RU2785026C1 - Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine - Google Patents

Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine Download PDF

Info

Publication number
RU2785026C1
RU2785026C1 RU2022109042A RU2022109042A RU2785026C1 RU 2785026 C1 RU2785026 C1 RU 2785026C1 RU 2022109042 A RU2022109042 A RU 2022109042A RU 2022109042 A RU2022109042 A RU 2022109042A RU 2785026 C1 RU2785026 C1 RU 2785026C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
crankshaft
counterweights
balancing
imbalances
values
Prior art date
Application number
RU2022109042A
Other languages
Russian (ru)
Inventor
Владимир Васильевич Гусаров
Дмитрий Викторович Апелинский
Мальдонадо Пабло Рамон Вальехо
Original Assignee
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "Московский политехнический университет" (Московский Политех)
Filing date
Publication date
Application filed by Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "Московский политехнический университет" (Московский Политех) filed Critical Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "Московский политехнический университет" (Московский Политех)
Application granted granted Critical
Publication of RU2785026C1 publication Critical patent/RU2785026C1/en

Links

Images

Abstract

FIELD: internal combustion engines.
SUBSTANCE: invention can be used in internal combustion engines. The balancing device of a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine is carried out by means of a group of counterweights, at least one of which, with an imbalance M0r0, is connected to the crankshaft of the engine, and the other two - with imbalances (2), (5) M1r1 and M2r2 - one on each of two balancing shafts kinematically connected with the crankshaft with the possibility of rotation with the same angular velocity in the opposite direction. The balancing shafts are placed symmetrically to the axis (7) of the crankshaft with a given vertical offset "a" of their axes. The centers of mass of all three counterweights are located in a plane perpendicular to the axis (7) of the crankshaft and passing through its middle, so that the position of the centers of mass of the counterweights of the balancing shafts corresponds to the angle φ of rotation of the crankshaft crank. The values of displacement "a" and imbalances M1r1, M2r2 and M0r0 are determined based on the condition M1r1 + M2r2 = M0r0 and M0r0 = MЧR, where R is the radius of the crankshaft crankshaft, M is the reciprocating mass of the crank mechanism of one engine cylinder. The counterweights of the balancing shafts are made with different imbalances (M1r1 ≠ M2r2) and, at the same time, the ratio of the values of these imbalances is sufficient to achieve optimal balancing of the reactive torque. The displacement values "a" of the shaft axes are determined according to the values of the mass of the reciprocating masses, the radius of the crank R, the rotational speed and the value of the engine torque for a period of 720°, the resulting impulse of the overturning moment for this period. The crankshaft imbalance M0r0 is obtained by using "n" counterweights. The values of the elements are determined from the condition:
Figure 00000015
Figure 00000016
,
where
Figure 00000017
are the imbalances of individual counterweights,
Figure 00000018
is the distance from the center of mass of the indicated elements to the plane perpendicular to the axis of the crankshaft and passing through its middle.
EFFECT: simplifying the process of realizing the balancing of a two-cylinder four-stroke engine.
1 cl, 1 dwg

Description

Изобретение относится к двигателестроению, точнее к поршневым рядным четырехтактным двухцилиндровым двигателям внутреннего сгорания, конкретно к устройствам, предназначенным для уравновешивания сил инерции, моментов этих сил и реактивного крутящего момента в двигателях типа R2 с помощью балансирных валов.The invention relates to engine building, more precisely to piston in-line four-stroke two-cylinder internal combustion engines, specifically to devices designed to balance the forces of inertia, the moments of these forces and the reactive torque in R2 engines using balance shafts.

Из уровня техники известны разнообразные конструктивные построения устройств, предназначенных для уравновешивания поршневых рядных двухцилиндровых двигателей внутреннего сгорания (далее ДВС) с помощью балансирных валов, кинематически связанных с коленвалом двигателя и обеспечивающих уравновешивание как сил инерции и моментов этих сил, так и реактивного крутящего момента (РКМ). From the prior art, various constructive constructions of devices are known for balancing piston in-line two-cylinder internal combustion engines (hereinafter referred to as ICE) using balance shafts kinematically connected to the engine crankshaft and balancing both inertia forces and moments of these forces, and reactive torque (RKM ).

