WO2014183460A1

WO2014183460A1 - 一种可变压缩比和可变膨胀比装置

Info

Publication number: WO2014183460A1
Application number: PCT/CN2014/000072
Authority: WO
Inventors: 沈大兹
Original assignee: Shen Dazi
Priority date: 2013-05-16
Filing date: 2014-01-20
Publication date: 2014-11-20
Also published as: EP3037645A4; US9726078B2; EP3037645B1; CN103244260A; EP3037645A1; CN103244260B; US20160061105A1

Abstract

一种可变压缩比和可变膨胀比装置（200），安装在内燃机的曲轴（100）和活塞连杆总成（5）上，包括有执行电机（1），蜗杆（2），蜗轮（3），中心齿轮（4），第一传动轴（21），若干传动轴（22，23，24），第一偏心套（51），若干偏心套（52，53，54），第一偏心套前齿轮（61），若干偏心套前齿轮（63，65，67），第一偏心套后齿轮（62），若干偏心套后齿轮（64，66），行星齿轮（31），第一传动轴后齿轮（32），若干传动轴前齿轮（33，35，37）和若干传动轴后齿轮（34，36，38），其中，第一主轴颈上开设第一支承圆柱孔，其轴线与曲轴的轴线成一夹角，若干主轴颈上各自开设支承圆柱孔，其轴线与曲轴的轴线重合，或平行而不重合，或成不为零夹角。该可变压缩比和可变膨胀比装置（200）通过偏心套实现了内燃机冲程长度的改变，改变了内燃机的压缩比和膨胀比。

Description

一种可变压缩比和可变膨胀比装置技术领域

本发明涉及一种适用于各类往复活塞式内燃机的可变压縮比和可变膨胀比装置，属于内燃机技术领域。背景技术

众所周知，可变压縮比和可变膨胀比内燃机是当今世界上带有革命性的最具有发展潜力的内燃机技术，对减少碳排放、减少石油类产品和生物燃料等燃料的消耗具有至关重要的作用。

虽然在全球己有成千上万项涉及该领域的发明专利，但至今仍无商品内燃机上市，其暗含着攻克可变压縮比和可变膨胀比内燃机技术的难度。

1891年由 Kitson先生在美国专利 460,642中首次提出这种在一个热力循环中通过使安装在连杆轴颈上的偏心套旋转，而使其四个冲程长度均发生改变的结构。

1977年由 Clarke先生在美国专利 4,044,629中，提出了对上述结构的改进，增加了对偏心套旋转角度的改变机构，使内燃机方便地应用于各种不同工况。这个改进使内燃机效率可以超过米勒循环，或阿特金森循环的效果。可惜该专利提出的机构只能在单缸内燃机上进行，限制了该专利的应用。

1999年由 Gonzalez先生提出的美国专利 5,927,236和很多其它类似专利均能达到 Clarke先生专利的相同或相似效果，但均因为使曲轴的强度大大减少，或者整套驱动机构过于复杂，难以实现可靠和低成本化而无法达到实用的程度。

2002年由 De Gooijer先生提出的美国专利 6»349，684, 实现了与 Clarke先生专利中同样的功能，并且其机构能够在两缸、四缸和 V型内燃机上使用。由此产生了著名的 GoEngine, 使内燃机效率得到大大地提升。该专利所述的机构相对比较简单，但该机构行星齿轮安放在曲轴主轴颈中，为了保证行星齿轮的运行，在主轴颈中挖出一个巨大的空间用于安放行星齿轮机构，这使得曲轴主轴颈强度大大减小；同时，限于结构，其连杆轴颈直径较小，行星齿轮直径也小，难以通过加大尺寸来提高曲轴强度：此外，齿环的直径较大，也使行星齿轮与齿环的啮合速度很高,且齿环刚性不足，影响了内燃机的 NVH特性。发明内容

本发明的目的在于克服现有技术的不足，提供一种可变压縮比和可变膨胀比装置，其在曲轴连杆轴颈上安装偏心套并通过旋转该偏心套来改变压縮比，在内燃机较小负荷条件下，增加压縮比、膨胀比，同时减小排气冲程长度，增加缸内 EGR率，减少吸气冲程长度，减少泵气损失，提高内燃机效率；而在内燃机较大负荷条件下，降低内燃机压缩比，增加充气容量，提髙内燃机的输出，同时防止内燃机产生爆震。

本发明是通过如下技术方案实现的：

一种可变压缩比和可变膨胀比装置，安装在内燃机的曲轴和活塞连杆总成上，所述的曲轴包括有第一主轴颈及其之后依次排列的若干主轴颈和第一连杆轴颈及其之后依次排列的若干连杆轴颈，所述的活塞连杆总成包括有连杆大头轴瓦，其特征在于：所述的第一主轴颈上开设有第一支承园柱孔，该第一支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一夹角 α≠0，所述若干主轴颈上各自开设有一支承园柱孔，各支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线重合，或者平行而不重合，或者成一不为零的夹角；所述的装置包括有：

执行电机；

蜗杆，与所述执行电机固定连接且轴线与该执行电机的轴线重合；

蜗轮，与所述蜗杆啮合；

中心齿轮，与所述蜗轮固定连接且其轴线与该蜗轮的轴线重合，该中心齿轮可旋转地套置在所述曲轴上；

第一传动轴，可旋转地穿置于所述第一支承园柱孔中，并且其前后两端分别伸出该第一支承园柱孔的两端；

若干传动轴，数量与所述主轴颈相同，其分别可旋转地一一对应穿置于所述各支承园柱孔中，并且其前后两端分别伸出各支承园柱孔的两端；

第一偏心套，可旋转地套置在所述曲轴的第一连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距 e_;

若干偏心套，数量与所述连杆轴颈相同，其可旋转地一一对应套置在所述各连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间，各偏心套具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距 e;

