本教導內容一般包括一種內燃機組件。

背景技術：

內燃機燃燒空氣和燃料的混合物以產生用于工作的機械動力。內燃機的基本部件可以包括發(fā)動機組、汽缸蓋、活塞、閥門、曲軸以及一個或多個凸輪軸。汽缸蓋、汽缸和活塞的頂部通常形成了可變容積燃燒室，燃料和空氣被引入該可變容積燃燒室且燃燒作為該設備的熱力循環(huán)的部分而出現(xiàn)。在所有的內燃機中，有用功是由直接作用于可移動的發(fā)動機部件上的燃燒的熱氣體產物產生，可移動的發(fā)動機部件例如活塞的頂部或冠部。一般地，活塞的往復運動經由連桿被轉換成曲軸的旋轉運動。一種已知的內燃機在四沖程燃燒循環(huán)中運行，其中沖程被定義為活塞從上止點(TDC)位置到下止點(BDC)位置的完整移動或反之亦然，并且沖程包括進氣沖程、壓縮沖程、做功沖程和排氣沖程。相應地，四沖程發(fā)動機在本文中被定義為一種對于汽缸充氣的每個做功沖程，即對于將動力傳送給曲軸的每個沖程而言，需要活塞的四個完整沖程的發(fā)動機。

內燃機的總體效率取決于其通過最小化導致能量損失到環(huán)境中的折衷來使全部過程的效率最大化的能力。在專用部件之間劃分傳統(tǒng)的4沖程循環(huán)允許通過中間壓縮式熱量吸取來試圖接近汽缸充氣的等溫壓縮，以使壓縮過程更有效，中間壓縮式熱量吸取例如通過采用熱交換器。同樣，在汽缸充氣的膨脹期間，通過朝絕熱膨脹移動以及進一步將膨脹延伸從而將工作氣體降至大氣壓，可利用更大量的能量。此外，最大化工作氣體的比熱比同時單獨降低每個比熱可使得在膨脹期間吸取更大能量同時減少與每個專用部件相關聯(lián)的機械損失和流動損失。

已知的發(fā)動機系統(tǒng)可采用平衡軸以抵消并因而減少來自發(fā)動機運行的振動，包括由非對稱汽缸構造引起的二階振動。平衡軸可安裝在發(fā)動機組中，且以采用旋轉地聯(lián)接到發(fā)動機的鏈條、齒輪或皮帶的發(fā)動機轉速的兩倍的轉動速度被驅動。平衡軸采用配重，該配重被定時以消除發(fā)動機中的二階振動。

技術實現(xiàn)要素：

描述了一種單軸雙膨脹內燃機，該內燃機包括發(fā)動機組、汽缸蓋、單曲軸、以及多連桿組件。第一和第二動力汽缸以及膨脹器汽缸形成于發(fā)動機組中。第一和第二動力活塞可分別在第一和第二動力汽缸中移動，且分別連接至曲軸的第一和第二曲柄銷。膨脹器活塞可在膨脹器汽缸中移動且經由多連桿組件連接到曲軸的第三曲柄銷。第一平衡軸被布置在發(fā)動機組中的第一縱向開口中，以及第二平衡軸被布置在發(fā)動機組中的第二縱向開口中。第一和第二平衡軸分別具有第一和第二配重部分，并且曲軸具有引起曲軸中不平衡的第三配重部分。

當結合附圖對實施本教導內容的最佳方式進行了下列詳細描述，本教導內容的上述特征和優(yōu)點以及其他特征和優(yōu)點是顯而易見的。

附圖說明

根據(jù)本發(fā)明，圖1示意性地示出了包括第一和第二平衡軸的單軸雙膨脹內燃機的一個實施例的端視圖；

根據(jù)本發(fā)明，圖2示意性地示出了參照圖1進行描述的單軸雙膨脹內燃機的實施例的一部分的頂視圖；

根據(jù)本發(fā)明，圖3圖示了與包括第一和第二平衡軸的單軸雙膨脹內燃機的實施例的所選元件相關聯(lián)的力線圖；

根據(jù)本發(fā)明，圖4示意性地示出了單軸雙膨脹內燃機的實施例的所選元件的端視圖，所述單軸雙膨脹內燃機包括雙平衡軸、曲軸和控制軸，其 中第一平衡軸與控制軸并列排置；