К примеру, известно уравновешивающее устройство для ДВС в виде системы пары соосных друг другу балансировочных валов с противовесами с односторонним размещением относительно коленчатого вала, имеющих противоположные направления вращения и одинаковую с коленчатым валом частоту вращения (RU 2753431,2021г). В нем решена задача минимизации габаритов и массы двигателя за счет минимальных межосевых расстояний между коленчатым и балансировочными валами и оптимизации траектории прохождения балансировочного вала относительно нижней головки шатуна, однако недостатком является некоторая усложненость привода из-за большого количества шестеренных зацеплений (необходимо не менее 4-х шестерен) и невозможность оптимального уравновешивания РКМ за счет соответствующего положения осей балансирных валов, т.к. для обеспечения оптимальной уравновешенности требуется строго определенное межосевое расстояние, зависящее от весогабаритных параметров конкретного ДВС и режимов его работы. For example, a balancing device for internal combustion engines is known in the form of a system of a pair of balancing shafts coaxial to each other with counterweights with one-sided placement relative to the crankshaft, having opposite directions of rotation and the same speed as the crankshaft (RU 2753431, 2021). It solves the problem of minimizing the dimensions and weight of the engine due to the minimum center distances between the crankshaft and balancing shafts and optimizing the trajectory of the balance shaft relative to the lower head of the connecting rod, however, the disadvantage is some complexity of the drive due to the large number of gear engagements (at least 4 gears) and the impossibility of optimal balancing of the RCM due to the corresponding position of the axes of the balancing shafts, because to ensure optimal balance, a strictly defined center distance is required, depending on the weight and size parameters of a particular internal combustion engine and its operating modes.

Известен также механизм уравновешивания двухцилиндрового двигателя с двумя противовесами, установленными по одному на коленчатом и балансирном вале, причем ось балансирного вала расположена в вертикальной плоскости параллельно коленчатому под ним (RU 2097571, 1997 г.). Балансирный вал вращается с той же угловой скоростью, что и коленчатый в противоположном направлении. За счет установки противовесов с необходимыми значениями дисбалансов обеспечивается полное уравновешивание сил инерции возвратно поступательно движущихся масс (ВПДМ) 1го порядка и частичное уравновешивание РКМ. Недостатком является невозможность обеспечения оптимального уравновешивания РКМ при однозначно заданном положении оси балансирного вала (отсутствие горизонтального смещения) и ограничениях координат его расположения (балансирный вал должен находиться вне траектории вращающихся элементов кривошипно-шатунного механизма). Ведь для выполнения условий оптимального уравновешивания РКМ требуется обеспечение специально определяемых смещений оси балансирного вала относительно коленчатого, как по вертикали, так и по горизонтали.There is also known a balancing mechanism for a two-cylinder engine with two counterweights mounted one at a time on the crankshaft and balancer shaft, the balancershaft axis being located in a vertical plane parallel to the crankshaft below it (RU 2097571, 1997). The balance shaft rotates at the same angular speed as the crankshaft in the opposite direction. Due to the installation of counterweights with the necessary values of imbalances, a complete balancing of the inertia forces of the reciprocating moving masses (RPMM) of the 1st order and partial balancing of the RCM is ensured. The disadvantage is the impossibility of ensuring optimal balancing of the RCM with a uniquely set position of the axis of the balance shaft (no horizontal displacement) and restrictions on the coordinates of its location (the balance shaft must be outside the trajectory of the rotating elements of the crank mechanism). Indeed, in order to fulfill the conditions for optimal balancing of the RCM, it is required to provide specially determined displacements of the axis of the balance shaft relative to the crankshaft, both vertically and horizontally.