第一偏心套前齿轮，固定安装于所述第一偏心套的前端，该第一偏心套前齿轮的节圆圆心与该第一偏心套的内圆柱表面圆心重合；

若干偏心套前齿轮，一一对应地分别固定安装于所述各偏心套的前端，各偏心套前齿轮的节圆圆心与相应的偏心套的内圆柱表面圆心重合；

若干偏心套后齿轮，一一对应地分别固定安装于所述各偏心套的后端，各偏心套后齿轮的节圆圆心与相应的偏心套的内圆柱表面圆心重合；

行星齿轮，固定地安装于所述第一传动轴的前端并与所述中心齿轮相啮合；

第一传动轴后齿轮，固定地安装于所述第一传动轴的后端并与所述第一偏心套前齿轮相啮合，

若干传动轴前齿轮，一一对应地分别固定安装于所述各传动轴的前端并与前方相邻偏心套的偏心套后齿轮相啮合；

若干传动轴后齿轮，一一对应地分别固定安装于所述各传动轴的后端并与后方相邻偏心套的偏心套前齿轮相啮合。

所述的第一支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线所成夹角 α=0，并且平行而不重合。

所述的中心齿轮的齿数、行星齿轮的齿数、第一传动轴后齿轮的齿数和第一偏心套前齿轮的齿数比 I为 1 : 2，即，

1 = (Ζ₄/ Ζ₃₁ ) * ( Ζ₃₂/ Ζ₆₁ ) = 0.5,

或者，所述的中心齿轮的齿数、行星齿轮的齿数、第一传动轴后齿轮的齿数和第一偏心套前齿轮的齿数比 I为 1 : 1 , 即，

1 = (ζ₄/ ζ₃₁ ) * (Ζ₃₂/ Ζ₆₁ ) = 1 ,

式中， ζ₄为中心齿轮的齿数， ζ₃₁为行星齿轮的齿数， ζ₃₂为第一传动轴后齿轮的齿数， ζ₆₁ 为第一偏心套前齿轮的齿数。

所述的执行电机为带有角度编码器的伺服电机，所述蜗杆的旋转角度由所述执行电机的角度编码器认定。所述的若干连杆轴颈的数量为 0、 1、 2、 3、 4或者 5。

所述的主轴颈包括第二主轴颈、第三主轴颈和第四主轴颈，其分别开设有第二支承园柱孔、第三支承园柱孔和第四支承园柱孔，该第二支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一不为零的夹角 β₂，该第三支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一为零的夹角，该第四支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一不为零的夹角 β_{4 ;} 所述的传动轴包括第二传动轴、第三传动轴和第四传动轴，其分别可旋转地穿置于所述第二支承园柱孔、第三支承园柱孔和第四支承园柱孔中；所述的连杆轴颈包括第二连杆轴颈、第三连杆轴颈和第四连杆轴颈；所述的偏心套包括第二偏心套、第三偏心套和第四偏心套，其分别可旋转地套置在所述第二连杆轴颈、第三连杆轴颈和第四连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间；所述的偏心套前齿轮包括第二偏心套前齿轮、第三偏心套前齿轮和第四偏心套前齿轮，其分别固定安装于所述第二偏心套、第三偏心套和第四偏心套的前端；所述的偏心套后齿轮包括第一偏心套后齿轮、第二偏心套后齿轮和第三偏心套后齿轮，其分别固定安装于所述第一偏心套、第二偏心套和第三偏心套的后端；所述的传动轴前齿轮包括第二传动轴前齿轮、第三传动轴前齿轮和第四传动轴前齿轮，其分别固定安装于所述第二传动轴、第三传动轴和第四传动轴的前端，并且分别与前方相邻偏心套的第一偏心套后齿轮、第二偏心套后齿轮和第三偏心套后齿轮相啮合；所述的传动轴后齿轮包括第二传动轴后齿轮、第三传动轴后齿轮和第四传动轴后齿轮，其分别固定安装于所述第二传动轴、第三传动轴和第四传动轴的后端，并且分别与后方相邻偏心套的第二偏心套前齿轮、第三偏心套前齿轮和第四偏心套前齿轮相啮合。

所述的可变压缩比和可变膨胀比装置应用于直列式单缸或多缸内燃机、 V型、 W型、星型或对置式布置的多缸内燃机。

本发明的有益效果是：

1、本发明使内燃机的性能指标全面改善，特别是油耗显著降低。

2、本发明提供了一个在各种应用工况下内燃机缸内的良好燃烧环境，极大地降低了内燃机的有害排放物。

3、由于可变压縮比，采用本发明的内燃机对燃烧何种标号的汽油已不再敏感，可以燃烧多种不同性质的燃料，并且即使燃烧液化天然气、压縮天然气、酒精等不同性质的燃料，均无需对内燃机进行调整。

4、本发明所述的装置仅采用一个驱动系统，其驱动运动可顺利地从曲轴前端通过曲轴主轴颈到达第一连杆轴颈上的偏心套，并传递到第二、第三、第四乃至更多气缸内的偏心套上，而同时并没有使曲轴强度受到不良影响。就是说，本发明采用了现有内燃机采用的普通材料和大致相同的结构，即完成了对内燃机压縮比和膨胀比的改变，这意味着在所有 VCR和 VER方案中，本发明提供了一套低成本、简单而可靠的技术方案，使采用本发明的内燃机能够真正进入商品化生产。

5、本发明采用了一套大减速比的蜗轮蜗杆部件，机构传动所需要的执行电机的扭矩非常小，其执行电机的功率不超过 150W, 针对 100KW的内燃机功率而言，电机消耗功率可以忽略不计；该驱动机构的执行动作非常迅速，最大行程调整周期不超过 500毫秒，就通常的调整而言，仅需不超过 50毫秒时间，意味着内燃机在运行 1~3个循环内即可调整到位，必要时，还可缩短这个调整时间；此外，活塞相位的调整精度很髙，其误差不超过 0.3°曲轴转角；当套装在连杆轴颈上的偏心套受到来自气缸爆发压力、往复惯性力和 /或曲柄离心力等影响，使该偏心套围绕连杆轴颈产生附加的顺时针或逆时针旋转扭矩时，由于蜗轮蜗杆的逆向自锁的特点，使该附加扭矩无法通过蜗轮、蜗杆传递到执行电机，保证了执行电机的可靠运行。因而本发明具有准确、快速、可靠、功率消耗小的优点。附图说明

图 1为内燃机低负荷工况运转时的冲程变化情况。

其中：

I 表示齿数比，

So 表示曲轴未安装 II偏 ο心套时的原始冲程长度，数值上等于两倍曲柄臂长，

S! 表示吸气冲程，

S₂ 表示压縮冲程，

S₃ 表示膨胀冲程， θ

II

s₄ 表示排气冲程，

e 表示偏心套的偏心距，

TDC1 指内燃机第一气缸活塞处于吸气开始 ιί时的上止点位置，

TDC2 指内燃机第一气缸活塞处于膨胀开始时的 ο上止点位置，

BDC1 指内燃机第一气缸活塞处于压縮开始时的下止点位置，

BDC2 指内燃机第一气缸活塞处于排气开始时的下止点位置，

A 为内燃机曲轴旋转方向，

B 为第一偏心套相对于第一连杆轴颈的旋转方向，

Φ 为曲轴旋转角，从内燃机第一气缸活塞 TDC1开始计算，

δ 为蜗轮相对于气缸中心线的夹角，

θ₀ 为第一偏心套的起始偏心角， θο=0.5δ，

Θ 为第一偏心套绕第一连杆轴颈的旋转角， Θ-Θ0-0.5Φ,

I 此位置表示： 1=0.5， Φ=0°或 720°, θ=0°或 -360。，

II 此位置表示： θ₀=0°, 1=0.5, Φ=90°, θ=-45°,

III 此位置表示： θ₀=0°, 1=0.5,

IV 此位置表示： θ₀=0°, 1=0.5, Φ=270。， θ=-135°,

V 此位置表示： θ₀=0°, 1=0.5, Φ=360°, θ=-180。，

VI 此位置表示： θ₀=0°， 1=0.5 , Φ=450°， θ=-225。，

π 此位置表示： θ₀=0。， 1=0.5， Φ=540°, θ=-270°，

環此位置表示： θ₀=0°， 1=0.5, Φ=630°, θ=-315⁰。

图 2为内燃机中低负荷工况运转时的冲程变化情况。

其中-

I 此位置表示： θ₀=45°, , 1=0.5, , Φ=0°或 720°， θ=45°或 -315°

II 此位置表示： θ₀=45°, , 1=0.5, , Φ=90°， θ=0°，

III 此位置表示： θ₀=45°, , 1=0.5； , Φ=180°, θ=-45°,

IV 此位置表示： θ₀=45°, , 1=0.5： , Φ=270。， θ=-90°，

V 此位置表示： , 1=0.5 ， Φ=360°, θ=-135°,

VI 此位置表示： 60=45° , , 1=0.5 ' Φ=450°， θ=-180°， VD 此位置表示： θ₀=45°, 1=0.5, Φ=540°, θ=-225°,

