RU2256085C2 - Internal combustion piston engine with variable compression ratio - Google Patents
Internal combustion piston engine with variable compression ratio Download PDFInfo
- Publication number
- RU2256085C2 RU2256085C2 RU2003105702/06A RU2003105702A RU2256085C2 RU 2256085 C2 RU2256085 C2 RU 2256085C2 RU 2003105702/06 A RU2003105702/06 A RU 2003105702/06A RU 2003105702 A RU2003105702 A RU 2003105702A RU 2256085 C2 RU2256085 C2 RU 2256085C2
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- lever
- point
- connecting rod
- control lever
- crank
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Abstract
Description
Настоящее изобретение относится к машиностроению, прежде всего к тепловым машинам. Изобретение относится, в частности, к поршневому двигателю внутреннего сгорания (ДВС), имеющему поршень, который подвижно установлен в цилиндре и который шарнирно соединен с шатуном, движение которого передается на кривошип коленчатого вала, при этом между шатуном и кривошипом предусмотрено передаточное звено, которое выполнено с возможностью управления его движением с помощью управляющего рычага с целью обеспечить управляемое перемещение поршня, прежде всего обеспечить возможность изменения степени сжатия и хода поршня, и которое выполнено в виде поперечного рычага, который соединен с кривошипом шарниром, который расположен в промежуточном положении на участке между опорной точкой, в которой поперечный рычаг соединен с шатуном, и опорной точкой, в которой поперечный рычаг соединен с управляющим рычагом, и на некотором удалении от линии, соединяющей между собой обе эти опорные точки, в которых поперечный рычаг соединен с управляющим рычагом и шатуном соответственно.The present invention relates to mechanical engineering, primarily to thermal machines. The invention relates, in particular, to a reciprocating internal combustion engine (ICE) having a piston that is movably mounted in the cylinder and which is pivotally connected to a connecting rod, the movement of which is transmitted to the crank of the crankshaft, while a transmission link is provided between the connecting rod and the crank, which is made with the ability to control its movement using the control lever in order to provide controlled movement of the piston, first of all, to provide the possibility of changing the degree of compression and stroke of the piston, and which you made in the form of a transverse lever, which is connected to the crank by a hinge, which is located in an intermediate position in the area between the reference point at which the transverse lever is connected to the connecting rod, and the reference point at which the transverse lever is connected to the control lever, and at some distance from the line connecting between these two reference points at which the transverse lever is connected to the control lever and the connecting rod, respectively.
Из работы Wirbeleit F.G., Binder К. и Gwinner D., "Development of Piston with Variable Compression Height for Incrising Efficiency and Specific Power Output of Combustion Engines", SAE Techn. Pap., 900229, известен ДВС подобного типа с автоматически регулируемой степенью сжатия (ПАРСС) за счет изменения высоты поршня, который состоит из двух частей, между которыми сформированы гидравлические камеры. Изменение степени сжатия осуществляется автоматически путем изменения положения одной части поршня относительно другой за счет перепуска масла из одной такой камеры в другую с помощью специальных перепускных клапанов.From Wirbeleit F.G., Binder K. and Gwinner D., "Development of Piston with Variable Compression Height for Incrising Efficiency and Specific Power Output of Combustion Engines", SAE Techn. Pap., 900229, it is known for ICEs of a similar type with an automatically controlled compression ratio (PARSS) due to a change in the height of the piston, which consists of two parts between which hydraulic chambers are formed. Changing the degree of compression is carried out automatically by changing the position of one part of the piston relative to the other due to oil bypass from one such chamber to another using special bypass valves.
К недостаткам этого технического решения относится то, что системы типа ПАРСС предполагают наличие механизма регулирования степени сжатия, расположенного в высокотемпературной и весьма нагруженной зоне (в цилиндре). Опыт работы с системами типа ПАРСС показал, что на переходных режимах, в частности при разгоне автомобиля, работа ДВС сопровождается детонацией, поскольку гидравлическая система управления не позволяет обеспечить быстрое и одновременное по всем цилиндрам изменение степени сжатия.The disadvantages of this technical solution include the fact that the system type PARSS suggest the presence of a mechanism for controlling the degree of compression, located in a high-temperature and highly loaded zone (in the cylinder). Experience with PARSS-type systems has shown that during transient conditions, in particular during acceleration of the car, the operation of the internal combustion engine is accompanied by detonation, since the hydraulic control system does not allow for a quick and simultaneous change in the compression ratio across all cylinders.
Стремление вынести механизм регулирования степени сжатия из высокотемпературной и механически нагруженной зоны привело к появлению иных технических решений, предполагающих изменение кинематической схемы ДВС и введение в нее дополнительных элементов (звеньев), управлением которых обеспечивается изменение степени сжатия.The desire to remove the mechanism for controlling the degree of compression from the high-temperature and mechanically loaded zones led to the appearance of other technical solutions involving a change in the kinematic scheme of the internal combustion engine and the introduction of additional elements (links) into it, the control of which provides a change in the degree of compression.