Наиболее близким аналогом (прототипом) изобретения является двухвальное устройство уравновешивания ДВС, японской фирмы «Дайхатцу», описанное в статье Бородянского Л.Х. «Уравновешивание сил инерции первого порядка малоразмерного ДВС», журнал «Автомобильная промышленность», №10, 1994г, рис.1б, с. 20, в котором уравновешивание осуществляется тремя дисбалансами, один из которых расположен на коленчатом вале, а другие на двух соосно с ним установленных балансирных валах (по одному на каждом). Дисбалансы противовесов подбирают из условия полного уравновешивания сил инерции 1-го порядка ВПДМ, их значения определяются из условия: M1r1=M2r2= 0,5M0r0; M0r0= M⋅R, где R - радиус кривошипа коленчатого вала; М – ВПДМ кривошипно-шатунного механизма ДВС (одного цилиндра); M1r1, M2r2, M0r0 - дисбалансы на обоих балансирных валах и коленчатом вале соответственно. Центры масс всех трех противовесов располагают в плоскости, проходящей через середину коленчатого вала перпендикулярно его оси. Оба балансирных вала приводятся шестеренным приводом непосредственно от коленчатого, так что вращаются в противоположном ему направлении и с той же угловой скоростью. В прототипе для привода балансирных валов используется меньшее число шестерен, чем в первом аналоге, кроме того за счет использования 3-х дисбалансов, один из которых установлен на коленчатом, разгружаются подшипники балансирных валов, что обеспечивает компактность и надежность конструкции. Как показал специальный анализ уравновешенности рассматриваемых конструкций рядных двухцилиндровых ДВС (Гусаров В.В., Апелинский Д.В. Новые возможности уравновешивания ДВС типа R2. Журнал «Известия МГТУ «МАМИ». Технические и естественные науки». №1, (43) 2020 г., с. 42-49.) для оптимального уравновешивания РКМ необходимо обеспечивать строго задаваемые (находимые расчетом с учетом весогабаритных параметров и режимов работы) положения осей балансирных валов, соответствующих разным «смещениям» обоих балансирных валов относительно оси коленчатого вала. В этой связи недостатком конструкции прототипа является сложность реализации точных значений оптимальных, по уравновешенности от РКМ, положений осей балансирных валов тремя шестернями, имеющими одинаковые диаметры начальных окружностей и число зубьев.The closest analogue (prototype) of the invention is a two-shaft balancing device for internal combustion engines, the Japanese company Daihatsu, described in an article by Borodyansky L.Kh. "Balance of inertia forces of the first order of a small-sized internal combustion engine", magazine "Automotive Industry", No. 10, 1994, fig. 1b, p. 20, in which balancing is carried out by three unbalances, one of which is located on the crankshaft, and the others on two balancer shafts installed coaxially with it (one on each). The imbalances of the counterweights are selected from the condition of complete balancing of the 1st order inertia forces of the HPDM, their values are determined from the condition: Monerone=M2r2= 0.5M0r0; M0r0= M⋅R, where R is the crank radius of the crankshaft; M - VPDM of the crank mechanism of the internal combustion engine (one cylinder); Monerone, M2r2, M0r0 - imbalances on both balance shafts and crankshaft, respectively. The centers of mass of all three counterweights are located in a plane passing through the middle of the crankshaft perpendicular to its axis. Both balance shafts are gear-driven directly from the crankshaft, so that they rotate in the opposite direction and at the same angular speed. The prototype uses a smaller number of gears to drive the balance shafts than the first analogue, in addition, due to the use of 3 imbalances, one of which is installed on the crankshaft, the balance shaft bearings are unloaded, which ensures compactness and reliability of the design. As shown by a special analysis of the balance of the considered designs of in-line two-cylinder internal combustion engines (Gusarov V.V., Apelinsky D.V. New possibilities for balancing R2-type internal combustion engines. Journal "Izvestiya MSTU "MAMI". Technical and natural sciences. No. 1, (43) 2020 (g., pp. 42-49.) for optimal balancing of the RCM, it is necessary to provide strictly specified (found by calculation taking into account the weight and size parameters and operating modes) positions of the axes of the balance shafts corresponding to different "displacements" of both balance shafts relative to the axis of the crankshaft. In this regard, the disadvantage of the design of the prototype is the difficulty of realizing the exact values of the optimal, in terms of balance from the RCM, the positions of the axes of the balancing shafts by three gears having the same diameters of the pitch circles and the number of teeth.

Задача заявленного технического решения заключается в разработке уравновешивающего устройства, обеспечивающего полное уравновешивание сил инерции 1го порядка от ВПДМ и точную реализацию оптимальных условий частичного уравновешивания реактивного крутящего момента в рядном четырехтактном двухцилиндровом ДВС с произвольными весогабаритными параметрами за счет специально задаваемых значений дисбалансов на коленчатом и каждом их двух балансирных валов так, чтобы их можно было достаточно просто и удобно разместить на уравновешиваемом ДВС с учетом задаваемых значений координат их осей.The task of the claimed technical solution is to development of a balancing device that provides full balancing of the first-order inertia forces from the HPDM and the exact implementation of optimal conditions for partial balancing of the reactive torque in an in-line four-stroke two-cylinder internal combustion engine with arbitrary weight and size parameters due to specially set unbalance values on the crankshaft and each of the two balancer shafts so that their could be quite simply and conveniently placed on a balanced internal combustion engine, taking into account the specified values of the coordinates of their axes.

Технический результат, получаемый при реализации решения заключается в упрощении процесса реализации уравновешивания двухпоршневого четырехтактного ДВС при повышении эффективности уравновешивания реактивного крутящего момента за счет симметричной установки двух балансирных валов с заданным вертикальным смещением относительно оси коленчатого вала и с заданными значениями дисбалансов на трех валах, включая коленчатый.The technical result obtained during the implementation of the solution is to simplify the process of implementing the balancing of a two-piston four-stroke internal combustion engine while increasing the efficiency of balancing the reactive torque due to the symmetrical installation of two balancing shafts with a given vertical offset relative to the crankshaft axis and with given unbalance values on three shafts, including the crankshaft.