環此位置表示： θ₀=45°, 1=0.5， Φ=630°， θ=-270°。

图 3为内燃机中髙负荷工况运转时的冲程变化情况。

其中：

θ₀=90°, 1=0.5, 在 I、 II、 III、 IV、 V、 VI、 W和 VBI所对应的位置，其第一偏心套旋转角 Θ 按下式计算： Θ=Θ。-0.5Φ。

图 4为内燃机髙负荷工况运转时的冲程变化情况。

其中：

θ₀=180°, 1=0.5，在 I、 II、 III、 IV、 V、 VI、 VII和 VI所对应的位置，其第一偏心套旋转角 Θ 按下式计算： Θ=Θ()-0.5Φ。

图 5a为内燃机低负荷工况运转时的冲程变化情况。

其中- θο=180°, 1=1 , 在 I、 II、 ΠΙ、 IV、 V、 VI、 W和所对应的位置，其第一偏心套旋转角 Θ 按下式计算： Θ=θ()-Φ。

图 5b为内燃机高负荷工况运转时的冲程变化情况。

其中：

θ₀=0°, 1=1 , 在 I、 II、 ΠΙ、 IV、 V、 VI、 νπ和 VI所对应的位置，其第一偏心套旋转角 Θ按下式计算：

图 6为本发明实施例 1的安装轴测图。

图 7为本发明实施例 1的分解图。

图 8为本发明实施例 1的横剖面图。

图 9为图 8的侧视图。

图 10为本发明的偏心套及偏心套前后齿轮示意图。

图 U为本发明实施例 2的安装轴测图。

图 12a为本发明实施例 2的横剖面图。

图 12b为图 12a的侧视图。

图 12c为图 12a的 B-B剖视图。

图 13a为本发明实施例 3的横剖面图。

图 13b为图 13a的侧视图。

图 13c为图 13a的 E-E剖视图。

图 14为本发明实施例 5的轴测图。

图 15a为本发明实施例 5的横剖面图。

图 15b为图 15a的侧视图。

图 16a为为图 15a的 F-F剖视图。

图 16b为为图 15a的 G-G剖视图。

图 16c为图 15a的 H-H剖视图。

图中，

1执行电机， 2蜗杆， 3蜗轮， 4中心齿轮， 5活塞连杆总成，

10前轴颈， 11第一主轴颈， 12第二主轴颈， 13第三主轴颈， 14第四主轴颈， 21第一传动轴， 22第二传动轴， 23第三传动轴， 24第四传动轴，

31行星齿轮， 32第一传动轴后齿轮，

33第二传动轴前齿轮， 34第二传动轴后齿轮，

35第三传动轴前齿轮， 36第三传动轴后齿轮，

37第四传动轴前齿轮， 38第四传动轴后齿轮，

41第一连杆轴颈， 42第二连杆轴颈， 43第三连杆轴颈， 44第四连杆轴颈，

51第一偏心套， 52第二偏心套， 53第三偏心套， 54第四偏心套，

61第一偏心套前齿轮， 62第一偏心套后齿轮，

63第二偏心套前齿轮， 64第二偏心套后齿轮，

65第三偏心套前齿轮， 66第三偏心套后齿轮，

67第四偏心套前齿轮，

100曲轴， 200可变压縮比和可变膨胀比装置，

210第一传动轴轴线， 220第二传动轴轴线， 230第三传动轴轴线， 240第四传动轴轴线，

0-0曲轴轴线，

0'-0'第一连杆轴颈轴线，

α第一传动轴轴线与曲轴轴线夹角，

β₂第二传动轴轴线与曲轴轴线夹角，

β₄第四传动轴轴线与曲轴轴线夹角，

δ蜗轮相对于气缸中心线的夹角，

Φ曲轴旋转角，

Θ第一偏心套相对于第一连杆轴颈的旋转角，

θο第一偏心套的起始偏心角。具体实施方式

本发明提供了一种用于内燃机的可变压縮比（Variable Compression Ratio ) 和可变膨胀比 (Variable Expansion Ratio)装置。该装置可使内燃机在吸气、压縮、膨胀和排气冲程在一个热力循环中发生有利于提髙内燃机效率方向的改变，同时，无论内燃机处在全负荷还是部分负荷均能得到较高的效率。

请参阅图 7, 所述可变压縮比和可变膨胀比装置 200安装在内燃机的曲轴 100和活塞连杆总成 5上；所述的曲轴 5包括有前轴颈、第一主轴颈及其之后依次排列的若干主轴颈、第一连杆轴颈 41及其之后依次排列的若干连杆轴颈和后主轴颈；所述的第一主轴颈上开设有第一支承园柱孔，该第一支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一夹角 α≠0，也可以是 α=0，并且平行而不重合；所述若干主轴颈上各自开设有一支承园柱孔，各支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线重合，或者平行而不重合，或者成一不为零的夹角；当该支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线平行而不重合时，支承圆柱孔轴线的位置可在主轴颈中心左右两侧任选其一。所述的若干连杆轴颈的数量为 0、 1、 2、 3、 4或者 5, 换言之，本发明所述装置能够用于单缸或双缸、三缸、四缸、五缸、六缸等多缸内燃机中，包括直列式单缸或多缸内燃机、 V型、 W型、星型或对置式布置的多缸内燃机。

所述的活塞连杆总成 5包括有活塞和连杆大头孔，该活塞可移动地安装于内燃机的气缸之内，该连杆大头孔内安装有连杆大头轴瓦。所述的装置包括有：执行电机、蜗杆、蜗轮、中心齿轮、第一传动轴、若干传动轴、第一偏心套、若干偏心套、第一偏心套前齿轮、若干偏心套前齿轮、若干偏心套后齿轮、行星齿轮、第一传动轴后齿轮、若干传动轴前齿轮和若干传动轴后齿轮。

所述的执行电机为伺服电机，带有角度编码器。

所述的蜗杆与所述执行电机固定连接，并且该蜗杆的轴线与该执行电机的轴线重合；所述蜗杆的旋转角度由所述执行电机的角度编码器认定。

所述的蜗轮与所述蜗杆啮合，其采用较大的减速比，如 50: 1 , 并且具有逆向运动传递自锁功能。

所述的中心齿轮与所述蜗轮固定连接，并且其轴线与该蜗轮的轴线重合，该中心齿轮可旋转地套置在所述曲轴上。

所述的第一传动轴可旋转地穿置于所述第一支承园柱孔中，并且其前后两端分别伸出该第一支承园柱孔的两端。

所述的若干传动轴的数量与所述主轴颈相同，其分别可旋转地一一对应穿置于所述各支承园柱孔中，并且其前后两端分别伸出各支承园柱孔的两端。

所述的第一偏心套可旋转地套置在所述曲轴的第一连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距6。

所述的若干偏心套的数量与所述连杆轴颈相同，其可旋转地一一对应套置在所述各连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间，各偏心套具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距 e。