根據(jù)本發(fā)明，圖5示意性地示出了單軸雙膨脹內燃機的實施例的所選元件的端視圖，所述單軸雙膨脹內燃機包括雙平衡軸、曲軸和控制軸，其中第一和第二平衡軸位于由發(fā)動機的外周邊限定的外殼內；

根據(jù)本發(fā)明，圖6示意性地示出了單軸雙膨脹內燃機的實施例的所選元件的端視圖，所述單軸雙膨脹內燃機包括雙平衡軸、曲軸和控制軸，其中第二平衡軸與第一平衡軸處于相同的垂直高度；

根據(jù)本發(fā)明，圖7示意性地示出了包括單平衡軸的單軸雙膨脹內燃機的實施例的端視圖；以及

根據(jù)本發(fā)明，圖8圖示了與包括單平衡軸的單軸雙膨脹內燃機的實施例的所選元件相關聯(lián)的力線圖。

具體實施方式

參照附圖，其中在各個視圖中，相同的附圖標記用來標識相同或完全相同的部件，圖1示意性示出了單軸雙膨脹內燃機(發(fā)動機)10的一個實施例的端視圖，并且圖2示意性示出了根據(jù)本發(fā)明的發(fā)動機10的實施例的一部分的頂視圖。發(fā)動機10分別包括第一平衡軸110和第二平衡軸120。在各附圖中，相同的附圖標記表示相同的元件。

發(fā)動機10包括發(fā)動機組12、用于曲軸20的曲軸主軸承座和汽缸蓋60，發(fā)動機組12包括復合汽缸構造，該復合汽缸構造包括如本文所述的汽缸三聯(lián)體30，汽缸蓋60圍住發(fā)動機組12的頂部部分。雖然僅示出了一個汽缸三聯(lián)體30，但是發(fā)動機組12可包括多個汽缸三聯(lián)體30。參照三維軸線進行了物理描述，三維軸線包括橫向軸線15、縱向軸線17和垂直軸線19，其中縱向軸線17由曲軸20的中心線24限定，垂直軸線19由構成一個發(fā)動機三聯(lián)體30的發(fā)動機汽缸32、34、36的平行的縱向軸線限定，以及橫向軸線15被限定為與縱向軸線17和垂直軸線19正交。圓盤形飛輪可與曲軸20共軸，并且可旋轉地聯(lián)接至曲軸20。

每個復合汽缸構造包括一個汽缸三聯(lián)體30，汽缸三聯(lián)體30分別包括 第一和第二動力汽缸32、34以及第三膨脹器汽缸36。第一動力汽缸32容納有第一動力活塞42，第一動力活塞42可在第一動力汽缸32中滑動以連同曲軸20的旋轉一起上下平移，并經由第一連桿43可旋轉地聯(lián)接至曲軸20的第一曲柄銷26。第一動力汽缸32限定了第一動力汽缸中心線33。類似地，第二動力汽缸34容納有第二動力活塞44，第二動力活塞44可在第二動力汽缸34中滑動以連同曲軸20的旋轉一起上下平移，并經由第二連桿45可旋轉地聯(lián)接至曲軸20的第二曲柄銷27。第二動力汽缸36限定了第二動力汽缸中心線35。第一和第二動力汽缸32、34，第一和第二動力活塞42、44及相關聯(lián)的部件優(yōu)選地尺寸相等，且第一和第二曲柄銷26、27徑向重合，即它們以相同的旋轉角可旋轉地聯(lián)接至曲軸20。在一個實施例中，第一和第二動力汽缸中心線33、35限定了與曲軸中心線24相交的平面?？蛇x地且如圖所示，第一和第二動力汽缸中心線33、35限定了與曲軸中心線24偏離的平面。膨脹器汽缸36鄰近第一和第二動力汽缸32、34，并且具有平行于第一和第二動力汽缸中心線33、35的中心線37。膨脹器活塞46被容納在膨脹器汽缸36中，并且可在膨脹器汽缸36中滑動以連同曲軸20的旋轉一起上下平移，并且聯(lián)接至通過多連桿組件50可旋轉地聯(lián)接至曲軸20的第三連桿47。膨脹器汽缸36優(yōu)選地在容積上遠大于單個動力汽缸32、34，并且優(yōu)選地在單個動力汽缸32、34中的一個的容積排量的1.5倍至4.0倍之間的范圍內。基于上止點(TDC)位置和下止點(BDC)位置之間的活塞運動限定了膨脹器汽缸36的汽缸排量，該汽缸排量是特定于應用的，并且是如本文所述確定的。此外，膨脹器汽缸36的TDC位置和BDC位置是可變的。