Заявленный технический результат достигается тем, что в предлагаемом устройстве уравновешивания поршневого рядного двухцилиндрового четырехтактного двигателя внутреннего сгорания посредством трех противовесов, один из которых с дисбалансом M0r0 размещен на коленчатом валу двигателя, а два других: с дисбалансами M1r1 и M2r2 - по одному на каждом из двух балансирных валов, кинематически связанных с коленчатым валом с возможностью вращения с идентичной ему угловой скоростью и в противоположном с ним направлении, в котором балансирные валы размещены симметрично оси коленчатого вала с заданным смещением «а» их осей по вертикали, центры масс всех трех противовесов расположены в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала проходящей через его середину, причем так чтобы положение центров масс противовесов балансирных валов соответствовало углу ϕ поворота кривошипа коленчатого вала, и величины смещения «а» и дисбалансов M1r1, M2r2 и M0r0 определены, исходя из весогабаритных параметров и режимов работы конкретного уравновешиваемого двигателя из условия: M1r1 + M2r2 = M0r0 и M0r0= M⋅R, где: R -радиус кривошипа коленчатого вала, М – возвратно-поступательно движущаяся масса кривошипно-шатунного механизма двигателя (одного цилиндра), согласно изобретению противовесы балансирных валов выполнены с различными дисбалансами (M1r1 ≠ M2r2, ) и при этом достаточные для максимально возможного оптимального достижения уравновешивания реактивного крутящего момента соотношение величин этих дисбалансов и величины смещения «а» осей валов определены по установленному путем моделирования по значениям массы ВПДМ, радиуса кривошипа R, частоты вращения и значения крутящего момента двигателя за период (720°) результирующему импульсу опрокидывающего момента за этот период, а упомянутый дисбаланс коленчатого вала M0r0 выполнен суммарным, реализуемым путем установки на щеках коленчатого вала и связанных с ним деталей: шкиве и маховике «n» отдельных противовесов целесообразной по конструктивным соображениям формы, величины которых определяются из условия:

Figure 00000001
Figure 00000002
, где
Figure 00000003
- дисбалансы отдельных противовесов,
Figure 00000004
- расстояние от центра масс указанных противовесов до упомянутой плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала проходящей через его середину.The claimed technical result is achieved by the fact that in the proposed device for balancing a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine by means of three counterweights, one of which with an imbalance of M 0 r 0 is placed on the crankshaft of the engine, and the other two: with imbalances of M 1 r 1 and M 2 r 2 - one on each of the two balance shafts, kinematically connected to the crankshaft with the possibility of rotation with an identical angular velocity and in the opposite direction , in which the balance shafts are placed symmetrically to the axis of the crankshaft with a given offset "a" of their axes along vertically, the centers of mass of all three counterweights are located in a plane perpendicular to the axis of the crankshaft passing through its middle, and so that the position of the centers of mass of the counterweights of the balancing shafts corresponds to the angle ϕ of rotation of the crankshaft crank, and the magnitude of the displacement "a" and imbalances M 1 r 1 , M 2 r 2 and M 0 r 0 are determined based on the weight specific parameters and modes of operation of a specific balanced engine from the condition: M 1 r 1 + M 2 r 2 = M 0 r 0 and M 0 r 0 = M⋅R, where: R is the radius of the crankshaft crank, M is the reciprocating the mass of the crank mechanism of the engine (one cylinder), according to the invention , the counterweights of the balancing shafts are made with different imbalances (M 1 r 1 ≠ M 2 r 2, ) and at the same time sufficient for the maximum possible optimal achievement of balancing the reactive torque, the ratio of the values of these imbalances and the values of the displacement "a" of the shaft axes are determined by the resulting impulse of the overturning moment for this period, established by modeling from the values of the mass of the HPDM, the radius of the crank R, the rotational speed and the value of the engine torque for the period (720 °), and the mentioned unbalance of the crankshaft M 0 r 0 is made by the total, implemented by installing on the cheeks of the crankshaft and related parts: pulley and flywheel "n" separate counters weights of a form expedient for constructive reasons, the values of which are determined from the condition:
Figure 00000001
Figure 00000002
, where
Figure 00000003
- imbalances of individual counterweights,
Figure 00000004
- distance from the center of mass of said counterweights to said plane perpendicular to the axis of the crankshaft passing through its middle.