所述的第一偏心套和若干偏心套可以是由两个半圆套之间用螺栓连接的组合偏心套；也可以是整体偏心套。各偏心套的内圆柱表面安装有轴瓦。

所述的第一偏心套前齿轮固定安装于所述第一偏心套的前端，该第一偏心套前齿轮的节圆圆心与该第一偏心套的内圆柱表面圆心重合。

所述的若干偏心套前齿轮一一对应地分别固定安装于所述各偏心套的前端，各偏心套前齿轮的节圆圆心与相应的偏心套的内圆柱表面圆心重合。

所述的若干偏心套后齿轮一一对应地分别固定安装于所述各偏心套的后端，各偏心套后齿轮的节圆圆心与相应的偏心套的内圆柱表面圆心重合。

所述的行星齿轮固定地安装于所述第一传动轴的前端并与所述中心齿轮相啮合。

所述的第一传动轴后齿轮固定地安装于所述第一传动轴的后端并与所述第一偏心套前齿轮相啮合。

所述的若干传动轴前齿轮一一对应地分别固定安装于所述各传动轴的前端并与前方相邻偏心套的偏心套后齿轮相啮合。

所述的若干传动轴后齿轮一一对应地分别固定安装于所述各传动轴的后端并与后方相邻偏心套的偏心套前齿轮相啮合。

所有齿轮的轮齿可以是直齿、斜齿或曲（螺旋）齿。

所述的中心齿轮的齿数、行星齿轮的齿数、第一传动轴后齿轮的齿数和第一偏心套前齿轮的齿数比 I为 1 : 2, 即，

1 = ( Ζ₄/ Ζ₃₁ ) * ( Ζ₃₂/ Ζ₆' ) = 0.5 ,

1 = (Z₄/ Z₃₁ ) * (Z₃₂/ Z₆₁ ) = 1，

式中， z₄为中心齿轮的齿数， z₃₁为行星齿轮的齿数， ¾₂为第一传动轴后齿轮的齿数， z₆₁ 为第一偏心套前齿轮的齿数。

本发明所述可变压缩比和可变膨胀比装置的驱动机构通过传动机构依次驱动各连杆轴颈上的偏心套旋转一角度来实现内燃机冲程长度的改变，从而改变内燃机的压縮比和膨胀比。

本发明的驱动机构只采用了一个执行电机、一个蜗杆、一个蜗轮、一个中心齿轮和一个行星齿轮，即只有一个动力源和一套驱动系统，因此具有结构简单、功耗小、低成本、可靠快速的优点。该执行电机、蜗轮、蜗杆、中心齿轮、行星齿轮等构成的驱动机构可以置放在内燃机曲轴的前端，或置放于曲轴的后端，甚至置于曲轴的中间。

本发明的传动机构由各传动轴、传动轴前后齿轮、偏心套前后齿轮构成，前端的偏心套前齿轮被与之相啮合的传动轴后齿轮驱动旋转时，偏心套和其后端的偏心套后齿轮随之被驱动旋转，并进而使与该偏心套后齿轮相啮合的后端的传动轴前齿轮旋转，从而通过一条运动传动链将运动逐级传递到各偏心套。

本发明的偏心套是通过旋转直接改变冲程长度的构件，当所述的偏心套绕所述连杆轴颈旋转时，该偏心套外圆柱表面的圆心以所述的偏心距 e为半径绕所述的偏心套内圆柱表面圆心旋转，各偏心套绕其各自连杆轴颈的旋转改变了内燃机活塞的运动轨迹，使内燃机在同一个热力循环中的吸气、压縮、膨胀和排气冲程均发生改变。

所述的可变压縮比和可变膨胀比装置适用于直列式内燃机单缸、多缸：也适用于 V型， W型，星型布置和对置式布置的多缸内燃机。

本发明的工作原理如下：

内燃机通过对执行电机所携带的角度编码器位置的判断，获得蜗轮的转角 δ的位置，该位置决定了偏心套起始偏心角 θο，即决定了此时的实际压縮比和膨胀比值，内燃机 ECU (图中未显示）再通过对驾驶员操作意图的对比，计算出所需调整的目标压缩比值，换算出新的蜗轮目标转角，并向执行电机发出处理指令，使其正向或逆向调整。执行电机的转动带动蜗杆旋转，进一步带动蜗轮、中心齿轮以及整套可变压縮比和可变膨胀比装置来完成全部偏心套相对于各自连杆轴颈的旋转角度的调整，最终达到改变内燃机压縮比和膨胀比的目的。

当需要改变内燃机压縮比和膨胀比时，所述执行电机驱动蜗杆使与之相啮合的蜗轮和中心齿轮一并绕曲轴中心旋转，并驱动行星齿轮、第一传动轴及其后端的第一传动轴后齿轮、以及套装在第一连杆轴颈上的第一偏心套前齿轮和第一偏心套旋转；依次，第一偏心套的偏心套后齿轮驱动与之依次啮合的后方的各传动轴前后齿轮、偏心套前后齿轮旋转，进而驱动后方的各偏心套旋转，至此，执行电机的旋转运动转变为所有气缸中的偏心套按照规定的传动比同步同方向的旋转运动。

当所述执行电机不旋转而所述曲轴旋转时，与执行电机相连接的蜗杆、蜗轮和中心齿轮均相对气缸体不旋转；而行星齿轮则在随曲轴的旋转而绕中心齿轮旋转的同时，也绕自身的中心旋转，而与行星齿轮相连接的第一传动轴、第一传动轴后齿轮、第一偏心套前齿轮以及所有其它传动轴、传动轴前后齿轮、偏心套前后齿轮以及偏心套均同时随行星齿轮的旋转而旋转。即：曲轴自身的旋转将驱动安装在其上的可变压縮比和可变膨胀比装置中除蜗轮和中心齿轮外的其余构件旋转。

下面结合附图和实施例对本发明作进一步详细说明，但本发明的保护范围不限于下述的实施例。实施例 1

本实施例用于直列四缸内燃机。请参阅图 6、图 7和图 8 , 图示可变压縮比和可变膨胀比装置 200安装在内燃机的曲轴 100和活塞连杆总成 5上。

所述的活塞连杆总成 5为传统结构，包括有活塞、活塞销、连杆盖、连杆体和连杆大头孔，该活塞可移动地安装于内燃机的气缸之内，该连杆大头孔内安装有连杆大头轴瓦。

为了将偏心套套装在连杆轴颈上，所述的曲轴 100采用分体式结构。该曲轴 100包括有前轴颈 10、第一主轴颈 11及其之后依次排列的若千主轴颈、第一连杆轴颈 41及其之后依次排列的若干连杆轴颈和后主轴颈。所述的第一主轴颈 11 上开设有第一支承园柱孔，该第一支承园柱孔的轴线与所述曲轴 100的轴线成一夹角 α≠0。所述的若干主轴颈包括第二主轴颈 12、第三主轴颈 13和第四主轴颈 14，其分别开设有第二支承园柱孔、第三支承园柱孔和第四支承园柱孔，该第二支承圆柱孔的轴线与所述曲轴 100的轴线成一不为零的夹角 β₂，该第三支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线相互平行而不重合，该第四支承圆柱孔的轴线与所述曲轴 100的轴线成一不为零的夹角 β₄。所述的若干连杆轴颈的数量为 3, 其包括第二连杆轴颈 42、第三连杆轴颈 43和第四连杆轴颈 44，这意味着本实施例为一四缸内燃机。

