 챔버에 부분적으로 흡수된 연소력들은 복원되지 않고, 이는 이 솔루션을 특히 비효율적이 되게 한다.

따라서, 이러한 솔루션은 엔진 사이클들 중 하나 또는 연속 동안 적용되는 부하에 따라 압축비를 조절하는 것을 허용하지 않는다. 이러한 로드의 거동은 특히 엔진 속도에 민감하다. 본 문헌에 제안된 솔루션은 또한 엔진 동작 동안 로드의 기계적 컴포넌트들(스프링, 유압 챔버)에 대한 강한 응력을 유도하고, 이는 이들의 마모를 가속화하고 시스템의 신뢰도를 감소시킨다.

또한 본 문헌에 제시된 솔루션의 유압 챔버는 특히 엔진 속도에 대한 민감도와 결합된 유압 유체의 온도에서의 변화들에 민감하여, 로드의 거동을 예측불가능하게 한다.

문헌 R0111863은 차량의 섀시에 대향하는 이동가능한 상단 블록 및 고정식 하단 블록으로 구성된 내연 엔진을 설명한다. 상단 블록은, 상단 블록과 하단 블록을 연결하는 측방향 축을 따라 자유롭게 회전한다. 엔진 부하가 증가함에 따라, 실린더의 평균 유효 압력이 증가하고 상단 블록이 측방향 축을 중심으로 진동하게 한다. 결과적으로, 하나의 실린더 체적이 연소 챔버 체적에 추가되어 체적 압축비에서의 감소를 초래한다.

이러한 문헌에서 제안된 솔루션은, 고정식 엔진 블록으로 구성된 표준 연소 엔진 아키텍처에 대응하지 않는 관절형 엔진 블록의 설계 및 제조를 요구하며, 이는 엔진과 차량의 섀시 사이의 대부분의 인터페이스 엘리먼트들의 완전한 재설계를 요구한다. 엔진의 상부(공기 흡입 라인, 가스 흡입 라인, 배기 라인, 분배기 등)에 연결되는 엘리먼트들은 엔진의 상부의 이동성을 허용하도록 적응되어야 한다.

WO2013092364와 같은 다른 문헌들은 내연 엔진의 압축비를 설정하기 위해 사용되는 제어된 길이의 로드들을 설명한다(변위에 영향을 미치지 않음). 이러한 솔루션들은, 일반적으로 복잡하고 에너지 손실의 근원이며 신뢰불가능한 외부 제어 시스템(유압 피스톤, 전기 모터)을 통해 로드 길이의 능동 제어 시스템의 존재를 요구한다. 또한, 압축비는 연속적으로 제어되지 않고 압축비들의 달성가능한 범위는 종종 매우 제한적이다. 이는 특히 2개의 로드 길이들만을 제공하는 전술된 문헌에서 제안된 솔루션의 경우이다.

본 발명은 앞서 제시된 종래 기술의 결점들 중 적어도 일부를 개선하는 것을 목적으로 한다. 특히, 본 발명은 가변 압축비 엔진용 로드의 거동을, 엔진의 동작 온도와 무관하게 만드는 것을 목적으로 한다.

이러한 목적을 달성하기 위해, 본 발명의 목적은, 길이가 가변적이고, 엔진의 압축비를 조절하기 위한 로드를 제공하는 것이며, 로드는 공칭 길이를 갖고, 이의 종축을 따라 인장 및 압축력들을 받기 쉽고, 로드는, 하기의 것을 포함한다:

- 로드의 제1 단부와 견고하게 연결된 실린더;

- 실린더 내에서 이동가능하고, 로드의 제2 단부와 견고하게 연결되고, 실린더에서, 압축력들을 전달할 수 있는 "고압" 유압 챔버로 지칭되는 제1 유압 챔버 및 인장력들을 전달할 수 있는 "저압" 유압 챔버로 지칭되는 제2 유압 챔버를 한정하는 피스톤;

- 저압 챔버와 고압 챔버 사이에서 유압 유체가 유동할 수 있도록 교정된 적어도 하나의 파이프;

- 로드를 이의 공칭 길이로 되돌리는 경향이 있는 기계적 복귀 수단.

로드는 저압 유압 챔버와 고압 유압 챔버가 등가의 단면들을 갖는다는 점에서 주목할 만하다. 이는, 로드의 응력 거동이 유압 유체의 온도와 실질적으로 독립적으로 유지되는 것을 보장한다.

별개로 또는 조합하여 취해진, 본 발명의 다른 유리하고 비제한적인 특성들에 따르면,

- 실린더는 원형 또는 타원형 단면을 갖는다.

- 실린더 및/또는 피스톤에는 실린더에 대한 피스톤의 회전 인덱싱을 위한 수단이 제공된다.

- 기계적 복귀 수단은 스프링을 포함한다.

- 스프링은 고압 유압 챔버에 배치된다.

- 스프링은 미리 장착된다.

- 로드는 예를 들어 유압 유체를 저압 챔버로 도입시키기 위해 배열되는, 실린더를 유압 유체로 충진하기 위한 수단을 더 포함한다.

- 충진 수단은 역류 방지 밸브를 포함한다.

- 로드는 그 내부에서 전개되는 압력을 제한하기 위해 실린더 내의 유압 유체의 임의의 초과분을 배출하는 수단을 더 포함한다.

- 배출 수단은 역류 방지 밸브를 포함한다.

- 교정된 파이프는 피스톤 또는 실린더 본체에 형성된다.

- 교정된 파이프는 피스톤과 실린더 사이의 기존의 갭에 의해 형성된다.

- 로드는 하기의 것을 포함한다:

o 저압 유압 챔버로부터 고압 유압 챔버로의 유동만을 허용하는, "인장" 교정된 파이프로 지칭되는 적어도 하나의 교정된 파이프.

o 고압 유압 챔버로부터 저압 유압 챔버로의 유동만을 허용하는, "압축" 교정된 파이프로 지칭되는 적어도 하나의 교정된 파이프.

- 압축 교정된 파이프는, 고압 유압 챔버의 압력이 저압 유압 챔버의 압력을 특정 값만큼 초과하는 경우에만 유동이 발생하도록 허용한다.

- 로드는 적어도 2개의 압축 교정된 파이프들을 갖는다.

- 교정된 파이프는 유압 유체의 난류를 촉진하도록 구성된다.

- 로드는, 로드의 베이스 및 헤드 축들에 평행한 이동성 방향을 갖는 이동가능한 부분으로 형성된 적어도 하나의 밸브를 포함한다.

- 로드는, 로드의 주축 및 횡축을 포함하는 평면 내에 위치된 이동성 방향을 갖는 이동가능한 부분으로 형성된 적어도 하나의 밸브를 포함하고, 밸브의 이동가능한 부분의 질량은 특정 양으로 설정된다.

- 로드가 고감쇠 진동 시스템을 형성하도록 기계적 복귀 수단 및 교정된 파이프의 특성들이 선택된다.

다른 양상에 따르면, 본 발명은 또한 가변 길이 로드를 포함하는 가변 압축비 엔진에 관한 것이다. 별개로 또는 조합하여 취해진, 다른 유리하고 비제한적인 특성들에 따르면,

- 엔진은 압축비를 결정하기 위한 장치를 포함한다.

- 압축비를 결정하기 위한 장치는 가변 길이 로드 상에 배열된 타겟과 엔진에 대향하여 배치된 센서를 포함한다.