Так, например, у Jante A., "Kraftstoffverbrauchssenkung von Verbrennungsmotoren durch kinematische Mittel", Automobil-Industrie, № 1 (1980), с.с.61-65, описан ДВС (кинематическая схема которого показана на фиг.1), у которого между кривошипом 15 и шатуном 12 установлены два промежуточных звена - дополнительный шатун 13 и коромысло 14. Коромысло 14 совершает качательное движение с центром качания в шарнирной точке Z. Регулирование степени сжатия осуществляется за счет изменения положения точки А путем поворота эксцентрика 16, закрепленного на корпусе. Эксцентрик 16 поворачивается в зависимости от нагрузки двигателя, при этом центр качания, расположенный в шарнирной точке Z, перемещается по дуге окружности, изменяя таким образом положение верхней мертвой точки поршня.So, for example, in Jante A., "Kraftstoffverbrauchssenkung von Verbrennungsmotoren durch kinematische Mittel", Automobil-Industrie, No. 1 (1980), pp. 61-65, ICE is described (the kinematic diagram of which is shown in Fig. 1), of which two intermediate links are installed between the
Из работы Christoph Bolling и др., "Kurbetrieb fur variable Verdichtung", MTZ 58 (11) (1997), Сс.706-711, известен также двигатель типа FEV (кинематическая схема которого показана на фиг.2), у которого между кривошипом 17 и шатуном 12 установлен дополнительный шатун 13. Шатун 12, кроме того, связан с коромыслом 14, которое совершает качательное движение с центром качания в шарнирной точке Z. Регулирование степени сжатия осуществляется за счет изменения положения шарнирной точки Z путем поворота эксцентрика 16, закрепленного на корпусе двигателя. Эксцентрик 16 поворачивается в зависимости от нагрузки двигателя, при этом центр качания, расположенный в шарнирной точке Z, перемещается по дуге окружности, изменяя таким образом положение верхней мертвой точки поршня.From the work of Christoph Bolling et al., "Kurbetrieb fur variable Verdichtung", MTZ 58 (11) (1997), pp. 706-711, a FEV engine is also known (the kinematic diagram of which is shown in FIG. 2), in which between the
Из заявки DE 4312954 А1 (21.04.1993) известен двигатель типа IFA (кинематическая схема которого показана на фиг.3), у которого между кривошипом 17 и шатуном 12 установлен дополнительный шатун 13. Шатун 12, кроме того, связан с одним из концов коромысла 14, второй конец которого совершает качательное движение с центром качания в шарнирной точке Z. Регулирование степени сжатия осуществляется за счет изменения положения шарнирной точки Z путем поворота эксцентрика 16, который закреплен на корпусе двигателя. Эксцентрик 16 поворачивается в зависимости от нагрузки двигателя, при этом центр качания, расположенный в шарнирной точке Z, перемещается по дуге окружности, изменяя таким образом положение верхней мертвой точки поршня.From the application DE 4312954 A1 (04.21.1993) an IFA engine is known (the kinematic diagram of which is shown in FIG. 3), in which an
К недостаткам, присущим двигателям вышеописанных конструкций (известным из работы Jante А., из работы Christoph Bolling и др. и из заявки DE 4312954 А1), следует отнести в первую очередь недостаточно высокую плавность их работы, обусловленную высокими силами инерции второго порядка при возвратно-поступательном движении масс, что связано с особенностями кинематики механизмов и приводит к чрезмерному увеличению общей ширины или общей высоты силового агрегата. По этой причине такие двигатели практически не пригодны для их использования в качестве двигателей для транспортных средств.The disadvantages inherent in the engines of the above structures (known from the work of Jante A., from the work of Christoph Bolling and others, and from the application DE 4312954 A1) include, first of all, insufficiently smooth operation due to the high second-order inertia forces during the return the translational movement of the masses, which is associated with the peculiarities of the kinematics of the mechanisms and leads to an excessive increase in the total width or overall height of the power unit. For this reason, such engines are practically unsuitable for use as engines for vehicles.
Регулирование степени сжатия в поршневом ДВС позволяет решить следующие задачи:Regulation of the compression ratio in the piston ICE allows you to solve the following problems:
- повысить среднее давление Ре путем увеличения давления наддува без увеличения максимального давления сгорания сверх заданных пределов за счет уменьшения степени сжатия по мере увеличения нагрузки двигателя;- increase the average pressure Pe by increasing the boost pressure without increasing the maximum combustion pressure over predetermined limits by reducing the compression ratio as the engine load increases;
- снизить расход топлива в диапазоне малых и средних нагрузок за счет увеличения степени сжатия по мере уменьшения нагрузки двигателя;- reduce fuel consumption in the range of small and medium loads by increasing the degree of compression as the engine load decreases;
- повысить плавность работы двигателя.- increase the smoothness of the engine.