所述的可变压縮比和可变膨胀比装置 200包括有：执行电机 1、蜗杆 2、蜗轮 3、中心齿轮 4、第一传动轴 21、若干传动轴、第一偏心套 51、若干偏心套、第一偏心套前齿轮 61、若干偏心套前齿轮、若干偏心套后齿轮、行星齿轮 31、第一传动轴后齿轮 32、若干传动轴前齿轮和若干传动轴后齿轮。

所述的执行电机 1为伺服电机，带有角度编码器（图中未显示）。

所述的蜗杆 2与所述执行电机 1固定连接，并且该蜗杆 2的轴线与该执行电机 1的轴线重合；所述蜗杆 2的旋转角度由所述执行电机 1的角度编码器认定。

所述的蜗轮 3与所述蜗杆 2啮合，其采用较大的减速比 50: 1，并且具有逆向运动传递自锁功能。

所述的中心齿轮 4与所述蜗轮 3固定连接，并且其轴线与该蜗轮 3的轴线重合，该中心齿轮 4可旋转地套置在所述曲轴 100的前轴颈 10上。

所述的第一传动轴 21 可旋转地穿置于所述第一支承园柱孔中，并且其前后两端分别伸出该第一支承园柱孔的两端。

所述的若干传动轴的数量与所述主轴颈相同，包括第二传动轴 22、第三传动轴 23和第四传动轴 24，其分别可旋转地穿置于所述第二支承园柱孔、第三支承园柱孔和第四支承园柱孔中，并且前后两端分别伸出各支承园柱孔的两端。

参见图 10, 所述的第一偏心套 51可旋转地套置在所述曲轴 100的第一连杆轴颈 41与相应的连杆大头轴瓦之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距 _e。

所述的若干偏心套的数量与所述连杆轴颈相同，包括第二偏心套 52、第三偏心套 53和第四偏心套 54, 其分别可旋转地套置在所述第二连杆轴颈 42、第三连杆轴颈 43和第四连杆轴颈 44与相应的连杆大头轴瓦之间；各偏心套具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距 e (参见图 10)。

所述的第一偏心套 51、第二偏心套 52、第三偏心套 53和第四偏心套 54是整体偏心套，各偏心套的内圆柱表面安装有轴瓦。所述的第一偏心套前齿轮 61固定安装于所述第一偏心套 51的前端，该第一偏心套前齿轮 61的节圆圆心与该第一偏心套 51的内圆柱表面圆心重合。

所述的若干偏心套前齿轮包括第二偏心套前齿轮 63、第三偏心套前齿轮 65和第四偏心套前齿轮 67, 其分别固定安装于所述第二偏心套 52、第三偏心套 53和第四偏心套 54的前端，各偏心套前齿轮的节圆圆心与相应的偏心套的内圆柱表面圆心重合。

所述的若干偏心套后齿轮包括第一偏心套后齿轮 62、第二偏心套后齿轮 64和第三偏心套后齿轮 66，其分别固定安装于所述第一偏心套 52、第二偏心套 53和第三偏心套 54的后端，各偏心套后齿轮的节圆圆心与相应的偏心套的内圆柱表面圆心重合。

所述的行星齿轮 31固定地安装于所述第一传动轴 21的前端并与所述中心齿轮 4相啮合。所述的第一传动轴后齿轮 32固定地安装于所述第一传动轴 21的后端并与所述第一偏心套前齿轮 61相啮合。

所述的若干传动轴前齿轮包括第二传动轴前齿轮 33、第三传动轴前齿轮 35和第四传动轴前齿轮 37，其分别固定安装于所述第二传动轴 22、第三传动轴 23和第四传动轴 24的前端，并且分别与前方相邻偏心套的第一偏心套后齿轮 62、第二偏心套后齿轮 64和第三偏心套后齿轮 66相啮合。

所述的若干传动轴后齿轮包括第二传动轴后齿轮 34、第三传动轴后齿轮 36和第四传动轴后齿轮 38，其分别固定安装于所述第二传动轴 22、第三传动轴 23和第四传动轴 24的后端，并且分别与后方相邻偏心套的第二偏心套前齿轮 63、第三偏心套前齿轮 65和第四偏心套前齿轮 67相啮合。

所有齿轮的轮齿为直齿、斜齿或曲（螺旋）齿。

所述的中心齿轮 4的齿数 Z₄、行星齿轮 31的齿数 Z₃₁、第一传动轴后齿轮 32的齿数 Z₃₂和第一偏心套前齿轮 61的齿数 Z₆₁的齿数比 I为 1 : 2 , 即， 1 = ( Z₄/ Z₃₁ ) * ( Z₃₂/ Z₆₁ ) = 0.5。

下面说明实施例 1改变压縮比和改变膨胀比的运动传递过程：

参见图 8，当执行电机 1旋转时，套装在曲轴 100的前轴颈 10上的蜗杆 2、蜗轮 3和中心齿轮 4 被执行电机 1驱动，并围绕曲轴 100的轴线 0-0旋转，此时蜗轮 2相对于气缸中心线的夹角 δ (见图 9) 发生改变；进一步，依次将旋转运动传递到行星齿轮 31、第一传动轴 21、第一传动轴后齿轮 32、第一偏心套前齿轮 61、第一偏心套 51、第一偏心套后齿轮 62、第二传动轴前齿轮 33、第二传动轴 22、第二传动轴后齿轮 34、第二偏心套前齿轮 63、第二偏心套 52、第二偏心套后齿轮 64、第三传动轴前齿轮 35、第三传动轴 23、第三传动轴后齿轮 36、第三偏心套前齿轮 65、第三偏心套 53、第三偏心套后齿轮 66、第四传动轴前齿轮 37、第四传动轴 24、第四传动轴后齿轮 38、第四偏心套前齿轮 67和第四偏心套 54; 从而，第一偏心套 51围绕第一连杆轴颈 41、第二偏心套 52围绕第二连杆轴颈 42、第三偏心套 53围绕第三连杆轴颈 43和第四偏心套 54围绕第四连杆轴颈 44同时同步旋转。

当执行电机 1不旋转时，所述蜗杆 2、蜗轮 3和中心齿轮 4也不旋转，但当曲轴 100旋转时，安装在曲轴 100上的行星齿轮 31也随曲轴 100—起绕其轴线 0-0旋转，由于中心齿轮 4与行星齿轮 31相互啮合（此时中心齿轮 4固定不动），因此将导致行星齿轮 31在绕中心齿轮 4进行公转的同时，也绕其自身的轴线 210自转，该自转进一步将旋转运动同时同步传递到每一个偏心套。

安装在第一主轴颈 11内的第一传动轴 21的轴线 210与曲轴 100的轴线 0-0的夹角 α，安装在第二主轴颈 12内的第二传动轴 22的轴线 220与曲轴 100的轴线 0-0的夹角 |3₂, 安装在第三主轴颈 13内的第三传动轴 23的轴线 230与曲轴 100的轴线 0-0的夹角，以及安装在第四主轴颈 14内的第四传动轴 24的轴线 240与曲轴 100的轴线 0-0的夹角 β₄，当上述参数选择正确时，中心齿轮 4与行星齿轮 31，第一传动轴后齿轮 32与第一偏心套前齿轮 61，第一偏心套后齿轮 62与第二传动轴前齿轮 33 , 第二传动轴后齿轮 34与第二偏心套前齿轮 63，第二偏心套后齿轮 64与第三传动轴前齿轮 35，第三传动轴后齿轮 36与第三偏心套前齿轮 65 , 第三偏心套后齿轮 66与第四传动轴前齿轮 37，第四传动轴后齿轮 38与第四偏心套前齿轮 67，均能保持精准的齿轮啮合关系。