본 발명은 본 발명의 제한적이지는 않지만 특정 실시예에 대한 다음의 설명을 읽고 첨부 도면들을 참조하면서 더 잘 이해될 것이다.
도 1a 및 도 1b는 종래의 내연 엔진의 피스톤의 상사점 및 하사점 위치들을 도시한다.
도 2는 최대 부하 및 2개의 상이한 엔진 속도들에서 엔진 사이클 동안 로드에 적용되는 힘들을 도시한다.
도 3은 부하에 따른 엔진 사이클 동안 압축력들의 최대 진폭을 도시한다.
도 4는 다양한 엔진 속도들에서, 엔진 사이클 동안 관성력들의 변화를 도시한다.
도 5는 본 발명에 따른 로드의 블록도를 도시한다.
도 6은 본 발명의 특정 구현 모드에 따라 로드 피스톤을 밀봉하기 위한 수단을 도시한다.
도 7a는 유압 유체의 온도 상승의 경우, 등가 단면의 조건이 충족되지 않는 로드에 대해 로드의 길이를 엔진의 부하와 연결하는 관계의 그래픽 표현을 도시한다.
도 7b 내지 도 7d는 등가 단면 조건이 충족되는 3개의 로드 구성을 도시한다.
도 8a는 엔진의 목표 엔진 부하 압축비 거동 법칙을 도시한다.
도 8b는 도 8a의 거동 법칙을 재현하기 위한 엔진 부하에 따른 목표 로드 길이를 도시한다.
도 8c는 3개의 상이한 로드 구성들에 대해, 로드에 적용되는 일정한 힘의 진폭에 따른 로드의 최대 신장 속도에 대응하는 감쇠 법칙들을 도시한다.
도 9는 본 발명에 따른 로드의 제1 예를 도시한다.
도 9a는 도 9의 예의 교정된 파이프를 상세히 도시한다.
도 10은 엔진에서 작동되는 경우 제1 예의 로드의 거동을 도시한다.
도 11는 본 발명에 따른 로드의 제2 예를 도시한다.
도 11a 및 도 11b는 도 11의 예의 교정된 파이프들을 상세히 도시한다.
도 12는 엔진에서 작동되는 경우 제2 예의 로드의 거동을 도시한다.

로드는 엔진 동작 사이클들 동안 인장 및 압축력들을 받는다. 이러한 힘들은 2개의 소스들, 즉, 연소 실린더에서 혼합물의 연소로 인한 힘들 및 엔진 속도로 인한 관성력들을 갖는다. 도 2는 최대 부하 및 2개의 상이한 엔진 속도들에서 엔진 사이클 동안 로드에 적용되는 힘들을 예시의 방식으로 도시한다.

연소력들은 배타적으로 로드 상의 압축 응력들을 초래한다. 이러한 힘들의 최대 진폭은 예시의 방식으로, 도 3에 도시된 바와 같이 엔진 부하에 실질적으로 비례한다.

관성력들은 엔진 사이클 동안 로드 상에 연속적 인장 및 압축 응력들을 초래한다. 관성력들의 최대 진폭은 본질적으로 엔진 속도(즉, 엔진의 회전 속도)의 제곱에 비례한다. 이는 도 4에 예시의 방식으로 예시된다.

엔진 사이클 또는 복수의 엔진 사이클들 동안 마찰이 무시되면, 순간적 압축 관성력들 및 순간적 인장 관성력들이 전체 사이클에 걸쳐 평균적으로 서로 보상하기 때문에 힘들의 진폭이 최대이고 이들의 곡선 형상들이 상이하더라도, 로드에 적용된 관성력들이 전개되는 작용은 널(null)이다.

따라서, 엔진 사이클 또는 복수의 엔진 사이클들에 걸쳐, 로드에 적용되는 결합된 힘들의 작용은 실질적으로 연소력들의 작용에 대응하고, 이는 도 3의 설명에 대해 이전에 특정된 바와 같이 엔진 부하를 표현한다.

본 발명은 엔진 부하에 따라, 즉 평균 연소력들에 따라 가변 길이 로드를 제공하기 위한 이러한 관찰들에 기초한다. 로드 길이에서의 이러한 변화는 실질적으로 변위를 수정하지 않고 (즉, 로드 길이의 능동 제어 시스템을 구현할 필요 없이) 엔진의 부하에 대한 압축비를 자율적으로 조정하는 것을 가능하게 한다.

"평균 힘들"은 일 사이클 또는 복수의 사이클들, 더 구체적으로는 엔진 사이클들 동안 적용되는 힘들의 평균을 지칭한다.

본 발명에 따른 그리고 도 5에 개략적으로 도시된 바와 같은 로드(1)는 다음을 포함한다:

- 로드의 제1 단부 E1과 견고하게 연결된 실린더(2);

- 실린더(2) 내에서 로드의 제2 단부 E2와 견고하게 연결된 이동가능한 피스톤(3)

로드(1)의 각각의 단부는 베어링을 가질 수 있고, 하나는 연소 피스톤에 연결되고 다른 하나는 크랭크샤프트에 연결되도록 의도된다. 로드 길이는 2개의 베어링들 사이의 축간 거리를 지칭한다. 실린더(2) 내의 피스톤(3)의 변위는 제1 한계 정지(로드의 최소 길이)와 제2 한계 정지(로드의 최대 또는 공칭 길이) 사이에서 로드(1)의 길이를 조절하는 것을 가능하게 한다.

피스톤(3)은 실린더(2)에서, 이의 종축을 따라 로드(1)에 적용된 압축력들 Fcomp를 전달할 수 있는 "고압" 유압 챔버로 지칭되는 제1 유압 챔버(4) 및 이의 종축을 따라 로드(1)에 적용된 인장력들 Ftrac를 전달할 수 있는 "저압" 유압 챔버로 지칭되는 제2 유압 챔버(5)를 한정한다. 이러한 2개의 "고압"(4) 및 "저압"(5) 챔버들은 적어도 하나의 교정된 파이프(6)를 통해 유체 연통한다.

로드(1)의 길이를 유도하는 피스톤(3)의 운동은 로드(1)에 적용되는 인장 및 압축력들에 의해 발생되고, 교정된 파이프(6)를 통한 하나의 챔버로부터 다른 챔버로의 유체의 유동에 의해 (정지들에 의해 제공되는 한계들 내에서) 인가된다. 유동이 없는 경우, 로드(1)는 강체와 같이 거동하고, 실린더(2) 내의 피스톤(3)의 운동은 인장 및/또는 압축력들에 의해 가압된 유압 유체의 압축성으로 제한된다.

따라서, 2개의 챔버들(4, 5) 사이의 유동의 동역학은 로드(1) 길이의 조절 속도를 적용된 순간적 힘들로 조정한다.

본 발명에 따르면, 이러한 동역학은, 순간적 관성 또는 연소력들에 대해 반응하지 않거나, 제어되고 제한된 진폭으로 반응하도록 (특히 교정된 파이프(들)(6)의 크기에 의해) 선택된다.

특히 유리한 방식으로, 교정된 파이프(들)(6)는 난류를 촉진하도록 구성된다. 층류와 반대로, 난류 조건들에서는 유량을 압력과 연결하는 관계가 유체의 온도에 훨씬 덜 민감하다. 이는, 유압 유체의 온도 변동들에도 불구하고 로드의 실질적으로 일정한 거동(극단적 온도 조건들 하에서는 냉각된 엔진에서 -20℃ 내지 작동 엔진에서 150℃의 범위일 수 있음)을 확립하는데 기여한다.