多連桿組件50形成了多桿連接件，該多桿連接件將膨脹器活塞46偏離曲軸中心線24的線性往復運動轉化為曲軸20的旋轉運動，同時最小化膨脹器活塞46的側負載。參考圖2示出了曲軸中心線24與膨脹器汽缸36的中心線37之間的偏離25。多連桿組件50包括剛性主連桿臂52，該剛性主連桿臂52是包括第一樞軸銷53、第二樞軸銷54和第三樞軸銷55的三銷板。主連桿臂52的第一樞軸銷53可旋轉地聯(lián)接到第三連桿47，該第三連桿47聯(lián)接到膨脹器活塞46。主連桿臂52的第二樞軸銷54可旋轉地聯(lián)接到曲軸20的第三曲柄銷28。曲軸20的第三曲柄銷28與多連桿組件 50上的第二樞軸銷54并列排置，并且從第一曲柄銷26和第二曲柄銷27繞曲軸中心線24旋轉180度。在一個實施例中并且如圖所示，第三曲柄銷28具有呈附加到其上的配重21的形式的偏心質量?？蛇x地，第一曲柄銷26和第二曲柄銷27可以具有附加的配重。主連桿臂52的第三樞軸銷55可旋轉地聯(lián)接到擺臂56的第一端，并且擺臂56的第二端可旋轉地聯(lián)接到第四樞軸銷57，該第四樞軸銷57是旋轉錨點，該旋轉錨點聯(lián)接到旋轉臂58的遠端，旋轉臂58固定地附接到控制軸59以隨控制軸59旋轉。在一個實施例中并且如圖所示，可變定相設備(相位器)90插入在旋轉臂58與控制軸59之間，并且將旋轉臂58可旋轉地聯(lián)接到控制軸59以實現(xiàn)旋轉臂58的定相控制和在第四樞軸銷57處實現(xiàn)旋轉錨點。例如相位器90的定相設備的機械化和控制是已知的且沒有加以詳述?？刂戚S59是可旋轉元件，該可旋轉元件具有與曲軸中心線24平行并且在距曲軸中心線24的預定距離處可旋轉地聯(lián)接到曲軸20的軸向中心線，而且以相同的旋轉速度旋轉，相位器90被控制為控制旋轉臂58相對于曲軸20旋轉位置的旋轉定相。在一個實施例中，控制軸59在與曲軸20相同的方向上旋轉。可選地，控制軸59在與曲軸20相反的方向上旋轉。

在一個實施例中，相位器90的定相權限介于0度(位置1)與旋轉180度(位置2)之間?？刂葡辔黄?0的定相的效果是控制旋轉臂58相對于曲軸20旋轉位置的旋轉定相。膨脹器活塞46的往復運動與第一動力活塞42和第二動力活塞44的往復運動是180度異相的。因而，當膨脹器活塞46在TDC位置處時，第一動力活塞42和第二動力活塞44是在BDC位置處。多連桿組件50的元件的布置影響相應的第一膨脹器活塞46的沖程并且因此影響其容積排量和幾何壓縮比。

在曲軸20通過第一曲柄銷26、第二曲柄銷27和第三曲柄銷28旋轉期間，多連桿組件50將第一動力活塞42和第二動力活塞44的汽缸內平移與膨脹器活塞46的汽缸內平移機械地聯(lián)接。剛性主連桿臂52的第一樞軸銷53和第二樞軸銷54限定了第一線性距離。第二樞軸銷54和第三樞軸銷55限定了第二線性距離。包括主連桿臂52的這種構造允許膨脹器活塞46的沖程不同于由曲軸20的第三曲柄銷28限定的第三曲柄行程長度。