下面结合附图说明改变压縮比和膨胀比原理：

为了改变压縮比和膨胀比，必须改变第一偏心套 51相对于第一连杆轴颈 41的旋转角 Θ和起始偏心角 θο (仅对第一气缸的状态进行描述，其它气缸同理）。

关于第一偏心套 51的旋转角 Θ:

参见图 la，第一偏心套 51的旋转角 Θ定义为：曲轴第一主轴颈 11的中心 O和第一连杆轴颈 41 的中心 O'之连线与第一偏心套 51 偏心方向（图中箭头的指向）的夹角。当第一连杆轴颈 41 处于曲轴转角 90度的位置 II时，第一偏心套 51的旋转角 θ=-45°。

第一偏心套 51的旋转角 Θ是曲轴 100转角 Φ的函数，即： 0=f ( Φ) , 参见图 8 , 当中心齿轮 4的齿数 Z₄、行星齿轮 31的齿数 Z₃₁、第一传动轴后齿轮 32的齿数 Z₃₂和第一偏心套齿轮 61的齿数 Z₆₁，上述四个齿轮的齿数比 I为 1 : 2，即：（Z₄/ Z₃₁ ) * ( Z₃₂/ Z₆₁ ) =0.5，第一偏心套 51 的旋转角 Θ与曲轴 100转角 Φ的关系式为： Θ=Θ。-0.5Φ，就是说，当 θο=0，曲轴 100绕轴线 0-0 旋转 360度时，第一偏心套 51 围绕第一连杆轴线 0 Ο'旋转 -180度，其中" -"号表示与曲轴 100 旋转方向相反。

参见图 5，当上述四个齿轮的齿数比： 1= ( Ζ₄/ Ζ₃₁ ) * ( Ζ₃₂/ Ζ₆₁ ) =1时，第一偏心套 51的旋转角 Θ与曲轴 100转角 Φ的关系式为： θ=θο-Φ。当 θο=0，曲轴 100绕轴线 0-0旋转 360度时，第一偏心套 51围绕第一连杆轴线 σ· 0'旋转 -360度。

关于第一偏心套 51的起始偏心角 θο_:

参见图 2a,第一偏心套 51的起始偏心角 θο定义为：当第一连杆轴颈 41处于图示的位置 I时，活塞达到 TDC1 点，该点表示第一气缸活塞处于吸气开始的上止点，此时的第一偏心套 51 的偏心方向和第一主轴颈 11的中心 0与第一连杆轴颈 41中心 0'两点连线之夹角。图 2a所示，第一偏心套 51的起始偏心角 θ。=45°。

第一偏心套 5】的起始偏心角 θο为蜗轮 3和中心齿轮 4的转角 δ的函数，即： e_D=f (S)，参见图 9, 角度 δ为蜗轮 3以及中心齿轮 4相对于气缸中心线的夹角。当中心齿轮 4的齿数 Ζ₄、行星齿轮 31的齿数 Ζ₃₁、第一传动轴后齿轮 32的齿数 Ζ₃₂和第一偏心套前齿轮 61的齿数 Ζ₆₁，上述四个齿轮的齿数比 I为 1 : 2，即：（Ζ₄/ Ζ₃₁ ) * ( Ζ₃₂/ Ζ₆₁ ) =0.5时，第一偏心套 51的起始偏心角 θ₀与蜗轮 3转角 δ的关系式为： θο=0.5δ，就是说，当蜗轮 3和中心齿轮 4绕曲轴 100轴线 0-0旋转 360度时，第一偏心套 51绕第一连杆轴线 σ Ο'旋转 180度；当上述四个齿轮的齿数比： Ι= ( Ζ₄/ Ζ₃₁ ) * ( Ζ₃₂/ Ζ₆₁ ) =1时，第一偏心套 51的起始偏心角 θο与蜗轮 3转角 δ的关系式为： θο=δ。就是说，当蜗轮 3和中心齿轮 4绕曲轴 100轴线 0-0旋转 360度时，第一偏心套 51绕第一连杆轴线 σ也旋转 360度。图 5a所示，第一偏心套 51的起始偏心角 θο=180°。

当第一偏心套 51的起始偏心角 θο不改变时，执行电机 1固定在内燃机缸体（图中未显示）上不动，与之连接在一起的蜗杆 2、蜗轮 3和中心齿轮 4均相对于缸体固定不动。当曲轴 100绕 0-0线旋转时，安装在曲轴 100上的行星齿轮 31绕曲轴 0-0线公转，由于行星齿轮 31与中心齿轮 4相互啮合，这将促使行星齿轮 31绕曲轴 0-0公转的同时，也绕其自身的轴线 210自转，该自转带动第一偏心套前齿轮 61、第一偏心套 51和第一偏心套后齿轮 62绕第一连杆轴颈轴线 Ο' 旋转。由于第一偏心套 51安装在活塞连杆总成 5的连杆大头轴瓦和第一连杆轴颈 41之间，且第一偏心套 51存在偏心距 e (参见图 10)，该偏心距 e绕第一连杆轴颈 41的旋转，将直接改变了曲柄臂的长度，从而改变了内燃机吸气、压縮、膨胀和排气冲程长度。即：曲轴 100旋转角 Φ的改变导致第一偏心套 51的旋转角 Θ改变，进一步导致冲程长度改变。

而蜗轮 3的转角 δ的改变则改变了第一偏心套 51 的起始偏心角 θ。，从而也改变了内燃机吸气、压缩、膨胀和排气冲程长度。

曲轴 100旋转角 Φ和蜗轮 3转角 δ的改变，导致第一偏心套 51的旋转角 Θ和起始偏心角 θ₀ 的改变， Φ和 δ二者密切配合，则可使得内燃机无论处于低负荷工况还是高负荷工况，均可得到满意的提高内燃机效率的结果。

下面分别说明几种典型的内燃机工况：

Α ) 齿数比 1=0.5，起始偏心角 θο=0°，此时，内燃机第一气缸在压縮末了时的压缩比达到最高，膨胀比也达到最髙，见图 la和图 lb，这种状况特别适合于四冲程内燃机的低负荷运转，其内燃机在曲轴旋转 720度的一个热力循环中，吸气、压縮、膨胀和排气四个冲程中的表现为-

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见上表，在吸气冲程中，由于吸气减少，极大地减少了泵 1气损失；在压缩冲程中，由于压縮比增大，极大地改善了内燃机的着火条件、燃烧效率和排放水平；在膨胀冲程中，由于膨胀比增大，产生更多的功率和扭矩输出同时，降低油耗；在排气冲程中，由于排气减少，增大了缸内的

EGR, 为下一个循环的吸气中减少泵气损失创造了条件，同时提高缸内温度，改善着火条件，提高燃烧效率。总之，上述的改变使内燃机低负荷工况大大优于现存的内燃机低负荷工况。

B ) 齿数比 1=0.5 , 起始偏心角 θο=45°，此时，内燃机第一气缸在压縮末了时的压缩比达到正常水平，但膨胀比很高，见图 2a和图 2b, 这种状况特别适合于四冲程内燃机的中低负荷运转，其内燃机在曲轴旋转 720度的一个热力循环中，吸气、压缩、膨胀和排气四个冲程中的表现为：