그 자체로 널리 공지된 바와 같이, 난류는, 파이프 길이 대 파이프 직경의 비를 감소시키고 파이프로의 유압 유체의 유입을 방해하여 챔버와 파이프 사이에 격렬한 전이를 생성함으로써 촉진된다(예를 들어, 챔버들(4, 5)과 파이프(6) 사이에 어떠한 수렴하는 입구 콘들도 형성되지 않는다).

제1 구성에 따르면, 로드의 실린더(2) 및/또는 로드의 피스톤(3)에는, 하나의 챔버(4, 5)로부터, 교정된 파이프(들)(6)가 없는 다른 챔버로의 유압 유체의 유동을 방지하는 밀봉 수단이 제공된다.

(도 6에 도시된) 특정 예시적인 실시예에서, 이러한 밀봉 수단은 피스톤 슬라이딩 면의 레벨에서 그리고 고압 챔버(4)로부터 저압 챔버(5)를 향해 연속적으로 다음을 포함한다.

- 고압 챔버(4) 내의 유체의 압력 전방을 포함하기 위한 하나의 또는 몇몇 금속 세그먼트들(61);

- 중간적 유압 유체 저장조(62);

- 및 조립체를 밀봉하는 밀봉(63)(예를 들어, 복합체 또는 O-링).

이러한 제1 구성에서, 저압 챔버(5)와 고압 챔버(4) 사이의 교정된 파이프(6)는 피스톤(3) 및/또는 실린더(2)에 형성된다. 유리하게는, 간단한 제조를 위해, 저압 챔버(5)와 고압 챔버(4) 사이의 교정된 파이프(6) 또는 교정된 파이프들(6) 중 하나가 피스톤(3)에 형성된다. 선택적으로, 이러한 파이프(6) 또는 이러한 교정된 파이프들(6) 중 하나는 실린더(2)의 본체 내에 형성될 수 있다.

다른 구성에 따르면, 로드 실린더(2) 및/또는 로드 피스톤(3)에는 밀봉 수단이 제공되지 않는다. 이러한 경우, 피스톤(3)과 실린더(2) 사이의 갭은 2개의 챔버들 사이에서 유체의 유동을 허용하도록 선택되고, 그 자체로 저압 챔버(5)와 고압 챔버(4) 사이의 교정된 파이프(6)이다. 이러한 구성에서, 피스톤(3) 및/또는 실린더(2)의 본체에 형성된 적어도 하나의 추가적인 교정된 파이프(6)가 제공될 수 있다.

또한, 본 발명에 따른 로드(1)는 외부 힘들의 부재 시에 로드를 이의 공칭 길이로 복귀시키도록 구성되는 기계적 복귀 수단(7)을 포함한다.

이러한 방식의 로드(1)는 진동 시스템을 형성한다.

본 발명에 따르면, 교정된 파이프(들)(6) 및 기계적 복귀 수단(7)은 로드(1)에 적용되는 평균 인장 및 압축력들에 대해 로드(1)의 길이를 조절하도록 구성 및/또는 선택된다. 이러한 조절은 평균 압축력들이 증가함에 따라 로드의 길이를 감소시키는 것으로 이루어질 수 있다. 즉, 기계식 복귀 수단의 특성(강성, 사전-로딩 등) 및 교정된 파이프(들)의 특성(수량, 직경, 길이, 유동의 성질 등)은, 로드가 고감쇠된 진동 시스템의 거동을 형성하거나 나타내도록 선택된다. 고감쇠된 진동 시스템은 감쇠 팩터가 1보다 큰 진동 시스템인 것을 주목해야 한다.

본 발명에 따른 로드(1)의 엔진에서의 동작은 아래에서 설명된다.

엔진이 시동되는 경우, 복귀 수단(7)이 로드의 피스톤(3)/실린더(2) 조립체를 기계적 정지 위치에 배치되도록 유도하기 때문에 로드(1)는 이의 공칭 길이에 있다. 따라서, 엔진은 로드가 시동되는 경우 로드의 공칭 길이로 정의된 압축비를 갖는다.

낮은 부하에서 로드(1)에 적용되고 따라서 본질적으로 관성력들에 대응하는 순간적 인장 및 압축력들은 고압 유압 챔버(4)와 저압 유압 챔버(5) 사이의 교정된 파이프(6)에서의 유동보다 빠르게 전개된다. 또한, 작은 진폭의 진동들이 발생할 수 있더라도, 로드(1)의 길이는 본질적으로 이러한 힘들에 의해 영향받지 않는다.

엔진 부하가 증가하는 경우, 평균 압축력들은 고압 챔버(4)로부터 저압 유압 챔버(5)로의 유압 유체의 전달을 가능하게 하는데 충분해진다. 이러한 유동은 피스톤(3)이 실린더(2) 내에서 변위되도록 그리고 로드(1)가 수축되도록 유도한다. 그 다음, 엔진의 압축비는 로드(1)의 유효 길이에 따라 완전히 독립적인 방식으로 조절됩니다.

바람직하게는, 기계적 복귀 수단(7)은 로드(1)의 제1 단부를 이의 제2 단부로부터 멀리 이동시키는 경향이 있는 힘을 가하도록 배열된 스프링, 예를 들어 압축 스프링을 포함한다. 스프링은 고압 유압 챔버(4)에 배치되거나 챔버(4) 외부에서 로드(1) 상에 배열될 수 있다.

스프링은 강성을 가질 수 있는데, 이는, 로드(1)가 수축함에 따라 증가하는 복귀력을 적용하도록 유도한다. 일반적으로, 복귀력들이 정지의 효과들 또는 임의의 과도 효과들 없이 스프링에 의해서만 제공되는 경우, 엔진 부하에 대응하는 평균 연소력들이 복귀 수단(7)에 의해 적용되는 힘들과 밸런싱될 때, 작은 진폭들의 진동들이 발생할 수 있을지라도 로드(1)의 길이는 본질적으로 균형 길이 주위에서 안정화된다.

반대로, 엔진 부하가 감소되는 경우, 유압 유체는 저압 챔버(5)의 교정된 파이프(6)를 통해 고압 챔버(4)로 전달되는 경향이 있고, 로드(1)는 공칭 길이 구성에 대응하는 이의 기계적 정지부로 복귀하려는 경향이 있다. 그에 따라 엔진의 압축비가 조절된다.

스프링의 강성은 부하들의 선택된 범위에 대해 2개의 정지부들 사이에서 로드의 최대 이동을 허용하도록 선택된다.

스프링은 사전-로딩될 수 있는데, 즉, 로드(1)가 휴지 위치에서 이의 공칭 길이에 있는 경우, 스프링은 0이 아닌 임계 복귀력을 적용한다. 따라서, 평균 연소력(압축력)이 임계 복귀력 아래로 유지되는 한, 로드(1)의 길이는 이의 공칭 길이로 고정되어 유지된다. 추후에 볼 수 있는 바와 같이, 임계 복귀력의 일부는 로드(1)의 유압부에 의해 제공될 수 있다. 이러한 경우, 스프링에 의해 제공되는 임계 복귀력의 일부는 감소될 수 있고, 스프링의 크기가 또한 감소될 수 있다.

본 발명의 특정 구현 모드에 따르면, 스프링은 0이 아닌 임계 복귀력으로 사전-로딩되고, 이의 강성은, 예를 들어, 하나의 정지부로부터 다른 정지부로의 복귀력에서의 변동이 사전-로딩 힘의 70%를 초과하지 않도록 낮게 선택된다. 이러한 방식으로, 실질적으로 일정한 복귀력은 그 길이에 무관하게 로드(1)에 적용된다. 따라서, 이는, 정지부들에서 2개의 안정된 구성들을 가질 수 있는 로드(1)를 형성한다.