Регулирование степени сжатия позволяет в зависимости от типа ДВС достичь следующих преимуществ (для ДВС с принудительным (искровым) зажиганием):Regulation of the compression ratio allows, depending on the type of ICE, to achieve the following advantages (for ICE with forced (spark) ignition):
- при сохранении достигнутого уровня экономичности двигателя при малых и средних нагрузках обеспечивается дальнейшее повышение номинальной мощности двигателя за счет увеличения давления наддува при уменьшении степени сжатия (см. фиг.4а, где кривые, обозначенные позицией х, относятся к обычному двигателю, а кривые, обозначенные позицией у, относятся к двигателю с переменной степенью сжатия);- while maintaining the achieved level of engine efficiency at low and medium loads, a further increase in the nominal engine power is provided due to an increase in boost pressure with a decrease in compression ratio (see Fig. 4a, where the curves indicated by x refer to a conventional engine, and the curves indicated by the position y refer to an engine with a variable compression ratio);
- при сохранении достигнутого уровня номинальной мощности двигателя обеспечивается снижение расхода топлива при малых и средних нагрузках за счет увеличения степени сжатия до допустимого по детонации предела (см. фиг.4б, где кривые, обозначенные позицией х, относятся к обычному двигателю, а кривые, обозначенные позицией у, относятся к двигателю с переменной степенью сжатия);- while maintaining the achieved level of rated engine power, fuel consumption is reduced at low and medium loads by increasing the compression ratio to an acceptable detonation limit (see Fig. 4b, where the curves indicated by x refer to a conventional engine, and the curves indicated by the position y refer to an engine with a variable compression ratio);
- при сохранении достигнутого уровня номинальной мощности двигателя повышается экономичность при малых и средних нагрузках, а также снижается уровень шума двигателя при одновременном снижении номинальной частоты вращения коленчатого вала (см. фиг.4в, где кривые, обозначенные позицией х, относятся к обычному двигателю, а кривые, обозначенные позицией у, относятся к двигателю с переменной степенью сжатия).- while maintaining the achieved level of rated engine power, fuel economy at low and medium loads increases, and the engine noise level decreases while reducing the nominal speed of the crankshaft (see figv, where the curves indicated by x refer to a conventional engine, and the curves indicated by y refer to an engine with a variable compression ratio).
Аналогично ДВС с искровым зажиганием регулирование степени сжатия в дизельном двигателе может вестись в трех следующих равноправных направлениях:Similarly, internal combustion engines with spark ignition, the compression ratio in a diesel engine can be controlled in the following three equal directions:
- при неизменном рабочем объеме и номинальной частоте вращения мощность двигателя повышают за счет увеличения давления наддува. В этом случае повышается не экономичность, а мощность транспортного средства (см. фиг.5а, где кривые, обозначенные позицией х, относятся к обычному двигателю, а кривые, обозначенные позицией у, относятся к двигателю с переменной степенью сжатия);- with a constant working volume and nominal speed, engine power is increased by increasing the boost pressure. In this case, it is not the economy that increases, but the power of the vehicle (see Fig. 5a, where the curves indicated by x refer to a conventional engine, and the curves indicated by y refer to an engine with a variable compression ratio);
- при неизменном рабочем объеме и номинальной мощности повышают среднее давление Ре при снижении номинальной частоты вращения. В этом случае при сохранении мощностных характеристик транспортного средства повышается экономичность двигателя за счет повышения механического КПД (см. фиг.5б, где кривые, обозначенные позицией х, относятся к обычному двигателю, а кривые, обозначенные позицией у, относятся к двигателю с переменной степенью сжатия);- with a constant working volume and rated power increase the average pressure Pe with a decrease in the nominal speed. In this case, while maintaining the power characteristics of the vehicle, engine efficiency is improved by increasing mechanical efficiency (see Fig.5b, where the curves indicated by x refer to a conventional engine, and the curves indicated by y refer to an engine with a variable compression ratio );
- существующий двигатель большого рабочего объема на заменяют на двигатель малого рабочего объема, но той же мощности (см. фиг.5в, где кривые, обозначенные позицией х, относятся к обычному двигателю, а кривые, обозначенные позицией у, относятся к двигателю с переменной степенью сжатия). В этом случае повышается экономичность двигателя в диапазоне средних и полных нагрузок, а также уменьшается масса и габариты двигателя.- the existing large-displacement engine is not replaced with an engine of small displacement, but of the same power (see Fig. 5c, where the curves indicated by x refer to a conventional engine, and the curves indicated by y refer to a variable-degree engine compression). In this case, the efficiency of the engine in the range of medium and full loads increases, and the mass and dimensions of the engine are also reduced.
В основу настоящего изобретения была положена задача усовершенствовать кинематику поршневого ДВС таким образом, чтобы при малых конструктивных затратах обеспечивать возможность регулирования степени сжатия при одновременном снижении реакции в опорах и сил инерции второго порядка.The present invention was based on the task of improving the kinematics of a piston internal combustion engine in such a way that at low construction costs it is possible to control the degree of compression while reducing the reaction in the supports and second-order inertia forces.