C) 齿数比 1=0.5，起始偏心角 Θ( 90°，此时，内燃机第一气缸在压缩末了时的压縮比处于较低水平，膨胀比处于较高水平，见图 3a和图 3b, 这种状况特别适合于四冲程内燃机的中髙负荷运转，其内燃机在曲轴旋转 720度的一个热力循环中，吸气、压缩、膨胀和排气四个冲程中的表现为：

曲轴转角冲程名称冲程长度路径结果

0°~180° 吸气冲程 Si S₀-e I— II— ΠΙ 吸气减少

180°~360° 压縮冲程 s₂ S₀-e ΠΙ— IV— V 压缩比减少

360°~540° 膨胀冲程 s₃ S₀+e 膨胀比增大

540°〜720° 排气冲程 s₄ S₀+e 一 VBI一 I 排气增大 D) 齿数比 1=0.5，起始偏心角 θ<)=180°，此时，内燃机第一气缸在压縮末了时的压縮比处于最低水平，膨胀比也处于最低水平，见图 4a和图 4b，这种状况特别适合于四冲程内燃机的全负荷运转，其内燃机在曲轴旋转 720度的一个热力循环中，吸气、压縮、膨胀和排气四个冲程中的表现为：

在内燃机处于中高负荷或全负荷工况运行时，突出的矛盾是防止内燃机爆震的发生。同时，在此工况，特别希望内燃机输出大功率和大扭矩，由于压縮比降低，使内燃机采用大的增压比成为可能，因此，在图 3和图 4中，压缩比的减少是提髙内燃机输出功率和扭矩的关键。

以上图 1、图 2、图 3和图 4分别代表了几个典型工况，实际上，内燃机是根据 MAP表运行的，各个工况是连续可调的。

E) 齿数比 1=1，起始偏心角 Θ( 180°，此时，内燃机第一气缸在压縮末了时的压縮比处于最髙水平，膨胀比也处于最高水平，见图 5a，这种状况特别适合于两冲程内燃机（当然也可用于四冲程内燃机）的低负荷运转，其内燃机在曲轴旋转 720度的一个热力循环中，吸气、压縮、膨胀和排气四个冲程中的表现为，内燃机的四个冲程长度均不发生变化：

F) 齿数比 1=1 , 起始偏心角 θ。=0°，此时，内燃机第一气缸在压縮末了时的压縮比处于最低水平，膨胀比也处于最低水平，见图 5b，这种状况特别适合于两冲程内燃机（也可用于四冲程内燃机）的高负荷运转，其内燃机在曲轴旋转 720度的一个热力循环中，吸气、压縮、膨胀和排气四个冲程中的表现为，内燃机的四个冲程长度均不发生变化：

通过上述 A)、 B)、：)、 D)、 E)和 F) 的几个工况分析，在内燃机齿数比 I决定之后，改变起始偏心角 e_Q就可得到需要的内燃机工况。

那么，如何改变第一偏心套 51相对于第一连杆轴颈 41的旋转起始偏心角 θο?

参见图 8和图 9，首先，内燃机 ECU (Engine Control Unit) 收集从执行电机 1 自带的角度编码器处获得的执行电机 1的相位信号，由于该编码器的信号为绝对相位信号，因此，在该执行电机

1 的全部调整范围内，该信号对应于执行电机 1的唯一转角位置。通过蜗杆 2、蜗轮 3的传动比的计算，得到蜗轮 3相对于缸体中心线的转角 δ，也得到此时内燃机第一气缸活塞达到上止点时的起始偏心角 θο以及其后各气缸的起始偏心角 θο。进一步， ECU通过感知驾驶员的操作意图，并据此设置一个新的内燃机起始偏心角目标值以此推算出新的目标值 δρ 新的目标值对应于执行电机 1新的编码器角度，执行电机 1据此进行调整。该内燃机第一气缸新的起始偏心角 9₁与内燃机新的压縮比和膨胀比具有唯一对应关系。

为了使第一偏心套 51达到新的起始偏心角执行电机 1根据新的编码器角度旋转，并依次驱动蜗杆 2、蜗轮 3、中心齿轮 4、行星齿轮 31、第一传动轴 21、第一传动轴后齿轮 32、第一偏心套前齿轮 61以及第一偏心套 51旋转，直到第一偏心套 51旋转到新的起始偏心角目标值 θ, , 与此同时，第二偏心套 52、第三偏心套 53和第四偏心套 54也同步达到各自新的目标值，完成全部气缸压縮比和膨胀比的调整。

实施例 2

本实施例用于直列四缸内燃机。参见图 11和图 12，实施例 2除下列几点外，其结构、传动原理、功能与作用均与实施例 1相同-

Α ) 第一传动轴轴线 210、第二传动轴轴线 220、第三传动轴轴线 230 以及第四传动轴轴线 240与曲轴 100的轴线 0-0全部平行但不重合，即 α=β₄= β₂= 0。

Β ) 齿数比 I为 1 : 1，即， 1 = ( Ζ₄/ Ζ₃, ) * ( Z₃₂/ Z₆₁ ) = l。

此外，为了方便各传动轴穿过各主轴颈，使其从各主轴颈的前端达到后端，各主轴颈的直径相应增大。

实施例 3

本实施例用于直列四缸内燃机。参见图 13，实施例 3 除下列一点外，其结构、传动原理、功能与作用均与实施例 1相同：

Α) 第二传动轴轴线 220、第三传动轴轴线 230以及第四传动轴轴线 240与曲轴 100的轴线 0-0重合。

实施例 4

本实施例用于直列四缸内燃机。实施例 4的结构、传动原理、功能与作用均与实施例 3基本相同，唯一的不同是，在本实施例中，第二传动轴轴线 220、第三传动轴轴线 230以及第四传动轴轴线 240与曲轴 100的轴线 0-0平行，但均不重合。

实施例 5

本实施例用于直列 3缸内燃机。参见图 14、图 15和图 16，在实施例 5中，所述的若干连杆轴颈的数量为 2，并且第二传动轴轴线 220以及第三传动轴轴线 230与曲轴 100的轴线 0-0均平行而不重合，除此之外该实施例 5的结构、传动原理、功能与作用均与实施例 1基本相同。

实施例 6

本实施例是 V型 6缸内燃机的实施例，除下列几点外，该实施例 6的结构、传动原理、功能与作用均与实施例 5基本相同：

Α) 见图 15，将第一连杆轴颈 41、第二连杆轴颈 42和第三连杆轴颈 43沿曲轴 100的轴线 0-0方向各加长一个连杆宽度的长度，以便在每一个连杆轴颈上安装两根连杆。一根连杆用于 V 型左侧气缸，另一根用于 V型右侧气缸。

Β ) 见图 15, 将第一偏心套 51、第二偏心套 52和第三偏心套 53的前端或后端各固定连接另一个偏心套，所述的增加的偏心套的偏心角与原来的偏心套的偏心角在旋转方向上形成一个角度，该角度的大小与 V6型内燃机的两列之间的夹角相等，以便当左侧气缸活塞达到上止点时，右侧气缸活塞也同时达到上止点。