제1 구성에서, 로드(1)는 적용된 평균 연소력이 임계 복귀력 아래로 유지되는 한, 이의 공칭 길이와 동일한 제1 길이를 갖는다.

제2 구성에서, 로드(1)는 적용된 평균 연소력이 임계 복귀력보다 큰 경우, 이의 최소 길이와 동일한 길이를 갖는다.

이러한 구현 모드는 독립형 "트윈-레이트(twin-rate)" 가변 압축비 엔진을 구현하기 위해 간단하고 저렴한 로드(1)를 생성하는데 특히 적합하다. 엔진은 낮은 부하에서, 제1 구성의 로드의 공칭 길이에 의해 부과된 제1 압축비, 및 임계 부하를 초과하는 로드에서의 제2 구성의 로드의 최소 길이에 의해 부과된 제2 압축비를 갖는다. 로드(1)의 길이는 그에 적용된 평균 인장 및 압축력들로 잘 조절된다.

로드의 실린더(2) 및 피스톤(3)은 원형 단면을 가질 수 있다. 이러한 경우, 연소 피스톤의 병진 운동 동안 연소 피스톤의 베어링들 및 크랭크샤프트의 배향을 평행하게 유지하기 위해, 연소 실린더의 연소 피스톤의 종축을 따른 회전을 방지하도록 인덱싱 수단(12)이 제공된다. 이는, 피스톤(3)과 실린더(2) 사이의 홈 구조 또는 실린더(2)의 긴 개구를 통해 피스톤(3)에 삽입된 핀(12)일 수 있으며, 이는 피스톤(3)의 병진 운동을 허용하지만 임의의 회전 운동을 차단한다. 이는 크랭크샤프트 및/또는 피스톤 및 연소 실린더와의 연결부들에서 마찰 전개 또는 엔진 차단을 방지한다.

대안적으로, 로드의 실린더(2) 및 피스톤(3)은 타원형 단면과 같은 비-원형 단면을 가지며, 이는, 그 자체로 이러한 2개의 본체들의 종축을 따른 회전의 위험을 방지한다.

일반적으로 말하면, 실린더(2) 및 피스톤(3)은 로드(1)의 공간 요건을 제한하고 종래의 설계의 연소 엔진에 배치할 수 있도록 치수가 정해진다. 그러나, 로드(1)의 최소 크기는 유압 챔버들(4, 5)에서 발생할 수 있는 최대 유압 유체 압력에 의해 제한된다. 이와 같이, 실린더(2) 및 피스톤(3)의 타원형 단면은 때때로 임의의 공간 요건 및 압력 제약들을 보충하기에 보다 적절할 수 있다. 어떠한 경우이든, 저압 챔버(5) 및 고압 챔버(4)의 레벨에서 유압 유체의 압력을 받는 표면들은, 피스톤이 최대 응력을 받는 경우, 하나 또는 다른 하나의 챔버에서 전개되는 압력이 예를 들어, 밀봉 수단의 강도에 대해 과도하지 않도록 충분히 크게 선택된다. 예를 들어, 고압 챔버(4)에서 종래의 연소 엔진에 대해 약 400 bar 내지 1,000 bar의 압력을 초과하지 않도록 선택할 수 있다.

유압 유체의 압력을 받는 표면들의 범위는 로드의 실린더(2)에서 로드의 피스톤(3)의 슬라이딩 방향에 수직인 평면 상에 돌출되는 이러한 유체와 접촉하는 표면들의 영역만큼 더 정확하게 정의될 수 있다.

로드의 실린더(2) 및/또는 피스톤(3)에는 고압 챔버(4) 또는 저압 챔버(5)의 레벨에서 유압 유체를 충진하는 수단(8)이 제공될 수 있다. 이러한 충진 수단은 챔버를 유체로 충진하여 임의의 누출을 보상하는 것을 가능하게 한다. 이는, 로드의 본체에 형성되고, 제1 단부에서는 로드의 실린더 내로 그리고 제2 단부에서는 로드의 헤드와 크랭크샤프트의 베어링 사이의 연결부에서 개방되는 파이프일 수 있다. 그 자체로 널리 공지된 바와 같이, 유압 유체는 이러한 연결부에서 엔진으로부터 취해지고, 실린더에 피딩하기 위해 로드 본체의 파이프로 유동할 수 있다.

바람직하게는, 파이프의 제1 단부는 실린더(2)의 저압 챔버(5) 내로 개방되고, 이는, 압축력이 로드에 적용되는 경우 발생하는 펌핑 효과를 이용하는 것 및 그에 따라 실린더(2)를 충진하는 유압 유체의 유동을 보조하는 것을 가능하게 한다. 파이프에는 도 5에 개략적으로 도시된 바와 같이, 이러한 파이프를 통해 실린더로부터의 어떠한 유동도 방지하는 역류-방지 밸브가 제공될 수 있다.

로드의 실린더(2) 내에서 전개되는 압력을 제한하기 위해, 배출 수단(9)이 제공될 수 있다. 이러한 수단은, 예를 들어, 챔버에서 원하는 최대 압력과 동일한 임계 압력에서 교정된 밸브의 형태로, 일정한 누설을 형성하는 고압 챔버(4) 밖으로 나가는 단순한 파이프 또는 압력 제한기가 제공된 파이프로 구성되거나 이를 포함할 수 있다.

특히 유리하게는, 저압 챔버(5) 및 고압 챔버(4)는 등가 단면들을 갖는다. "등가 단면들"이라는 용어들은, 챔버들(4, 5) 중 하나에서 피스톤(3)의 변위에 의해 스윕되는 체적이 피스톤(3)의 변위에 의해 다른 챔버에서 스윕되는 체적과 동등함을 나타내기 위해 사용된다.

"등가 단면" 조건은, 피스톤의 운동 방향에 수직인 평면 상으로 돌출되는 피스톤의 각각의 면 상에서 압력을 받는 표면들이 실질적으로 동일한 경우 충족된다.

주어진 엔진 동작 포인트에 대해, 그리고 피스톤(3)이 균형 위치에 도달한 경우, 2개의 챔버들 사이의 압력 차이는 유압 유체의 온도와 무관하게 일정하게 유지된다. 등가 단면 조건이 충족되는 한, 유압 유체의 온도와 무관하게 로드 상에 작용하는 힘들의 균형은 일정하다.

챔버들(4, 5)의 내부 압력은 특히 온도에 따른 유압 유체의 팽창과 함께 가변적이다(극단적 온도 조건들 하에서는 냉각된 엔진에서 -20℃ 내지 작동 엔진에서 150℃의 범위일 수 있음). 단면들이 동등하지 않은 경우, 내부 압력의 가변성은 피스톤(3)에 적용되는 힘들의 가변성을 초래할 것이다. 결국, 로드는 온도에 따라 변화하는 거동(엔진 부하에 따른 길이)을 가질 것이고, 이는 일반적으로 바람직하지 않다.