При этом достигается заявленное оптимальное уравновешивание для ДВС рассматриваемого типа при любых весогабаритных параметрах, чем обеспечивается значительное преимущество предлагаемого изобретения в отличие от прототипа, где для достижения оптимального уравновешивания необходимо обеспечивать точное задаваемое несимметричное положение осей балансирных валов с относительными смещениями как по вертикали, так и по горизонтали, что по конструктивным соображениям в некоторых случаях затруднительно.This achieves the claimed optimal balancing for the internal combustion engine of the type under consideration for any weight and size parameters, which provides a significant advantage of the proposed invention in contrast to the prototype, where in order to achieve optimal balancing, it is necessary to provide an accurate specified asymmetric position of the axes of the balancing shafts with relative displacements both vertically and vertically. horizontal, which, for structural reasons, is difficult in some cases.

На представленном чертеже дана схема общего вида предлагаемого устройства, где:The presented drawing shows a general view of the proposed device, where:

1. Ось 1-го балансирного вала.1. Axis of the 1st balance shaft.

2. Дисбаланс противовеса 1-го балансирного вала.2. Unbalance of the counterweight of the 1st balance shaft.

3. Шестерня привода 1-го балансирного вала.3. Drive gear of the 1st balancer shaft.

4. Ось 2-го балансирного вала.4. Axis of the 2nd balance shaft.

5. Дисбаланс противовеса 2-го балансирного вала.5. Unbalance of the counterweight of the 2nd balance shaft.

6. Шестерня привода 2-го балансирного вала.6. Drive gear of the 2nd balancer shaft.

7. Ось коленчатого вала.7. The axis of the crankshaft.

8. Дисбаланс противовеса коленчатого вала 8. Unbalance of the counterweight of the crankshaft

9. Шестерня, установленная на коленчатом вале.9. Gear mounted on the crankshaft.

В соответствии с изобретением оси балансирных валов 1 и 4 расположены симметрично относительно вертикали, так что их горизонтальные координаты равны по модулю и противоположны по знаку: х1=-х2. Причем их значения могут быть произвольными. Здесь принято, что за начало осей координат принято положение центра оси 7 коленчатого вала: х1=0, у1=0. Задаваемые значения вертикального смещения осей балансирных валов, определяемые размером «а», так что у1=у2=а, и их дисбалансы M1r1 и M2r2 находят расчетом из условия оптимального уравновешивания реактивного крутящего момента. Задача оптимизации решается численным методом нахождения экстремума (минимума) в программе Microsoft Excel с использованием команды «Поиск решений» панели инструментов программы. Исходными данными являются вышеуказанные значения массы ВПДМ, радиус кривошипа R, частота вращения и значения крутящего момента ДВС за период (720°), который вводят либо в виде дискретных (табличных) данных, например, по результатам экспериментальных исследований, либо в виде аналитических зависимостей. Целевой функцией является импульс результирующего опрокидывающего момента за период (720°), а определяемыми переменными - соотношение дисбалансов и величина вертикального смещения осей балансирных валов относительно оси коленчатого вала. Привод балансирных валов, в соответствии с представленным чертежом, осуществляется с помощью 3-х шестерен 3, 6, 9 с одинаковыми диаметрами начальных окружностей: d w 1 = d w 2 = d w 0 (достаточно произвольными, ограничиваемыми лишь возможностью обеспечения требуемого размера «а» и компоновочными условиями) и одинаковым числом зубьев, так, что обеспечивается вращение балансирных валов со скоростью вращения коленчатого и в противоположном ему направлении. В частных случаях исполнения изобретения привод балансирных валов может быть выполнен любым другим целесообразным образом, обеспечивающим отсутствие проскальзывание в системе привода, например, с помощью зубчатого ремня или цепного привода. In accordance with the invention, the axes of the balancing shafts 1 and 4 are arranged symmetrically with respect to the vertical, so that their horizontal coordinates are equal in absolute value and opposite in sign: x 1 =-x 2 . Moreover, their values can be arbitrary. It is assumed here that the position of the center of the axis 7 of the crankshaft is taken as the origin of the coordinate axes: x 1 =0, y 1 =0. The given values of the vertical displacement of the axes of the balancing shafts, determined by the size "a", so that y 1 = y 2 = a, and their imbalances M 1 r 1 and M 2 r 2 are calculated from the condition of optimal balancing of the reactive torque. The optimization problem is solved by the numerical method of finding the extremum (minimum) in the Microsoft Excel program using the "Search for solutions" command of the program toolbar. The initial data are the above values of the mass of the HPDM, the radius of the crank R, the rotational speed and the values of the torque of the internal combustion engine for the period (720°), which are entered either in the form of discrete (tabular) data, for example, according to the results of experimental studies, or in the form of analytical dependencies. The target function is the impulse of the resulting overturning moment for the period (720°), and the determined variables are the ratio of imbalances and the amount of vertical displacement of the axes of the balance shafts relative to the axis of the crankshaft . The drive of the balancing shafts, in accordance with the presented drawing, is carried out using 3 gears 3, 6, 9 with the same diameters of the initial circles: d w 1 \u003d d w 2 \u003d d w 0 (rather arbitrary, limited only by the possibility of providing the required size " a "and layout conditions) and the same number of teeth, so that the rotation of the balance shafts is ensured at the speed of rotation of the crankshaft and in the opposite direction to it. In particular embodiments of the invention, the drive of the balancing shafts can be made in any other expedient way, ensuring the absence of slippage in the drive system, for example, using a toothed belt or chain drive.