В отношении поршневого ДВС указанного в начале описания типа эта задача решается согласно изобретению благодаря тому, что длина стороны, расположенной между опорной точкой, в которой поперечный рычаг соединен с управляющим рычагом, и опорной точкой, в которой поперечный рычаг соединен с шатуном, длина стороны, расположенной между опорной точкой, в которой поперечный рычаг соединен с управляющим рычагом, и шарниром, которым поперечный рычаг соединен с кривошипом, и длина стороны, расположенной между опорной точкой, в которой поперечный рычаг соединен с шатуном, и шарниром, которым поперечный рычаг соединен с кривошипом, удовлетворяют в пересчете на радиус кривошипа следующим соотношениям:With regard to the piston ICE of the type indicated at the beginning of the description, this problem is solved according to the invention due to the fact that the length of the side located between the reference point at which the transverse lever is connected to the control lever and the reference point at which the transverse lever is connected to the connecting rod is the side length, located between the reference point at which the transverse lever is connected to the control lever and the hinge by which the transverse lever is connected to the crank and the length of the side located between the reference point at which the transverse lever the chag is connected to the connecting rod, and the hinge by which the wishbone is connected to the crank satisfies the following relationships in terms of the radius of the crank:
4,0r≤а≤7,0r,4.0r≤a≤7.0r,
2,2r≤b≤5,5r,2.2r≤b≤5.5r,
1,2r≤c≤3,5r.1.2r≤c≤3.5r.
Согласно одному из предпочтительных вариантов выполнения предлагаемого в изобретении поршневого ДВС поперечный рычаг выполнен в виде треугольного рычага, в вершинах которого расположены опорные точки, в которых поперечный рычаг соединен с управляющим рычагом и шатуном, и шарнир, которым поперечный рычаг соединен с кривошипом.According to one of the preferred embodiments of the piston ICE according to the invention, the transverse lever is made in the form of a triangular lever, at the tops of which there are reference points at which the transverse lever is connected to the control lever and the connecting rod, and the hinge by which the transverse lever is connected to the crank.
Предпочтительно, чтобы длина l шатуна и длина k управляющего рычага, а также расстояние е между осью вращения коленчатого вала и продольной осью цилиндра удовлетворяли в пересчете на радиус г кривошипа следующим соотношениям:It is preferable that the length l of the connecting rod and the length k of the control lever, as well as the distance e between the axis of rotation of the crankshaft and the longitudinal axis of the cylinder, satisfy, in terms of the radius r of the crank, the following relationships:
3,8r≤l≤5,2r,3.8r≤l≤5.2r,
2,8r≤k≤5,2r,2.8r≤k≤5.2r,
1,1r≤e≤1,9r.1.1r≤e≤1.9r.
В том случае, когда управляющий рычаг и шатун расположены по одну сторону поперечного рычага, расстояние f между продольной осью цилиндра и точкой шарнирного соединения управляющего рычага с корпусом ДВС и расстояние р между осью коленчатого вала и указанной точкой шарнирного соединения предпочтительно должны удовлетворять в пересчете на радиус r кривошипа следующим соотношениям:In the case where the control lever and connecting rod are located on one side of the transverse lever, the distance f between the longitudinal axis of the cylinder and the point of articulation of the control lever with the engine body and the distance p between the axis of the crankshaft and the specified point of the articulation should preferably be calculated in terms of radius r crank following relations:
2,8r≤f≤4,8r,2.8r≤f≤4.8r,
4,8r≤р≤7,2r.4.8r≤p≤7.2r.
В том же случае, когда управляющий рычаг и шатун расположены по разные стороны поперечного рычага, расстояние f между продольной осью цилиндра и точкой шарнирного соединения управляющего рычага и расстояние р между осью коленчатого вала и указанной точкой шарнирного соединения предпочтительно должны удовлетворять в пересчете на радиус г кривошипа следующим соотношениям:In the same case, when the control lever and the connecting rod are located on opposite sides of the transverse lever, the distance f between the longitudinal axis of the cylinder and the pivot point of the control lever and the distance p between the axis of the crankshaft and the specified point of the pivot joint should preferably be calculated in terms of the crank radius r the following relationships:
5,5r≤f≤8,2r,5.5r≤f≤8.2r,
-1,0r≤p≤0,7r.-1.0r≤p≤0.7r.
В соответствии со следующим предпочтительным вариантом выполнения предлагаемого в изобретении поршневого ДВС точка шарнирного соединения управляющего рычага имеет возможность перемещения по управляемой траектории.According to a further preferred embodiment of the piston ICE according to the invention, the pivot point of the control lever has the ability to move along a controlled path.
Предпочтительно далее предусмотреть возможность регулирования положения точки шарнирного соединения управляющего рычага с помощью опирающегося на шарнир дополнительного кривошипа либо с помощью эксцентрика.It is further preferable to provide for the possibility of adjusting the position of the pivot point of the control lever using an additional crank resting on the hinge or using an eccentric.
Предпочтительно также предусмотреть возможность фиксации точки шарнирного соединения управляющего рычага в различных регулируемых угловых положениях.It is also preferable to provide for the possibility of fixing the pivot point of the control lever in various adjustable angular positions.
В соответствии еще с одним предпочтительным вариантом выполнения предлагаемого в изобретении поршневого ДВС предусмотрена возможность регулирования углового положения точки шарнирного соединения управляющего рычага в зависимости от характеризующих режим работы ДВС величин и рабочих параметров ДВС.In accordance with another preferred embodiment of the piston ICE according to the invention, it is possible to adjust the angular position of the pivot point of the control lever depending on the values and operating parameters of the ICE characterizing the ICE operation mode.