膨脹器活塞46在TDC位置與BDC位置之間的線性行程距離的大小是基于杠桿臂確定的，即，樞軸銷之間的第一線性距離和第二線性距離、第三曲柄行程、旋轉錨臂和第四樞軸銷57的行程、以及旋轉臂58相對于曲軸20的定相均影響膨脹器活塞46的沖程。這樣，當相位器90被控制到位置1時，啟用膨脹器活塞46，并且隨著曲軸20的每次旋轉，在第一上止點(TDC)位置與第一下止點(BDC)位置之間移動并且具有啟用活塞沖程行程距離。當相位器90被控制到位置2時，停用膨脹器活塞46，并且隨著曲軸20的每次旋轉，在第二TDC位置與第二BDC位置之間移動并且具有停用活塞沖程行程距離。啟用活塞沖程行程距離基本上大于停用活塞沖程行程距離。

汽缸蓋60是包括鑄造部分、機械加工部分以及組裝部分的集成設備，用以控制和引導進氣、燃料和燃燒氣體流入和流出第一和第二動力汽缸32、34以及膨脹器汽缸36，以實現(xiàn)發(fā)動機運行來產生機械動力。汽缸蓋60包括用于動力汽缸曲軸和膨脹器曲軸的結構支承座。汽缸蓋60分別包括第一和第二動力汽缸進氣流道70、74，第一和第二動力汽缸進氣流道70、74分別流體地連接到第一和第二動力汽缸進氣口71、75，其中發(fā)動機進氣流分別由第一和第二動力汽缸進氣閥62、64控制。如圖所示，對于每個汽缸存在兩個進氣閥，但對于每個汽缸也可采用任何合適數(shù)量的，例如一個或三個進氣閥。發(fā)動機進氣源自周圍空氣源，可在進入第一和第二動力汽缸進氣流道70、74之前經過例如渦輪增壓器或超增壓器的加壓設備。汽缸蓋60還包括第一和第二動力汽缸排氣口72、76，其中發(fā)動機排氣流分別由第一和第二動力汽缸排氣閥63、65控制。如圖所示，對于每個汽缸存在兩個排氣閥，但對于每個汽缸也可采用任何合適數(shù)量的，例如一個或三個排氣閥。第一和第二動力汽缸進氣閥62、64以及排氣閥63、65是常閉的彈簧偏置提升閥，該提升閥在一個實施例中通過動力汽缸曲軸的旋轉來啟動，并且可選地包括任何其他合適的閥以及閥啟動構造。汽缸蓋60支承對于第一和第二動力汽缸32、34中的每一個發(fā)起燃燒所需的元件，例如在一個實施例中是火花塞和燃料噴射器。

第一動力汽缸排氣口72經由第一膨脹器汽缸進氣流道73流體地聯(lián)接 到第一膨脹器汽缸進氣口79，其中該流動是由第一膨脹器汽缸進氣閥66和第一動力汽缸排氣閥63控制的。第二動力汽缸排氣口76經由第二膨脹器汽缸進氣流道77流體地聯(lián)接到第二膨脹器汽缸進氣口98，其中該流動由第二膨脹器汽缸進氣閥67和第二動力汽缸排氣閥65控制。汽缸蓋60還包括一個或多個膨脹器汽缸排氣口78和相應的膨脹器汽缸排氣閥68，圖中示出膨脹器汽缸排氣口78中的兩個，膨脹器汽缸排氣閥68流體地連接到膨脹器汽缸排氣流道96，膨脹器汽缸排氣流道96通向排氣系統(tǒng)，該排氣系統(tǒng)可包括排氣凈化設備、渦輪增壓器、排氣聲音調諧設備等等。第一膨脹器汽缸進氣閥66、第二膨脹器汽缸進氣閥67以及膨脹器汽缸排氣閥68可以是常閉的彈簧偏置提升閥，該提升閥可在一個實施例中通過膨脹器曲軸的旋轉來啟動并且可選地包括任何其他合適的曲軸構造。動力汽缸曲軸和膨脹器曲軸的旋轉優(yōu)選地被轉位并且連接至曲軸20的旋轉。曲軸20的第一和第二曲柄銷26、27通過第一和第二連桿43、45與第一和第二動力活塞42、44可旋轉地聯(lián)接。