Устройство содержит противовесы с дисбалансами, показанными в позициях 2, 5 на балансирных валах и 8 на коленчатом. Центры масс дисбалансов расположены так, чтобы их положение соответствовало углу поворота кривошипа коленчатого вала ϕ. Дисбаланс коленчатого вала выполняется суммарным путем установки на щеках коленчатого вала и связанных с ним деталей: шкиве и маховике - «n» отдельных противовесов целесообразной по конструктивным соображениям формы, величины которых определяются из условия:

Figure 00000001
Figure 00000002
, где
Figure 00000003
- дисбалансы отдельных противовесов,
Figure 00000004
- расстояние от центра масс указанных противовесов до упомянутой плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала проходящей через его середину. Конструктивные параметры противовесов и их количество на коленчатом назначают произвольно из компоновочных и иных соображений, так, чтобы обеспечить требуемые значения дисбалансов и свободное вращение (без задевания).The device contains counterweights with imbalances shown in positions 2, 5 on the balance shafts and 8 on the crankshaft. The centers of mass of unbalances are located so that their position corresponds to the angle of rotation of the crankshaft crank ϕ. The imbalance of the crankshaft is carried out by the total installation on the cheeks of the crankshaft and related parts: a pulley and a flywheel - “n” separate counterweights of a form expedient for design reasons, the values of which are determined from the condition:
Figure 00000001
Figure 00000002
, where
Figure 00000003
- imbalances of individual counterweights,
Figure 00000004
- distance from the center of mass of said counterweights to said plane perpendicular to the axis of the crankshaft passing through its middle. The design parameters of the counterweights and their number on the crankshaft are assigned arbitrarily from layout and other considerations, so as to provide the required unbalance values and free rotation (without hitting).

При работе ДВС коленчатый вал вращается с угловой скоростью ω, а балансирные валы с такой же скоростью в противоположном направлении -ω. От дисбалансов 2, 5, 8 возникают центробежные силы Рс1, Рс2, Рс0, которые приложены к осям соответствующих валов. Анализ этих сил, выполняемый с их разложением на вертикальные: Рс1у, Рс2у, Рс0у и горизонтальные: Рс1х, Рс2х, Рс0х составляющие показывает, что для принятых значений дисбалансов обеспечивается полное уравновешивание вертикальной результирующей силы инерции 1го порядка от ВПДМ ∑Pj1, а результирующая горизонтальных центробежных сил равна нулю. В то же время из-за вертикального смещения балансирных валов (размер «а») и разных значений дисбалансов (M1r1 M2r2) обеспечивающих смещение линии действия результирующей силы ∑Рс12у на величину b, возникает гармонический момент Мбв от центробежных сил противовесов: Мбв= M0r0⋅ω2⋅(а∙sinϕ+b⋅cosφ), где b - расстояние от плоскости, проходящей через оси цилиндров, до линии действия результирующей вертикальных составляющих центробежных сил противовесов ∑Рс12у : b= х1⋅(M1r1 - M2r2)/M0r0. Этот момент действует в той же плоскости, что и реактивный крутящий момент (РКМ) Мр, складывается с ним и обеспечивает его уравновешивание (уменьшает возмущающее действие). Проведенные авторами исследования (Гусаров В.В., Апелинский Д.В. «Новые возможности уравновешивания ДВС типа R2.», Журнал «Известия МГТУ «МАМИ». Технические и естественные науки». №1, (43) 2020 г., стр.42-49) показали возможность достижения высокой эффективности такого уравновешивания опрокидывающего момента. During engine operation the crankshaft rotates at an angular velocity ω, and the balance shafts at the same speed in the opposite direction -ω. From imbalances 2, 5, 8 centrifugal forces arise Pc1, Rc2, Rc0, which are attached to the axes of the respective shafts. Analysis of these forces, performed with their decomposition into vertical ones: Рs1y, Rc2y, Rc0y and horizontal: Rc1x, Rc2x, Rc0x components shows that for the accepted values of unbalances, a complete balancing of the vertical resulting inertia force of the 1st order from the HPDM ∑Pj1, and the resultant horizontal centrifugal force is zero. At the same time, due to the vertical displacement of the balance shafts (dimension "a") and different unbalance values (Monerone M2r2) providing a shift in the line of action of the resulting force ∑Рs12y by the value b, there is a harmonic moment Mbv from centrifugal forces of counterweights: Mbv=M0r0⋅ω2⋅(а∙sinϕ+b⋅cosφ), where b is the distance from the plane passing through the axes of the cylinders to the line of action of the resulting vertical components of the centrifugal forces of the counterweights ∑Рs12y :b=xone⋅(Monerone -M2r2)/M0r0. This moment acts in the same plane as the reactive torque (RKM) MR, adds up with it and ensures its balancing (reduces the perturbing action). The studies conducted by the authors (Gusarov V.V., Apelinsky D.V. “New possibilities for balancing the internal combustion engine of type R2.”, Journal “Izvestiya MSTU “MAMI”. Technical and natural sciences. No. 1, (43) 2020, p. .42-49) showed the possibility of achieving high efficiency of such balancing of the overturning moment.