Согласно еще одному предпочтительному варианту выполнения предлагаемого в изобретении поршневого ДВС предусмотрена возможность синхронизированного с вращением коленчатого вала движения точки шарнирного соединения управляющего рычага по управляемой траектории.According to another preferred embodiment of the piston ICE according to the invention, it is possible to synchronize with the rotation of the crankshaft the movement of the pivot point of the control lever along a controlled path.
В другом предпочтительном варианте выполнения предлагаемого в изобретении поршневого ДВС предусмотрена возможность синхронизированного с вращением коленчатого вала движения точки шарнирного соединения управляющего рычага по управляемой траектории и возможность регулирования фазового сдвига между движением этой точки и вращением коленчатого вала в зависимости от характеризующих режим работы ДВС величин и рабочих параметров ДВС.In another preferred embodiment of the piston ICE according to the invention, it is possible to move the point of articulation of the control lever in synchronized direction with the rotation of the crankshaft along a controlled path and to adjust the phase shift between the movement of this point and the rotation of the crankshaft depending on the quantities and operating parameters characterizing the mode of operation of the ICE ICE.
В соответствии со следующим предпочтительным вариантом выполнения предлагаемого в изобретении поршневого ДВС предусмотрена возможность синхронизированного с вращением коленчатого вала движения точки шарнирного соединения управляющего рычага по управляемой траектории, при этом предусмотрена возможность изменения передаточного отношения между движением указанной точки и вращением коленчатого вала.In accordance with a further preferred embodiment of the reciprocating internal combustion engine of the invention, it is possible to synchronize with the rotation of the crankshaft the movement of the pivot point of the control lever along a controlled path, while it is possible to change the gear ratio between the movement of this point and the rotation of the crankshaft.
Предлагаемый в изобретении поршневой ДВС 1 показан на фиг.6а и 6б и имеет корпус 2 с цилиндром 3 и установленным в нем поршнем 4, шатун 6, который шарнирно соединен одним концом с поршнем 4, кривошип 8 коленчатого вала, установленного в корпусе 2, прицепной шатун 10, называемый также управляющим рычагом 10 и шарнирно соединенный одним его концом с корпусом 2, и треугольный поперечный рычаг 7, который одной его вершиной шарнирно соединен со вторым концом шатуна 6, второй его вершиной шарнирно соединен с кривошипом 8, а третьей его вершиной шарнирно соединен с прицепным шатуном 10. Для регулирования степени сжатия ось качания прицепного шатуна 10, т.е. точка Z его шарнирного соединения имеет возможность перемещения по управляемой траектории, определяемой, например, эксцентриком или дополнительным кривошипом 11.The inventive piston ICE 1 is shown in FIGS. 6a and 6b and has a housing 2 with a
В зависимости от положения оси качания прицепного шатуна предлагаемый в изобретении поршневой ДВС имеет два варианта конструктивного исполнения (см. фиг.6а и 6б):Depending on the position of the swing axis of the trailed connecting rod, the piston ICE proposed in the invention has two design options (see figa and 6b):
- в первом варианте (фиг.6а) горизонтальная плоскость, в которой лежит ось качания прицепного шатуна 10, т.е. точка Z его шарнирного соединения расположена выше точки соединения кривошипа 8 с поперечным рычагом 7 при нахождении кривошипа в его верхней мертвой точке или, иными словами, прицепной шатун 10 и шатун 6 расположены по одну сторону поперечного рычага 7;- in the first embodiment (figa) a horizontal plane in which lies the swing axis of the trailed connecting
- во втором варианте (фиг.6б) горизонтальная плоскость, в которой лежит ось качания прицепного шатуна 10, т.е. точка Z его шарнирного соединения расположена ниже точки соединения кривошипа 8 с поперечным рычагом 7 при нахождении кривошипа в его верхней мертвой точке или, иными словами, прицепной шатун 10 и шатун 6 расположены по разные стороны поперечного рычага 7.- in the second embodiment (figb) the horizontal plane in which lies the swing axis of the trailed connecting
Изменение положения точки Z шарнирного соединения прицепного рычага, т.е. его оси качания, позволяет за счет простого управляющего движения, осуществляемого дополнительным кривошипом, соответственно регулирующим эксцентриком, изменять степень сжатия. Помимо этого точка Z шарнирного соединения прицепного рычага, т.е. его ось качания может совершать непрерывное циклическое движение, синхронизированное с вращением коленчатого вала.Changing the position of the Z point of the swivel of the trailed arm, i.e. its swing axis allows, due to a simple control motion carried out by an additional crank, respectively, regulating an eccentric, to change the compression ratio. In addition, the Z point of the swivel of the trailed arm, i.e. its swing axis can make continuous cyclic motion synchronized with the rotation of the crankshaft.