즉, 파이프(6) 상에 어떠한 교정된 역류-방지 밸브도 없다면, 로드(1)는 동작 동안 고압 및 저압 챔버들(4, 5)의 평균 압력들과 밸런싱하는 경향이 있다. 단면들이 동등하지 않은 경우, 압력에 의해 발생되고 피스톤(3) 상에 가해지 평균 힘은 더 이상 널(null)이 아니다. 이러한 경우, 이는 챔버들(4, 5) 사이의 단면의 차이에 비례하고, 챔버들(4, 5)에서 지배적 평균 압력에 비례한다. 그러나, 유압 유체는 열팽창을 강하게 받는다. 따라서, 챔버들(4, 5) 내의 압력은 엔진 온도가 상승하는 경우 변할 수 있다. 결국, 복귀 수단(7)에 의해 가해지는 힘들, 연소력들 및 피스톤(3) 상에 가해지는 유압력들 사이의 균형은 이에 따라 온도에 의해 방해되고, 이는 바람직하지 않다. 등가 단면 조건들은, 온도에서의 변동들에도 불구하고 로드의 실질적으로 일정한 거동(길이-부하 법칙)을 보존하는데 기여하는 이점을 갖는다.

예시의 방식으로, 도 7a는, 등가 단면들의 조건이 충족되지 않는 로드의 길이를, 이러한 로드의 특정한 예시적 구현에서 (2,000 ppm에서) 엔진의 부하에 연결하는 관계의 그래픽 표현이다(이러한 예에서, 고압 챔버의 표면은 저압 챔버의 표면보다 10% 크다). 이 도면은, 오일이 기준 온도를 갖는 제1 경우, 및 이러한 동일한 오일의 온도가 제1 경우와 동등한 동작 조건들에서 10℃만큼 증가된 제2 경우에서 엔진들의 윤활을 위해 공통적으로 사용되는 오일로 구성된 유압 유체들의 경우에서 이러한 관계를 도시한다. 10℃의 약간의 온도 상승은 상이한 엔진 부하 대 로드 길이 관계를 유도하고, 결국 매우 상이한 엔진 부하 대 압력비 관계를 유도하며, 이는 엔진의 재현가능하고 예측가능한 동작에 대해 허용될 수 없다.

다수의 유압 챔버들(4, 5)의 구성은 예시의 방식으로 도 7b 내지 도 7d에 도시된 바와 같이 등가 단면 조건이 충족되고 그리고 그에 따라 온도 효과들이 제한되도록 허용한다.

도 7b에 도시된 제1 예에 따르면, 이러한 조건은 2-단 피스톤(3)에 의해 충족된다. 이러한 도면에서, 실린더(2)는, 저압 챔버(5)가 고압 챔버(4)의 직경보다 큰 직경을 갖도록 원형 숄더(3c)를 갖는다. 직경에서의 이러한 차이는 저압 챔버(5) 내의 피스톤(3)의 샤프트(9)의 단면에 의해 보상되어, 결국 일 챔버에서 피스톤(3)의 변위에 의해 생성된 체적은 피스톤(3)의 동일한 변위에 의해 다른 챔버에서 생성되는 체적과 동일하다.

도 7c에 도시된 제2 예에 따르면, 이러한 조건은 외부로의 샤프트 개구를 갖는 피스톤(3)에 의해 충족된다. 피스톤(3)의 샤프트(9)는 피스톤(3)의 어느 한 측에서 챔버들(4, 5) 각각의 체적 내로 확장된다. 이러한 방식으로, 등가 단면의 조건이 또한 충족된다.

도 7d에 도시된 제3 예에 따르면, 이러한 조건은 내부로의 샤프트 개구를 갖는 피스톤(3)에 의해 달성된다. 이러한 도면에서, 고압 챔버(4)는, 피스톤(3)의 샤프트(9)의 단면과 동일한 단면을 갖는 돌출체(10)를 갖는다. 이러한 돌출체(10)는 피스톤(3)에 형성된 보어(11)에, 그 안에서 슬라이딩할 수 있도록 조절된다. 이러한 방식으로, 동등한 단면의 조건이 또한 충족된다.

더 큰 유연성으로 유동의 동역학을 조절할 수 있도록, 로드(1)는 다음을 포함할 수 있다:

- 저압 챔버(5)로부터 고압 챔버(4)로의 유압 유체의 유동만을 허용하는, "인장" 교정된 파이프로 지칭되는 적어도 하나의 교정된 파이프(6a).

- 고압 챔버(4)로부터 저압 챔버(5)로의 유압 유체의 유동만을 허용하는, "압축" 교정된 파이프로 지칭되는 적어도 하나의 교정된 파이프(6b).

파이프들(6a, 6b) 각각에는 단일 방향으로 유동을 가능하게 하는 밸브가 제공될 수 있다.

따라서, 파이프들 각각을 서로 독립적으로 (예를 들어 크기에서) 조정하는 것, 및 인장 또는 압축력이 적용되는지 여부에 따라 로드 길이의 조정 시에 구별된 동역학을 가능하게 하는 것이 가능하다.

바람직한 변형에서, 교정된 압축 파이프(6b)는, 고압 챔버(4)의 압력이 저압 챔버(5)의 압력을 특정 값만큼 초과하는 경우에만 유동이 발생하도록 허용한다. 이는 미리 결정된 압력 차이에서 교정된 역류-방지 밸브를 파이프(6b)에 제공함으로써 용이하게 달성될 수 있다.

유동을 결정된 압력 차이 미만으로 이와 같이 차단함으로써, 로드의 실린더(2) 내의 피스톤(3)의 임의의 압축 운동은 이러한 압력이 초과되지 않는 한 방지된다. 복귀 수단(7)을 사전-로딩하는 것과 유사한 효과가 이와 같이 획득되고, 그 다음, 이러한 수단은 동일한 효과를 위해 더 작은 크기일 수 있다.

변형 예에서, 로드는 압축을 위한 2개의 교정된 파이프들(6b)을 가질 수 있는데, 하나는 간단하고, 압축력이 로드(1)에 가해지자 마자 교정된 유동이 발생하도록 허용하고, 다른 하나에는 로드(1)에 충분한 압축력(2개의 챔버들 사이의 충분한 차동 압력을 포함함)이 적용되자 마자 상보적 유동이 발생하도록 허용하기 위해 교정된 역류-방지 밸브가 제공된다.

따라서 유동의 동역학을 조절하기 위한 추가적인 수단이 있으며, 따라서 순간적 힘들에 대한 로드 길이의 조절 속도가 그에 적용되며; 더 일반적으로는, 압축비와 엔진 부하 사이의 관계를 제어하기 위한 추가적인 수단이 있다.

밸브들 일반적으로 이동성 방향에 따라 이동할 수 있고 시트 및/또는 스프링과 협동하는 (볼과 같은) 이동가능한 부분으로 구성된다. 이러한 널리 공지된 메커니즘은, 이러한 통로의 상류 및 하류의 압력 차이에 따라 유동 통로를 선택적으로 개방 또는 폐쇄하는 것을 가능하게 한다.

유리하게는, 본 발명에 따른 로드(1)의 파이프들(6; 6a, 6b) 및/또는 충진 수단(8) 및/또는 배출 수단(9)과 연관된 밸브들은 이들의 이동하는 부분들의 이동성 방향들을 로드(1)의 베이스 및 헤드 축들에 평행하게 배치하도록 배열된다. 이러한 구성에서, 이동하는 부분들은 엔진에서 로드의 동작 동안 이들의 이동성 방향들에서 로드(1)의 가속을 받지 않는다. 따라서, 이는, 엔진 속도가 이러한 밸브들의 개방 또는 폐쇄 거동에 의존하는 것을 방지한다.