Необходимый дисбаланс на коленчатом валу может быть реализован не только путем установки специального противовеса, но и за счет утолщений на маховике и шкиве. При относительно небольших значениях дисбалансов противовесов на балансирных валах их можно реализовать за счет выточек «лысок» на цилиндрической части валов, что упрощает конструкцию.The necessary imbalance on the crankshaft can be realized not only by installing a special counterweight, but also by thickening the flywheel and pulley. With relatively small imbalances of the counterweights on the balancing shafts, they can be implemented by means of undercuts "flats" on the cylindrical part of the shafts, which simplifies the design.

Claims (1)

Устройство уравновешивания поршневого рядного двухцилиндрового четырёхтактного двигателя внутреннего сгорания посредством группы противовесов, как минимум один из которых с дисбалансом M0r0 связан с коленчатым валом двигателем, а два других: с дисбалансами M1r1 и M2r2 – по одному на каждом из двух балансирных валов, кинематически связанных с коленчатым валом с возможностью вращения с идентичной ему угловой скоростью в противоположном с ним направлении, при этом балансирные валы размещены симметрично оси коленчатого вала с заданным смещением «а» их осей по вертикали, центры масс всех трёх противовесов расположены в плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала и проходящей через его середину, причем так, чтобы положение центров масс противовесов балансирных валов соответствовало углу φ поворота кривошипа коленчатого вала, и величины смещения «а» и дисбалансов M1r1, M2r2 и M0r0 определены, исходя из условия: M1r1 + M2r2 = M0r0 и M0r0 = M⋅R, где: R – радиус кривошипа коленчатого вала, М – возвратно-поступательно движущаяся масса кривошипно-шатунного механизма одного цилиндра двигателя, отличающееся тем, что противовесы балансирных валов выполнены с различными дисбалансами (M1r1 ≠ M2r2) и при этом достаточные для оптимального достижения уравновешивания реактивного крутящего момента соотношение величин этих дисбалансов и величины смещения «а» осей валов определены по установленному путем моделирования по значениям массы возвратно-поступательно движущихся масс, радиуса кривошипа R, частоты вращения и значения крутящего момента двигателя за период 720°, результирующему импульсу опрокидывающего момента за этот период, а упомянутый дисбаланс коленчатого вала M0r0 получен использованием «n» противовесов, при этом величины элементов определяются из условия:
Figure 00000005
Figure 00000006
, где
Figure 00000007
- дисбалансы отдельных противовесов,
Figure 00000008
– расстояние от центра масс указанных элементов до плоскости, перпендикулярной оси коленчатого вала и проходящей через его середину. Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine by means of a group of counterweights, at least one of which is unbalanced M0r0connected with the crankshaft of the engine, and the other two: with imbalances Monerone and M2r2 - one on each of the two balancing shafts, kinematically connected to the crankshaft with the possibility of rotation with an identical angular velocity in the opposite direction, while the balancing shafts are placed symmetrically to the axis of the crankshaft with a given vertical offset "a" of their axes, centers masses of all three counterweights are located in a plane perpendicular to the axis of the crankshaft and passing through its middle, and so that the position of the centers of mass of the counterweights of the balancing shafts corresponds to the angle φ of rotation of the crankshaft crankshaft, and the magnitude of the displacement "a" and imbalances Monerone, M2r2 and M0r0 determined based on the condition: Monerone + M2r2 =M0r0 and M0r0= M⋅R, where: R is the crank radius of the crankshaft, M is the reciprocating mass of the crank mechanism of one engine cylinder, characterized in that the counterweights of the balancing shafts are made with different imbalances (Monerone ≠ M2r2) and, at the same time, the ratio of the values of these imbalances and the displacement value "a" of the shaft axes, sufficient for optimal achievement of the balancing of the reactive torque, are determined according to the established by modeling by the values of the mass of the reciprocating masses, the radius of the crank R, the rotational speed and the value of the engine torque for period 720°, the resulting impulse of the overturning moment for this period, and the mentioned imbalance of the crankshaft M0r0obtained using "n" counterweights, while the values of the elements are determined from the condition:
Figure 00000005
Figure 00000006
, where
Figure 00000007
- imbalances of individual counterweights,
Figure 00000008
- the distance from the center of mass of these elements to a plane perpendicular to the axis of the crankshaft and passing through its middle.
RU2022109042A 2022-04-05 Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine RU2785026C1 (en)