Как показано на фиг.7, предлагаемый в изобретении поршневой ДВС обладает значительными преимуществами перед известными системами (описанными у Jante А., у Christoph Bolling и др. и в DE 4312954 А1), а также перед обычным кривошипно-шатунным механизмом (СМ) касательно плавности его работы.As shown in FIG. 7, the piston ICE according to the invention has significant advantages over known systems (described by Jante A., Christoph Bolling et al. And DE 4312954 A1), as well as a conventional crank mechanism (CM) with respect to the smoothness of his work.
Однако указанные преимущества могут быть достигнуты только при соблюдении определенных геометрических соотношений, а именно, при правильном подборе длин отдельных элементов и их положений относительно оси коленчатого вала.However, these advantages can be achieved only by observing certain geometric ratios, namely, with the correct selection of the lengths of individual elements and their positions relative to the axis of the crankshaft.
Согласно настоящему изобретению важное значение имеет определение размеров отдельных элементов (по отношению к радиусу кривошипа) и координат отдельных шарниров механизма передачи усилий, чего можно достичь за счет оптимизации такого механизма путем кинематического и динамического анализа. Цель оптимизации подобного, описываемого девятью параметрами механизма (фиг.8) состоит в уменьшении сил (нагрузки), действующих на его отдельные звенья, до минимально возможного уровня и в повышении плавности его работы.According to the present invention, it is important to determine the dimensions of individual elements (relative to the radius of the crank) and the coordinates of the individual hinges of the force transmission mechanism, which can be achieved by optimizing such a mechanism by kinematic and dynamic analysis. The goal of optimizing this, described by nine parameters of the mechanism (Fig. 8) is to reduce the forces (loads) acting on its individual links to the lowest possible level and to increase the smoothness of its operation.
Ниже со ссылкой на фиг.9 (9а и 9б), где изображена кинематическая схема ДВС, показанного на фиг.6 (6а и 6б соответственно), поясняется принцип работы регулируемого кривошипно-шатунного механизма. В процессе работы ДВС его поршень 4 совершает в цилиндре возвратно-поступательное движение, которое передается на шатун 6. Движение шатуна 6 передается через опорную (шарнирную) точку В на поперечный рычаг 7, свобода перемещения которого ограничена за счет его соединения с прицепным шатуном 10 в опорной (шарнирной) точке С. Если точка Z шарнирного соединения прицепного шатуна 10 неподвижна, то опорная точка С поперечного рычага 7 может совершать движение по дуге окружности, радиус которой равен длине прицепного шатуна 10. Положение такой круговой траектории движения опорной точки С относительно корпуса двигателя определяется положением точки Z. При изменении положения точки Z шарнирного соединения прицепного шатуна изменяется положение круговой траектории, по которой может перемещаться опорная точка С, что позволяет влиять на траектории движения других элементов кривошипно-шатунного механизма, прежде всего на положение в.м.т. поршня 4. Точка Z шарнирного соединения прицепного шатуна предпочтительно перемещается по круговой траектории. Однако точка Z шарнирного соединения прицепного шатуна может также перемещаться и по любой иной заданной управляемой траектории, при этом возможна также фиксация точки Z шарнирного соединения прицепного шатуна в любом положении траектории ее перемещения.Below with reference to Fig. 9 (9a and 9b), where the kinematic diagram of the ICE shown in Fig. 6 (6a and 6b, respectively) is shown, the principle of operation of the adjustable crank mechanism is explained. During the operation of the internal combustion engine, its piston 4 makes a reciprocating movement in the cylinder, which is transmitted to the connecting
Поперечный рычаг 7 шарниром А соединен также с кривошипом 8 коленчатого вала 9. Этот шарнир А движется по круговой траектории, радиус которой определяется длиной кривошипа 8. Шарнир А занимает промежуточное положение, если смотреть вдоль линии, соединяющей между собой опорные точки В и С поперечного рычага 7. Наличие кинематической связи опорной точки С с прицепным шатуном 10 позволяет влиять на ее поступательное движение вдоль продольной оси 5 поршня 4. Перемещение опорной точки В вдоль продольной оси 5 поршня определяется траекторией движения опорной точки С поперечного рычага 7. Влияние на перемещение опорной точки В позволяет управлять возвратно-поступательным движением поршня 4 через шатун 6 и тем самым регулировать положение в.м.т. поршня 4.The
В показанном на фиг.9а варианте прицепной шатун 10 и шатун 6 расположены по одну сторону поперечного рычага 7.In the embodiment shown in FIG. 9a, the trailed connecting
Поворотом выполненного в виде дополнительного кривошипа 11 регулирующего звена из показанного на фиг.9а примерно горизонтального положения, например, в обращенное вертикально вниз положение позволяет сместить положение в.м.т. поршня 4 вверх и тем самым увеличить степень сжатия.By turning the control link made in the form of an additional crank 11 from the approximately horizontal position shown in FIG. 9a, for example, to the vertically downward position, the position of the bmw can be shifted. the piston 4 up and thereby increase the compression ratio.