대안적으로, 밸브들의 이동하는 부분들(또는 이들의 일부)의 이동성 방향을, 로드(1)의 주축, 즉, 이의 길이를 따른 축 및 로드(1)를 가로지르는 축, 즉 이의 폭을 따른 축을 포함하는 평면에 배치하도록 선택할 수 있다. 이러한 경우, 이러한 이동하는 부분들은 엔진의 동작 동안의 힘들을 받을 수 있고, 이는 이러한 평면에서 이들의 배향들, 이들의 가속들 및 이들의 질량들에 비례하며, 이는 이들과 연관된 밸브들을 개방 또는 폐쇄하는데 기여한다. 이러한 힘들은 특히 연소 피스톤의 상사점 및 하사점 위치들 근처에서 전개될 수 있다(이러한 위치들 근처에서 로드의 가속은 엔진 속도와 관련됨). 더 구체적으로, 이러한 밸브들 중 하나가 로드(1)의 축을 따라 배치되는 경우, 밸브를 개방 또는 폐쇄되게 하기 쉬운 엔진의 회전 속도와 관련된 최대 가속은 피크 연소력에 가깝다. 그리고, 이러한 밸브들 중 하나가 로드(1)의 축을 가로질러 배치되는 경우, 밸브를 개방 또는 폐쇄되게 하기 쉬운 엔진의 회전 속도와 관련된 최대 가속은 연소와 관련된 피크 힘으로부터 멀다. 그 다음, 특히 엔진 속도에 따라 장치의 거동(로드 길이-부하 법칙)을 미세 튜닝하기 위한 목적으로, 하나의 또는 다른 하나의 축을 따라, 더 일반적으로는, 이러한 축들 및 밸브들의 이동가능한 부분들의 각각의 질량들(및 이들이 협력할 수 있는 임의의 스프링들의 강성)에 의해 정의되는 평면에서 배치를 선택하는 것이 바람직하고 유용할 수 있다. 그 다음, 이는, 이러한 밸브들, 특히 주어진 엔진 속도를 넘어, 로드의 거동을 최적화하기 위한 추가적인 치수를 제공하는 교정된 파이프(들)(6)과 연관될 수 있는 밸브들을 개방 또는 폐쇄하는 것을 가능하게 한다.

다른 유리한 양상에 따르면, 밸브들은, 밸브들의 최대 개방을 제한하는 이동가능한 부분을 위한 기계적 정지부를 포함하고, 유량이 제어되도록 허용하고, 밸브 스프링이 존재하는 경우 이러한 스프링 상의 임의의 과도한 응력이 방지되도록 허용한다.

일부 경우들에서, "누설" 밸브들을 갖는 파이프(6; 6a, 6b)를 제공하는 것이 또한 가능하며, 밸브들에 대해 우회 파이프가 밸브 자체에 평행하게 배치된다. 그 자체로 널리 공지된 바와 같이, "누설" 밸브들은, 상향 및 하향 유동들을 분리할 뿐만 아니라 유동들을 조절하기 위해 사용될 수 있다.

고압 챔버와 저압 챔버 사이의 유동 파이프들(6a, 6b)의 구성 및 교정을 명확하게 결정하는 것은, 로드가 동작할 엔진 구성 및 이러한 엔진의 선택된 성능과 관련되거나, 그로부터 예상된다.

일반적으로 말하면, 예를 들어, 도 8a 및 도 8b에 도시된 곡선 형상을 달성하기 위해, 로드의 동작(엔진 부하에 대한 로드 길이의 조절, 즉 평균 인장 및 압축력들)을 엔진의 원하는 특성들에 따라 미리 결정된 관계에 부합하도록 하는 것이 목적이다. 이는, 선택된 유동 구성의 복잡도(파이프들의 수 등)와 이의 성능 사이의 중재를 수반할 수 있다. 일반적으로, 기계적 복귀 수단(7) 및 교정된 파이프(들)의 특성들은, 평균 인장 및 압축력들에 대한 로드(1) 길이의 조절이 미리 결정된 관계에 부합하도록 선택된다.

당업자들은 이러한 설계 및/또는 검증 스테이지를 달성하기 위해 많은 공통 수단에 의해 도움받을 수 있다. 보다 구체적으로, 이는, 정적 및 동적 거동을 평가하기 위해 선택된 힘 프로파일들에 따라 로드에 인장 또는 압축 응력을 적용하기 위해 사용되는 디지털 시뮬레이션 및 최적화 수단 또는 테스트 벤치들을 수반할 수 있다. 무엇보다도, 이러한 수단은, 기계적 복귀 수단 및 파이프(들)의 특성들이 실제로 고감쇠 진동 시스템의 동적 거동을 로드에 제공하도록 하는 것을 보장하기 위해 사용될 수 있다.

예시의 방식으로, 당업자는 도 8c에 도시된 바와 같은 법칙을 갖는 감쇠 타입을 재현하려 할 수 있다. 이러한 도면은 로드에 적용되는 일정한 힘의 진폭(가로 좌표)에 따라 로드의 신장 속도(세로 좌표)를 도시한다. 이러한 진폭은 연소의 피크에 대응하는 로드에 적용되는 최대 힘으로 표준화된다. 도 8c에는, 하기 3개의 상이한 로드 구성들 및 본 발명에 따른 3개의 법칙들이 예시의 방식으로 도시되어 있다.

(a) 단일의 교정된 파이프를 갖는 로드;

(b) 교정된 역류-방지 밸브가 제공된 압축 파이프인, 각각 인장성 및 압축성인 2개의 교정 파이프들;

(c) 하나는 인장성 파이프이고 2개는 압축성 파이프들인 3개의 교정된 파이프들을 갖는 로드로서, 압축성 파이프들 각각에는 교정된 역류-방지 밸브가 제공된다.

이러한 감쇠 법칙은 무엇보다도, 적용된 힘이 로드 상의 최대 가시 힘의 50%와 동일한 경우 30 내지 200 mm/s 범위의 이동 속도를 특징으로 한다.

30 mm/s 정도의 속도는, 엔진 사이클 동안 로드의 균형 위치 주위에서 로드의 길이의 진동이 거의 없이 달성되는 것을 보장하지만, 이는, 엔진 부하가 변하는 경우 압축비에서의 변동이 더 느려지는 결과가 된다. 반대로, 200 mm/s 정도의 속도는, 부하가 변하는 경우 압축비에서의 신속한 변동을 획득하는 것을 가능하게 하지만, 로드의 균형 위치 주위에서 로드의 길이의 진동들의 출현을 초래할 수 있다. 하나의 또는 복수의 교정된 역류-방지 밸브들의 존재는, 로드의 길이의 진동들과 압축비에서의 변화들에 대한 반응성 사이의 더 양호한 절충을 달성하는 거동 법칙을 확립하는 것을 가능하게 한다.

선택적으로, 로드(1)는 엔진에서 그 반대쪽에 배치되거나 크랭크케이스에 통합된 센서(예를 들어, 홀(Hall) 효과 센서) 앞의 통로를 검출하기 위해 사용되는 타겟(예를 들어, 자성체)을 포함할 수 있다. 따라서, 동작 동안 로드(1)의 길이를 결정하기 위한 시스템이 확립된다. 대안적으로, 문헌 DE102009013323에서 공지된 솔루션을 선호할 수 있다.

일반적으로, 로드(1) 및/또는 로드가 동작하는 엔진에는 압축비를 결정하기 위한 장치가 제공되는 것이 유리하고, 이러한 정보는 엔진 컴포넌트들을 제어하는데 유용하다. 이러한 목적으로, 로드(1)가 동작할 엔진 또는 장치는 유리하게는 필수적 센서들, 컴퓨터, 및 결정을 수행하기 위해 사용되는 연관된 프로그램들이 구비될 수 있고, 이는 다른 엔진 컴포넌트들을 제어하는 경우 고려될 것이다. 이는, 예를 들어 전술한 문헌의 공지된 솔루션이거나 또는 로드(1)의 길이를 결정하기 위한 시스템을 형성하는 타겟 및 센서일 수 있다.