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2785026C1 true RU2785026C1 (en) 2022-12-02

Family

ID=

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2796180C1 (en) * 2023-02-21 2023-05-17 Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "Московский политехнический университет" (Московский Политех) Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2009281458A (en) * 2008-05-21 2009-12-03 Honda Motor Co Ltd Internal combustion engine equipped with balancer device
JP2012026408A (en) * 2010-07-27 2012-02-09 Hitachi Koki Co Ltd Portable engine working machine
JP2013002364A (en) * 2011-06-16 2013-01-07 Univ Of Miyazaki Vibration reducing device for reciprocating machine and reciprocating machine
RU2753431C1 (en) * 2021-03-04 2021-08-16 Петр Эдуардович Кириленко Balancing shaft system for two-cylinder four-stroke engine (options)

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2009281458A (en) * 2008-05-21 2009-12-03 Honda Motor Co Ltd Internal combustion engine equipped with balancer device
JP2012026408A (en) * 2010-07-27 2012-02-09 Hitachi Koki Co Ltd Portable engine working machine
JP2013002364A (en) * 2011-06-16 2013-01-07 Univ Of Miyazaki Vibration reducing device for reciprocating machine and reciprocating machine
RU2753431C1 (en) * 2021-03-04 2021-08-16 Петр Эдуардович Кириленко Balancing shaft system for two-cylinder four-stroke engine (options)

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
Л.Х. БОРОДЯНСКИЙ, Уравновешивание сил инерции первого порядка малоразмерного двигателя, журнал "Автомобильная промышленность", N 10, 1994, стр.20-23, рис 1б. *

Cited By (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2796180C1 (en) * 2023-02-21 2023-05-17 Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего образования "Московский политехнический университет" (Московский Политех) Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US2632340A (en) V-6 engine
EP1983215A1 (en) Reciprocating piston machine and internal combustion engine
US2271766A (en) Engine
JPS6246744B2 (en)
US4300493A (en) Engine balancer for a four cylinder in-line internal combustion engine
JPS6131332B2 (en)
JP5753343B2 (en) 2-cylinder 1 crankpin type multi-cylinder cycloid reciprocating engine using planetary gear double eccentric disc
RU2785026C1 (en) Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine
GB1584597A (en) Balancing an in-line two-cylinder engine
US20130118436A1 (en) Balance shaft module of engine
EP2633207B1 (en) Axial piston machines
US4002087A (en) Machine crank-shaft with improved dynamic balance ratio
EP3880947B1 (en) Piston internal combustion engine with generator
RU2796180C1 (en) Balancing device for a piston in-line two-cylinder four-stroke internal combustion engine
US1575239A (en) Method of counterbalancing engine main shafts
CN107869388B (en) Engine
CN108223690B (en) Every the opposed X-type reciprocating compressor moment of inertia balance mechanism of column
Karhula Cardan gear mechanism versus slider-crank mechanism in pumps and engines
LATT et al. Dynamic Force Analysis of Diesel Engine Crankshaft
SU1721278A1 (en) Piston engine
SU435367A1 (en)
RU2011061C1 (en) Balancing mechanism for piston machine
CN108443409B (en) Two-end row opposed X-type reciprocating compressor inertia moment balancing mechanism
RU2097571C1 (en) Piston engine
JPS6098241A (en) Balancer of piston crank mechanism