本文描述的發(fā)動機10的運行包括如下方面。第一和第二動力汽缸32、34均運行在四沖程循環(huán)中，包括在720度的曲軸旋轉期間重復地執(zhí)行進氣-壓縮-膨脹-排氣沖程。與第二動力汽缸34相關聯(lián)的四沖程循環(huán)與同第一動力汽缸32相關聯(lián)的循環(huán)按360度的曲軸旋轉異相。這樣，當?shù)谝粍恿ζ?2處于進氣沖程時，第二動力汽缸34處于膨脹沖程，而當?shù)诙恿ζ?4處于進氣沖程時，第一動力汽缸32處于膨脹沖程。膨脹器汽缸36運行在包括進氣沖程和排氣沖程的兩沖程循環(huán)中，其中該進氣沖程與第一和第二動力汽缸32、34的排氣沖程交替地協(xié)作。這樣，動力汽缸32、34中的每一個均以交替的方式將其排氣排到膨脹器汽缸36中。

發(fā)動機組12分別包括第一和第二縱向圓柱形孔115、125以及分別容納第一和第二平衡軸110、120的附隨的承載表面。平衡軸110、120各自包括軸部分、第一部分以及各自的呈配重112、122形式的偏心質量，該第一部分與限定相應的第一和第二縱向孔115、125的縱向軸線的各自的中心線116、126同心。例如鏈輪驅動齒輪、軸承以及相關元件的其他元件可包括在該實施例中，但為了便于說明已進行了省略。第一平衡軸110和第二 平衡軸120的旋轉被連接到曲軸20的旋轉，使得他們以相同的轉速旋轉，并且第一平衡軸110的旋轉方向與第二平衡軸120的旋轉方向相反。

發(fā)動機10經受由于往復的質量和連桿運動的慣性負載，以及通過活塞周期性地作用在旋轉的曲軸20上的離散燃燒事件所產生的力不平衡性。這種力不平衡性可根據(jù)主橫向擺動力、垂直擺動力以及滾轉力矩進行描述。發(fā)動機配平優(yōu)選地包括實現(xiàn)橫向配平，即沿著Y軸線的配平。這可通過將配重21添加到曲軸20來實現(xiàn)。配重21的偏心質量可按如下確定：

m_icw*r_icw＝N_lateral/ω² [1]

其中，m_icw是配重21的質量，r_icw是到曲軸20的中心線的徑向距離，ω是曲軸20的轉速，而N_lateral是主橫向擺動力。配重21的包括還減小了由于大約90度的旋轉相位差引起的垂直擺動力。

圖3圖示了包括第一和第二平衡軸的單軸雙膨脹內燃機310的一個實施例的所選可旋轉元件、以及相關力線圖的元件的布置。內燃機310被示出在YZ平面中，其中Y軸線315對應于參考圖1描述的發(fā)動機10的橫向軸線15，Z軸線319對應于參考圖1描述的發(fā)動機10的垂直軸線19，且X軸線(未示出)對應于參考圖1描述的發(fā)動機10的縱向軸線17。如圖所示的元件包括曲軸320、第一平衡軸330和第二平衡軸340。曲軸320具有與X軸線并列排置的旋轉中心線321，并且包括具有偏心質量m_p的曲軸配重322，偏心質量m_p具有位于遠離中心線321的曲軸半徑r_p 324處的質量中心。旋轉中心線321針對本文描述的分析限定(0,0)的位點。符號θ表示旋轉曲軸角，優(yōu)選地是與汽缸1有關。向量326是由位點(0,0)與曲軸配重322之間的線段限定。向量326與曲軸角θ180度異相。

第一平衡軸330具有由位點(Y₁,Z₁)限定的旋轉中心線331，其中Y₁325是沿Y軸線315的橫向距離，且Z₁ 327是沿Z軸線319的垂直距離。第一平衡軸330包括第一偏心質量m_b1 332，該第一偏心質量m_b1 332具有位于遠離由位點(Y₁,Z₁)限定的旋轉中心線331的第一半徑r_b1 333處的質量中心。向量336是由位點(Y₁,Z₁)與第一偏心質量m_b1 332之間的線段限定，并且與曲軸角θ同相且與向量326 180度異相，并且在相同方向上旋轉。

第二平衡軸340具有由位點(Y₂,Z₂)限定的旋轉中心線341，其中Y₂317是沿Y軸線315的橫向距離，且Z₂ 327是沿Z軸線319的垂直距離。第二平衡軸340包括第二偏心質量m_b2 42，該第二偏心質量m_b2 342具有位于遠離由位點(Y₂,Z₂)限定的旋轉中心線341的第二半徑r_b2 343處的質量中心。向量346是由位點(Y₂,Z₂)與第二偏心質量m_b2 342之間的線段限定，與曲軸角同相但在相反方向上旋轉。