실시예의 비제한적인 예들의 상세한 설명

예시의 방식으로, 다음 단락들은 본 발명에 따른 로드들의 다양한 솔루션들을 제시하고, 다음과 같은 특성들을 갖는 연소 엔진에서의 동작에 특히 적합하다:

- 연소 피스톤의 직경: 75 mm;

- 행정: 84 mm;

- 1,113 cc의 변위를 갖는 3-실린더 엔진;

- 최대 부하: 130b의 최대 연소 압력에서 25 bar의 MEP(평균 유효 압력);

그림 8a는 이러한 엔진에 대한 엔진 부하-목표 압축비 거동 법칙을 도시한다. 도 8b에서 볼 수 있는 바와 같이, 이러한 법칙은 최대 압축비와 최소 압축비 사이에서 4mm의 최대 로드 이동을 초래한다.

도 9는 본 발명에 따르고 도 8a 및 도 8b의 거동 법칙을 재현하려 하는 로드(1)의 제1 예를 도시한다.

도 9의 로드(1)에서, 원형 단면의 실린더(2)는 로드의 베이스에 견고하게 연결되고, 피스톤(3)은 이의 샤프트(9)를 통해 로드의 헤드와 연관된다.

로드(1)의 축간 거리는, 공칭 위치에 있는 경우 150 mm이고, 접촉하는 압축 위치에 있는 경우 146 mm 정도이다.

실린더(2)의 개구는 피스톤(3)과 함께 실린더(2) 내에 저압 챔버(5)를 정의하도록 실린더(2) 상에 나사결합될 수 있는 커버(13)에 의해 폐쇄된다. 실린더(2)의 하단은 피스톤(3)과 함께 저압 챔버(5)를 한정한다. 실린더(2) 및 피스톤(3)의 각각의 치수들은 실린더(2)의 하단 및 커버(13)에 의해 형성되는 기계적 정지부 사이에서 4 mm의 로드 이동을 가능하게 한다. 이러한 로드(1) 구성은 앞서 설명된 엔진에 배치되는 경우 최소 압축비 10.3 및 최대 압축비 17.6을 각각 달성한다.

도 7b와 관련하여 설명된 것과 유사하게, 로드는 숄더(3c)에 의해 형성된 2-단 피스톤을 갖는다. 고압 챔버(4)는 26.5 mm의 직경을 가지며, 이것은 552 mm^2의 피스톤(3) 상의 유체의 "유용한" 표면(즉, 피스톤 이동 축에 수직인 평면 상에 투영된 표면)을 표현한다. 저압 유압 챔버(5)는 30 mm의 내경을 갖고, 샤프트(9)는 원형 단면을 가지며 직경이 14 mm이다. 그 결과, 피스톤(3) 상의 이러한 챔버 내의 유체의 유용한 표면은 553 mm^2이고, 따라서 고압 유압 챔버(4)의 표면과 거의 동일하다. 등가 단면 조건이 실제로 충족된다.

피스톤(3)에서, 핀(12) 형태의 인덱싱 수단은, 피스톤(3)이 슬라이딩하도록 허용하면서 이의 회전을 방지하기 위해 실린더(2)(로드(1)의 종방향에서 확장되는 길이를 가짐)의 긴 개구를 통해 배치된다.

로드(1)에 복귀력을 적용하기 위해, 로드의 베이스와 헤드 사이에 스프링이 배치된다. 이러한 특정 예에서, 스프링은 454 N/mm의 강성을 갖고, 1266 N의 사전-로딩 힘을 적용한다.

도 9에 도시된 로드(1)는 특히 간단하고, 0.44 mm의 내경을 갖는 단일의 교정된 파이프(6)를 가지며, 로드(1)에 가해진 인장 및 압축력들의 영향 하에서 하나의 챔버로부터 다른 챔버로 유압 유체의 전달을 가능하게 한다. 이러한 도면에서 재현된 예에서, 도 9a에 더 상세히 도시된 바와 같이, 파이프(6)는, 단면이 4 mm 정도의 직경을 갖는 2개의 단부 세그먼트들(6i 및 6i'), 및 1 mm의 길이 및 0.44 mm의 단면을 갖는 중앙 세그먼트(6j)로 구성된다. 이 구성은 정확하게 교정된 파이프를 형성하며, 엔진의 동작 조건들 하에서 유동 법칙이 "난류" 타입인 것으로 결정될 수 있다.

도 10은 앞서 특정된 특성들을 갖는 엔진에서 로드가 동작되는 경우 로드의 거동을 도시한다. 예상되는 거동 법칙은 낮은 엔진 속도들에서 양호한 정확도를 따를 수 있음이 관찰된다. 그러나, 더 높은 엔진 속도들에서, 전반적인 거동은 상당히 수용가능하고 기능적이지만, 원하는 목표 거동으로부터 벗어난다. 모든 경우에서, 도 10에 도시된 곡선으로부터, 로드(1)의 길이가 그에 적용되는 평균적인 힘들에 따라 잘 조절된다는 것이 추론된다. 또한, 이러한 예의 유압 챔버들(4, 5) 및 피스톤(3)은 등가 단면들을 갖도록 구성되기 때문에, 거동(로드 길이-로드 법칙)은 유압 유체의 온도와 본질적으로 무관하다.

도 11은 본 발명에 따르고 도 8a 및 도 8b의 거동 법칙을 재현하려 하는 로드(1)의 제2 예를 도시한다. 이러한 제2 예에서의 축간 거리 값들은 방금 설명된 제1 예의 값들과 동일하다.

이러한 제2 예에서, 저압 및 고압 유압 챔버들(5, 4)은 로드의 헤드의 어느 한 측 상에 배치된다. 실린더(2)는 부분적으로는 로드의 베이스 내로 그리고 부분적으로는 로드의 캡 내로 확장되며, 이러한 부분들 각각은 직경이 23.5 mm인 원형 단면을 갖는다. 피스톤(3)에 관해, 이는 동일한 단면을 갖는 2개의 부분들(3a 및 3b)로 구성되며, 각각 로드의 베이스 및 이의 캡에서 실린더와 협력한다. 이러한 구성은 명백하게 등가 단면 조건을 충족한다.

이러한 제2 예에서, 스프링(7)은 로드(1) 내에 배치되고, 이는, 고압 유압 챔버(4)의 하단에 형성된 보어 내에서, 공간 요건 관점에서 특히 상당한 이점을 갖는다. 스프링은 이러한 보어의 하단 상에 그리고 타단에서는 복귀력을 가하기 위해 피스톤(3a)의 노출된 표면 상에 있다. 스프링은 427 N/mm의 강성을 갖고, 904 N의 사전-로딩 힘을 가한다.

로드의 베이스는 2개의 파이프들(9a, 9b), 및 고압 챔버(4)에서 발생할 수 있는 임의의 과도한 압력을 배출하기 위한 압력 리미터(9c) 형성 수단(9)을 갖는다. 피스톤(3)에는 또한, 유압 유체로 저압 유압 챔버(5)를 충진하기 위한 수단(8)이 제공된다.