На фиг.9б показана кинематическая схема выполненного по другому варианту ДВС, отличающаяся от показанной на фиг.9а схемы лишь тем, что прицепной шатун 10 вместе с выполненным в виде дополнительного кривошипа 11, соответственно регулирующего эксцентрика регулирующим звеном и шатун 6 расположены по разные стороны поперечного рычага 7. Во всем остальном принцип действия показанного на фиг.9б кривошипно-шатунного механизма аналогичен принципу действия показанного на фиг.9а кривошипно-шатунного механизма, у которого прицепной шатун 10 и шатун 6 расположены по одну сторону поперечного рычага 7.Fig. 9b shows a kinematic diagram of an internal combustion engine made in accordance with another embodiment, differing from that shown in Fig. 9a only in that the trailed connecting
На фиг.10 показана еще одна кинематическая схема кривошипно-шатунного механизма поршневого ДВС, на которой представлены положения определенных точек этого кривошипно-шатунного механизма и на которой штриховкой обозначены оптимальные области, в пределах которых с учетом упомянутых выше оптимальных областей значений для длин и положений элементов кривошипно-шатунного механизма могут перемещаться опорная точка В шарнирного соединения поперечного рычага 7 с шатуном 6, опорная точка С шарнирного соединения поперечного рычага 7 с прицепным шатуном 10 и точка Z шарнирного соединения прицепного шатуна 10. Для обеспечения особо плавной работы ДВС с исключительно малой нагрузкой на отдельные элементы и звенья его кривошипно-шатунного механизма геометрические параметры (длина и положение) элементов и звеньев этого кривошипно-шатунного механизма должны удовлетворять определенным, предпочтительным соотношениям. Длины сторон a, b и с треугольного поперечного рычага 7, где а обозначает длину стороны, расположенной между опорной точкой В шатуна и опорной точкой С прицепного шатуна, b обозначает длину стороны, расположенной между шарниром А кривошипа и опорной точкой С прицепного шатуна, а с обозначает расстояние между шарниром А кривошипа и опорной точкой В шатуна, можно описать следующими неравенствами в зависимости от радиуса г, который равен длине кривошипа 8:Figure 10 shows another kinematic diagram of the crank mechanism of the piston ICE, which shows the positions of certain points of this crank mechanism and on which the optimal regions are indicated by shading, within which, taking into account the above optimal ranges of values for element lengths and positions the crank mechanism can move the reference point B of the articulation of the
4,0r≤a≤7,0r,4.0r≤a≤7.0r,
2,2r≤b≤5,5r,2.2r≤b≤5.5r,
1,2r≤c≤3,5r.1.2r≤c≤3.5r.
Длина l шатуна 6, длина k прицепного шатуна 10 и расстояние е между осью вращения коленчатого вала 9 и продольной осью 5 цилиндра 3, которая одновременно является и продольной осью поршня, перемещающегося в этом цилиндре, согласно предпочтительному варианту удовлетворяют следующим соотношениям:The length l of the connecting
3,8r≤l≤5,2r,3.8r≤l≤5.2r,
2,8r≤k≤6,2r,2.8r≤k≤6.2r,
1,1r≤e≤2,6r.1.1r≤e≤2.6r.
Для показанного на фиг.9а варианта, в котором шатун 6 и прицепной шатун 10 располагаются по одну сторону поперечного рычага 7, также можно задать оптимальное соотношение размеров. При этом расстояние f между продольной осью 5 цилиндра и точкой Z шарнирного соединения прицепного рычага 10 к его регулирующему звену, а также расстояние р между осью коленчатого вала и указанной точкой Z шарнирного соединения согласно предпочтительному варианту удовлетворяют следующим соотношениям:For the embodiment shown in FIG. 9a, in which the connecting
2,8r≤f≤5,8r,2.8r≤f≤5.8r,
4,8r≤p≤9,5r.4.8r≤p≤9.5r.
При расположении прицепного шатуна и шатуна по разные стороны поперечного рычага оптимальное расстояние f между продольной осью поршня и точкой Z шарнирного соединения прицепного рычага к его регулирующему звену, а также оптимальное расстояние р между осью коленчатого вала и указанной точкой Z шарнирного соединения можно выбирать исходя из следующих соотношений:When the trailing connecting rod and connecting rod are located on opposite sides of the transverse lever, the optimal distance f between the longitudinal axis of the piston and the point Z of the hinged connection of the hooked lever to its control link, as well as the optimal distance p between the axis of the crankshaft and the indicated point Z of the hinged connection, can be selected based on the following ratios:
5,5r≤f≤8,2r,5.5r≤f≤8.2r,
-1,0r≤р≤0,7r.-1.0r≤r≤0.7r.