旋轉元件的主配平包括確定作用到整個系統(tǒng)中的各種旋轉元件上和通過整個系統(tǒng)中的各種旋轉元件作用的各種力。假設已將主橫向負載歸零，由于系統(tǒng)往復質量的原因，這些力包括主不平衡垂直負載Fcosθ329；作用于曲軸上的不平衡力N_p 326、作用于第一平衡軸330上呈向量336的形式的第一不平衡反作用力N₁、作用于第二平衡軸340上呈向量346的形式的第二不平衡反作用力N₂，以及表示主不平衡滾轉力矩的力矩T 328。

作用在曲軸320上的不平衡力N_p 326可以確定如下：

N_p＝m_p*r_p*ω² [2]

其中ω表示曲軸320的轉速，m_p表示曲軸配重322的偏心質量，且r_p表示相對于其中心線321到曲軸配重322的偏心質量m_p的中心的徑向距離324。

作用于第一平衡軸330上呈向量336的形式的第一不平衡反作用力N₁可以確定如下：

N₁＝m_b1*r_b1*ω² [3]

其中ω表示曲軸320的轉速，m_b1表示第一平衡軸配重332的偏心質量，且r_b1表示相對于其中心線331到第一平衡軸配重332的質量中心的徑向距離333。

作用于第二平衡軸340上呈向量346的形式的第二不平衡反作用力N₂可以確定如下：

N₂＝m_b2*r_b2*ω² [4]

其中ω表示曲軸320的轉速，m_b2表示第二平衡軸配重342的偏心質 量，且r_b2表示相對于中心線341到第二平衡軸配重342的質量中心的徑向距離343。

為了在垂直方向上，即沿Z軸線實現(xiàn)配平，Z方向和Y方向上的力的和必須被配平，即等于零。術語θ表示曲軸的旋轉角。

ΣF_z＝0 [5]

Fcosθ+N_pcosθ＝N₁cosθ+N₂cosθ

ΣF_Y＝0

N_psinθ+N₂sinθ+N₁sinθ

對力平衡等式求解產生以下等式：

N₂＝0.5F [6]

N₁＝N₂+N_p＝0.5F+N_p

為了實現(xiàn)主滾轉力矩的配平，力矩的和被配平，即如下被設置為等于零。

ΣM_X＝0

Tcos(θ+β)+N₁sinθ*Z₁＝N₁cosθ*Y₁+N₂cosθ*Y₂+N₂sinθ*Z₂ [7]

其中T表示由于系統(tǒng)往復質量而產生的主不平衡滾轉力矩，即力矩T328，且β是力矩T 328與曲軸角θ之間的相位差。假設β為很小的值，等式7可以如下精簡為等式8。

Tcosθ+N₁sinθ*Z₁＝N₁cosθ*Y₁+N₂cosθ*Y₂+N₂sinθ*Z₂ [8]

等式9可以用來如下確定Y₁與Y₂之間的位置關系，即平衡軸的水平位置。

T＝N₁*Y₁+N₂*Y₂ [9]

其中T表示主不平衡滾轉力矩，即力矩T 328。

等式10可以用來如下確定Z₁與Z₂之間的位置關系，即平衡軸的垂直位置。

N₁*Z₁＝N₂*Z₂ [10]

可以通過如下代入來確定基于Y₂對Y₁的解：

N₂＝0.5F [11]

N₁＝0.5F+N_p

其包括

Y₁＝(T-0.5F*Y₂)/(0.5F+N_p) [12]

和

Z₁＝Z₂(0.5*F/(0.5*F+N_p)) [13]

因而，存在三個自由度，包括曲軸配重322的偏心質量m_p和與第一平衡軸330的旋轉中心線331的位置有關的尺寸Y₁和Z₁，該三個自由度可以被重復地估計以識別優(yōu)選的平衡軸設計和優(yōu)選的平衡軸位置，來補償系統(tǒng)旋轉不平衡并且因而最小化滾轉扭矩。因而可以確定滿足系統(tǒng)需求的呈位點(Y₂,Z₂)和第二偏心質量m_b2 342、位點(Y₁,Z₁)和第一偏心質量m_b1 332、以及位點(0,0)和曲軸配重322的偏心質量m_p形式的位置和質量。