또한, 피스톤(3)에는 중앙 섹션(6bj)에서 (도 11a에 더 상세히 도시된 바와 같이) 0.43 mm의 직경을 갖고, 이러한 섹션은 1 mm의 길이를 갖는 제1 압축성 파이프(6b) 및 102.9 bar의 개방 압력으로 교정된 밸브(14)가 제공된다. 앞서 설명된 바와 같이, 이러한 교정된 밸브(14)의 존재는, 선행 예에서보다 훨씬 더 크기가 작은 스프링(7)의 크기 및 강성을 제한하고, 이를 로드의 베이스 내에 배치하는 것을 가능하게 한다.

피스톤은 또한, 중앙 섹션(6aj)에서 직경이 0.4 mm인 오리피스를 갖는 (도 11b에 더 상세히 도시된) 파이프(6a); 및 0.7 bar로 설정된 개방 압력을 갖는 교정된 밸브(15)를 갖는다.

도 12는 앞서 특정된 특성들을 갖는 엔진에서 로드가 동작되는 경우 제2 예의 로드의 거동을 도시한다. 예상되는 거동 법칙은 엔진 속도와 무관하게 양호한 정확도를 따를 수 있음이 관찰된다. 또한, 유압 챔버들(4, 5) 및 피스톤(3)은 등가 단면들을 갖도록 구성되고 파이프들(6a, 6b)의 구성은 엔진의 동작 조건들 하에서 유압 유체의 "난류" 유동을 허용하기 때문에, 거동은 본질적으로 유압 유체의 온도와 무관하다.

Claims (22)

1. 길이가 가변적이고, 엔진의 압축비를 조절하기 위한 로드(1)로서,
   상기 로드(1)는 공칭 길이를 갖고, 상기 로드(1)의 종축을 따라 인장 및 압축력들을 받기 쉽고, 상기 로드는,
   - 상기 로드(1)의 제1 단부(E1)와 견고하게 연결된 실린더(2);
   - 상기 실린더(2) 내에서 이동가능하고, 상기 로드의 제2 단부(E2)와 견고하게 연결되고, 상기 실린더에서, 압축력들을 전달할 수 있는 "고압" 유압 챔버로 지칭되는 제1 유압 챔버(4) 및 인장력들을 전달할 수 있는 "저압" 유압 챔버로 지칭되는 제2 유압 챔버(5)를 한정하는 피스톤(3);
   - 상기 저압 챔버(5)와 상기 고압 챔버(4) 사이에서 유압 유체가 유동할 수 있도록 교정된 적어도 하나의 파이프(6; 6a, 6b);
   - 상기 로드를 상기 로드의 공칭 길이로 되돌리는 경향이 있는 기계적 복귀 수단(7)을 포함하고,
   상기 저압 유압 챔버(5)와 상기 고압 유압 챔버(4)가 등가의 단면들을 갖는 것을 특징으로 하는, 가변 길이 로드(1).
2. 제1항에 있어서,
   상기 실린더(2)는 원형 단면을 갖고, 상기 실린더(2) 및/또는 상기 피스톤(3)에는 상기 실린더(2)에 대한 상기 피스톤(3)의 회전 인덱싱을 위한 수단(12)이 제공되는, 가변 길이 로드(1).
3. 제1항 또는 제2항에 있어서,
   상기 실린더(2)는 타원형 단면을 갖는, 가변 길이 로드(1).
4. 제1항 내지 제3항 중 어느 한 항에 있어서,
   상기 기계적 복귀 수단(7)은 스프링을 포함하는, 가변 길이 로드(1).
5. 제4항에 있어서,
   상기 스프링은 상기 고압 유압 챔버(4)에 배치되는, 가변 길이 로드(1).
6. 제4항 또는 제5항에 있어서,
   상기 스프링은 사전-로딩되는, 가변 길이 로드(1).
7. 제1항 내지 제6항 중 어느 한 항에 있어서,
   상기 실린더(2)를 유압 유체로 충진하기 위한 수단(8)을 더 포함하는, 가변 길이 로드(1).
8. 제7항에 있어서,
   상기 충진 수단(8)은 상기 유압 유체를 상기 저압 챔버(5)로 도입시키도록 배열되는, 가변 길이 로드(1).
9. 제1항 내지 제8항 중 어느 한 항에 있어서,
   상기 실린더(2) 내부에서 전개되는 압력을 제한하기 위해 상기 실린더(2) 내의 유압 유체의 임의의 초과분을 배출하기 위한 수단(9)을 더 포함하는, 가변 길이 로드(1).
10. 제1항 내지 제9항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 교정된 파이프(6; 6a, 6b)는 상기 피스톤(3) 내에 형성되는, 가변 길이 로드(1).
11. 제1항 내지 제10항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 교정된 파이프(6; 6a, 6b)는 상기 실린더(2) 내에 형성되는, 가변 길이 로드(1).
12. 제1항 내지 제10항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 교정된 파이프(6)는 상기 피스톤(3)과 상기 실린더(2) 사이의 간극을 선택함으로써 형성되는, 가변 길이 로드(1).
13. 제1항 내지 제12항 중 어느 한 항에 있어서,
    - 상기 저압 유압 챔버(5)로부터 상기 고압 유압 챔버(4)로의 유동만이 발생하도록 허용하는, "인장" 교정된 파이프로 지칭되는 적어도 하나의 교정된 파이프(6a),
    - 상기 고압 유압 챔버(4)로부터 상기 저압 유압 챔버(5)로의 유동만이 발생하도록 허용하는, "압축" 교정된 파이프로 지칭되는 적어도 하나의 교정된 파이프(6b)를 포함하는, 가변 길이 로드(1).
14. 제13항에 있어서,
    상기 압축 교정된 파이프(6b)는, 상기 고압 유압 챔버(4)의 압력이 상기 저압 유압 챔버(5)의 압력을 특정 값만큼 초과하는 경우에만 유동이 발생하도록 허용하는, 가변 길이 로드(1).
15. 제13항 또는 제14항에 있어서,
    적어도 2개의 압축 교정된 파이프들(6b)을 갖는, 가변 길이 로드(1).
16. 제1항 내지 제15항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 교정된 파이프(6; 6a, 6b)는 유압 난류을 촉진하도록 의도되는, 가변 길이 로드(1).
17. 제1항 내지 제16항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 로드(1)의 베이스 및 헤드 축들에 평행한 이동성 방향을 갖는 이동가능한 부분으로 형성된 적어도 하나의 밸브를 포함하는, 가변 길이 로드(1).
18. 제1항 내지 제17항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 로드(1)의 주축 및 횡축을 포함하는 평면 내에 위치된 이동성 방향을 갖는 이동가능한 부분으로 형성된 적어도 하나의 밸브를 포함하고, 상기 밸브의 이동가능한 부분의 질량은 특정 양으로 설정되는, 가변 길이 로드(1).
19. 제1항 내지 제18항 중 어느 한 항에 있어서,
    상기 기계적 복귀 수단(7) 및 상기 교정된 파이프(6; 6a; 6b)의 특성들은, 상기 로드(1)가 고감쇠 진동 시스템을 형성하도록 선택되는, 가변 길이 로드(1).
20. 제1항 내지 제19항 중 어느 한 항의 로드(1)를 포함하는 것을 특징으로 하는 가변 압축비 엔진.
21. 제20항에 있어서,
    상기 압축비를 결정하기 위한 장치를 포함하는, 가변 압축비 엔진.
22. 제21항에 있어서,
    상기 압축비를 결정하기 위한 장치는 상기 가변 길이 로드(1) 상에 배열된 타겟과 상기 엔진에 대향하여 배치된 센서를 포함하는, 가변 압축비 엔진.
    

Images