Claims (13)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2003105702/06A RU2256085C2 (en) | 2000-08-08 | 2001-08-08 | Internal combustion piston engine with variable compression ratio |
Applications Claiming Priority (3)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2000120771/06A RU2000120771A (en) | 2000-08-08 | PISTON HEATING MACHINE | |
| RU2000120771 | 2000-08-08 | ||
| RU2003105702/06A RU2256085C2 (en) | 2000-08-08 | 2001-08-08 | Internal combustion piston engine with variable compression ratio |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2003105702A RU2003105702A (en) | 2004-10-20 |
| RU2256085C2 true RU2256085C2 (en) | 2005-07-10 |
Family
ID=35838669
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2003105702/06A RU2256085C2 (en) | 2000-08-08 | 2001-08-08 | Internal combustion piston engine with variable compression ratio |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2256085C2 (en) |
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2530670C1 (en) * | 2013-06-04 | 2014-10-10 | Ривенер Мусавирович Габдуллин | Variable compression ratio ice |
| RU2624081C1 (en) * | 2013-06-20 | 2017-06-30 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Load-carrying structure for multi-link crank mechanism in internal combustion engines |
| RU2635745C1 (en) * | 2014-07-14 | 2017-11-15 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Internal combustion engine with variable compression ratio |
| RU2656221C2 (en) * | 2013-01-17 | 2018-06-01 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Internal combustion engine with variable compression ratio |
| RU2658870C1 (en) * | 2015-04-03 | 2018-06-25 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Internal combustion engine |
| RU2664906C1 (en) * | 2015-06-02 | 2018-08-23 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Mechanism of regulating compression degree for internal combustion engine |
| RU2708191C2 (en) * | 2014-09-03 | 2019-12-04 | Ян Энджинз, Инк. | Piston internal combustion engine with variable stroke of piston and method for operation thereof |
| RU2723657C1 (en) * | 2016-05-30 | 2020-06-17 | Денис Викторович Вяткин | Torque reduction lever gear |
| RU209665U1 (en) * | 2021-11-08 | 2022-03-17 | Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет (СибАДИ)» | Volumetric piston machine |
-
2001
- 2001-08-08 RU RU2003105702/06A patent/RU2256085C2/en not_active IP Right Cessation
Cited By (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU2656221C2 (en) * | 2013-01-17 | 2018-06-01 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Internal combustion engine with variable compression ratio |
| RU2530670C1 (en) * | 2013-06-04 | 2014-10-10 | Ривенер Мусавирович Габдуллин | Variable compression ratio ice |
| RU2624081C1 (en) * | 2013-06-20 | 2017-06-30 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Load-carrying structure for multi-link crank mechanism in internal combustion engines |
| RU2635745C1 (en) * | 2014-07-14 | 2017-11-15 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Internal combustion engine with variable compression ratio |
| RU2708191C2 (en) * | 2014-09-03 | 2019-12-04 | Ян Энджинз, Инк. | Piston internal combustion engine with variable stroke of piston and method for operation thereof |
| RU2658870C1 (en) * | 2015-04-03 | 2018-06-25 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Internal combustion engine |
| US10190491B2 (en) | 2015-04-03 | 2019-01-29 | Nissan Motor Co., Ltd. | Internal combustion engine |
| RU2664906C1 (en) * | 2015-06-02 | 2018-08-23 | Ниссан Мотор Ко., Лтд. | Mechanism of regulating compression degree for internal combustion engine |
| RU2723657C1 (en) * | 2016-05-30 | 2020-06-17 | Денис Викторович Вяткин | Torque reduction lever gear |
| RU209665U1 (en) * | 2021-11-08 | 2022-03-17 | Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Сибирский государственный автомобильно-дорожный университет (СибАДИ)» | Volumetric piston machine |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3845617B2 (en) | Piston type internal combustion engine | |
| EP1674692B1 (en) | Internal combustion engine | |
| RU2211933C2 (en) | Internal combustion engine | |
| AU2008274889B2 (en) | Mechanism for internal combustion piston engines | |
| US4270495A (en) | Variable displacement piston engine | |
| RU2256085C2 (en) | Internal combustion piston engine with variable compression ratio | |
| US9341110B2 (en) | Internal combustion engine with improved fuel efficiency and/or power output | |
| RU2296234C1 (en) | Crank mechanism | |
| US5188066A (en) | Internal combustion engine | |
| CN100432374C (en) | Mechanism for internal combustion piston engines | |
| CN100396889C (en) | Valve train of internal combustion engine | |
| FR2807105A1 (en) | INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH VARIABLE VOLUMETRIC RATIO AND CYLINDER | |
| EP0248655A2 (en) | Swing beam internal combustion engines | |
| US7100548B2 (en) | V-type 8-cylinder four cycle internal combustion engine | |
| JP4092476B2 (en) | Reciprocating variable compression ratio engine | |
| US4092957A (en) | Compression ignition internal combustion engine | |
| US9556803B2 (en) | Internal combustion engine | |
| DE19507082A1 (en) | Orbital lift gear for cam operating system used in internal combustion engine | |
| JP2007239508A (en) | Reciprocating engine | |
| RU2168036C2 (en) | Method of operation of adiabatic internal combustion engine with combustion in constant volume and design of such engine | |
| RU2762475C1 (en) | Internal combustion engine with variable compression ratio | |
| US5699757A (en) | Internal combustion engine | |
| JPH06137176A (en) | Variable structure for exhaust quantity and compression ratio in internal combustion engine | |
| FR2828910A1 (en) | Four stroke internal combustion engine has pair of parallel crankshafts with three rod linkage for connection to pistons to vary stroke | |
| RU2218467C2 (en) | Internal combustion engine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PD4A | Correction of name of patent owner | ||
| MM4A | The patent is invalid due to non-payment of fees |
Effective date: 20170809 |