实施例 7

本实施例用于 V型 8缸内燃机。在实施例 1、 2、 3、和 4的基础上，见图 8，将第一连杆轴颈 41和第一偏心套 51、第二连杆轴颈 42和第二偏心套 52、第三连杆轴颈 43和第三偏心套 53、第四连杆轴颈 44和第四偏心套 54沿曲轴 100的轴线 0-0方向各加长一个连杆宽度的长度，以便在每一个连杆轴颈上安装两根连杆。形成 V8缸的结构，与实施例 6相同，增加的偏心套的偏心角与原来的偏心套的偏心角在旋转方向上形成一个夹角，该夹角的大小与 V8型内燃机的两列之间的夹角相等。

实施例 8

本实施例用于直列两缸内燃机。在实施例 1、 2、 3、和 4的基础上，将第三连杆轴颈 43和第四连杆轴颈 44，以及第四主轴颈 14和第五主轴颈以后部分切除，保留第一主轴颈 11、第二主轴颈 12和第三主轴颈 13，以及第一连杆轴颈 41和第二连杆轴颈 42, 形成直列两缸内燃机的结构。

实施例 9

本实施例用于 V型 4缸内燃机。在实施例 8的基础上，将第一连杆轴颈 41和第二连杆轴颈 42 沿曲轴 100的轴线 0-0方向各加长一个连杆宽度的长度，以便在每一个连杆轴颈上安装两根连杆，形成 V4缸的结构；与实施例 6相同，增加的偏心套的偏心角与原来的偏心套的偏心角在旋转方向上形成一个夹角，该夹角的大小与 V4型内燃机的两列之间的夹角相等。

实施例 10

本实施例用于单缸内燃机。在实施例 8的基础上，进一步切除第二连杆轴颈 42以及第三主轴颈 13，仅保留第一主轴颈 11和第二主轴颈 12, 以及第一连杆轴颈 41 , 形成单缸内燃机的结构。

实施例 11

本实施例用于 V型两缸内燃机。在实施例 10的基础上，将第一连杆轴颈 41沿曲轴 100的轴线方向加长一个连杆宽度的长度，以便在连杆轴颈上安装两根连杆，形成 V2缸的结构；与实施例 6相同，增加的偏心套的偏心角与原来的偏心套的偏心角在旋转方向上形成一个夹角，该夹角的大小与 V2型内燃机的两列之间的夹角相等。

还有更多实施例，如 W型、行星内燃机机构等，不再一一举例，借助现有技术和本发明说明书，本领域的技术人员完全能够实现本发明在各类直列式、 V型、 W型、星型布置和对置式布置的单缸、多缸内燃机上的应用。

Claims

权利要求

1、一种可变压縮比和可变膨胀比装置，安装在内燃机的曲轴和活塞连杆总成上，所述的曲轴包括有第一主轴颈及其之后依次排列的若干主轴颈和第一连杆轴颈及其之后依次排列的若干连杆轴颈，所述的活塞连杆总成包括有连杆大头轴瓦，其特征在于：所述的第一主轴颈上开设有第一支承园柱孔，该第一支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一夹角 α≠0，所述若干主轴颈上各自开设有一支承园柱孔，各支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线重合，或者平行而不重合，或者成一不为零的夹角；所述的装置包括有：

执行电机；

蜗轮，与所述蜗杆啮合；

第一偏心套，可旋转地套置在所述曲轴的第一连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间，其具有内圆柱表面和外圆柱表面，该内圆柱表面中心线和外圆柱表面中心线不重合且具有一偏心距 e;

第一传动轴后齿轮，固定地安装于所述第一传动轴的后端并与所述第一偏心套前齿轮相啮合；

2、根据权利要求 1所述的可变压縮比和可变膨胀比装置，其特征在于：所述的第一支承园柱孔的轴线与所述曲轴的轴线所成夹角 α=0，并且平行而不重合。

3、根据权利要求 1 所述的可变压縮比和可变膨胀比装置，其特征在于：所述的中心齿轮的齿数、行星齿轮的齿数、第一传动轴后齿轮的齿数和第一偏心套前齿轮的齿数比 I为 1 : 2，即， 1 = ( Z₄/ Z₃₁) * ( Z₃₂/ Z₆₁ ) = 0.5，

式中， z₄为中心齿轮的齿数， z₃₁为行星齿轮的齿数， z₃₂为第一传动轴后齿轮的齿数， z₆₁ 为第一偏心套前齿轮的齿数。

4、根据权利要求 1 所述的可变压縮比和可变膨胀比装置，其特征在于：所述的中心齿轮的齿数、行星齿轮的齿数、第一传动轴后齿轮的齿数和第一偏心套前齿轮的齿数比 I为 1 : 1，即，

1 = ( Z₄/ Z₃】） * ( Z₃₂/ Z₆₁ ) = 1 ,

5、根据权利要求 1 所述的可变压縮比和可变膨胀比装置，其特征在于：所述的执行电机为带有角度编码器的伺服电机，所述蜗杆的旋转角度由所述执行电机的角度编码器认定。

6、根据权利要求 1所述的可变压縮比和可变膨胀比装置，其特征在于：所述的若干连杆轴颈的数量为 0、 1、 2、 3、 4或者 5 。

7、根据权利要求 1所述的可变压缩比和可变膨胀比装置，其特征在于：所述的主轴颈包括第二主轴颈、第三主轴颈和第四主轴颈，其分别开设有第二支承园柱孔、第三支承园柱孔和第四支承园柱孔，该第二支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一不为零的夹角 β₂，该第三支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一为零的夹角，该第四支承圆柱孔的轴线与所述曲轴的轴线成一不为零的夹角 β_4; 所述的传动轴包括第二传动轴、第三传动轴和第四传动轴，其分别可旋转地穿置于所述第二支承园柱孔、第三支承园柱孔和第四支承园柱孔中；所述的连杆轴颈包括第二连杆轴颈、第三连杆轴颈和第四连杆轴颈；所述的偏心套包括第二偏心套、第三偏心套和第四偏心套，其分别可旋转地套置在所述第二连杆轴颈、第三连杆轴颈和第四连杆轴颈与相应的连杆大头轴瓦之间；所述的偏心套前齿轮包括第二偏心套前齿轮、第三偏心套前齿轮和第四偏心套前齿轮，其分别固定安装于所述第二偏心套、第三偏心套和第四偏心套的前端；所述的偏心套后齿轮包括第一偏心套后齿轮、第二偏心套后齿轮和第三偏心套后齿轮，其分别固定安装于所述第一偏心套、第二偏心套和第三偏心套的后端；所述的传动轴前齿轮包括第二传动轴前齿轮、第三传动轴前齿轮和第四传动轴前齿轮，其分别固定安装于所述第二传动轴、第三传动轴和第四传动轴的前端，并且分别与前方相邻偏心套的第一偏心套后齿轮、第二偏心套后齿轮和第三偏心套后齿轮相啮合；所述的传动轴后齿轮包括第二传动轴后齿轮、第三传动轴后齿轮和第四传动轴后齿轮，其分别固定安装于所述第二传动轴、第三传动轴和第四传动轴的后端，并且分别与后方相邻偏心套的第二偏心套前齿轮、第三偏心套前齿轮和第四偏心套前齿轮相啮合。

8、根据权利要求 1 所述的可变压縮比和可变膨胀比装置，其特征在于. · 所述的可变压縮比和可变膨胀比装置应用于直列式单缸或多缸内燃机、 V型、 W型、星型或对置式布置的多缸内燃机。