圖4示意地示出了包括類似于參考圖1描述的發(fā)動機10的雙平衡軸的單軸雙膨脹內燃機(發(fā)動機)410的實施例的所選元件的端視圖。發(fā)動機410的元件包括具有曲軸銷480和配重482的曲軸420、第一平衡軸430、第二平衡軸440、控制軸425、第一和第二動力活塞442、444、膨脹器活塞446、多連桿組件484和飛輪412。如圖所示，第一平衡軸430與控制軸425并列排置，且第二平衡軸440的位置是根據(jù)本文描述的等式1-13確定的，其中附加限制是，第二平衡軸440位于與第一平衡軸430相同的垂直高度處，即具有與第一平衡軸430相同的Z尺寸。

圖5示意地示出了包括類似于參考圖1描述的發(fā)動機10的雙平衡軸的單軸雙膨脹內燃機(發(fā)動機)510的實施例的所選元件的端視圖。發(fā)動機510的元件包括具有曲軸銷580和配重582的曲軸520、第一平衡軸530、第二平衡軸540、控制軸525、第一和第二動力活塞542、544、膨脹器活塞546、多連桿組件584和飛輪512。如圖所示，第一平衡軸530的位置和第二平衡軸540的位置是根據(jù)本文描述的等式1-13確定的，其中附加限 制是，第二平衡軸540和第一平衡軸530位于由發(fā)動機510的外周邊限定的外殼內。如圖所示，第一平衡軸530和第二平衡軸540被展開，即在不同的Z軸尺寸處展開。

圖6示意地示出了包括類似于參考圖1描述的發(fā)動機10的雙平衡軸的單軸雙膨脹內燃機(發(fā)動機)610的實施例的所選元件的端視圖。發(fā)動機610的元件包括具有曲軸銷680和配重682的曲軸620、距離曲軸中心線的橫向距離621、第一平衡軸630、第二平衡軸640、控制軸625、第一和第二動力活塞642、644、膨脹器活塞646、多連桿組件684和飛輪612。在這個實施例中，第一平衡軸630鄰近并且平行于第二平衡軸640，而且這兩者是根據(jù)本文描述的等式1-13定位的，其中附加限制是，第二平衡軸640位于與第一平衡軸630相同的垂直高度處，即具有與第一平衡軸630相同的Z尺寸。第一平衡軸630鄰近并且平行于第二平衡軸640的布置允許各自的配重徑向重疊，因而允許緊湊設計。

圖7示意地示出了類似于參考圖1描述的發(fā)動機10的單軸雙膨脹內燃機(發(fā)動機)710的實施例的所選元件的端視圖。發(fā)動機710的元件包括具有曲軸銷780和配重塊782的曲軸720、單平衡軸730、控制軸725、第一和第二動力活塞742、744、膨脹器活塞746和飛輪712。在這個實施例中，平衡軸730是根據(jù)本文描述的等式14-20定位的。

圖8圖示了包括單平衡軸的單軸雙膨脹內燃機810的一個實施例的可旋轉元件的布置，以及相關力線圖。內燃機810被示出在YZ平面中，其中Y軸線815對應于參考圖1描述的發(fā)動機10的橫向軸線15，Z軸線819對應于參考圖1描述的發(fā)動機10的垂直軸線19，且X軸線(未示出)對應于參考圖1描述的發(fā)動機10的縱向軸線17。如圖所示的元件包括曲軸820和單平衡軸830。曲軸820在與單平衡軸830的旋轉方向相反的方向上旋轉，且曲軸820的旋轉角與單平衡軸830的旋轉角同相。

曲軸820具有與X軸線并列排置的旋轉中心線821，并且包括具有位于遠離中心線821的曲軸半徑r_cw 823處的質量中心的曲軸偏心質量m_p822。旋轉中心線821針對本文描述的分析限定(0,0)的位點。

單平衡軸830具有由位點(Y₁,Z₁)限定的旋轉中心線831，其中Y₁ 835 是沿Y軸線815的橫向距離，且Z₁ 839是沿Z軸819的垂直距離。單平衡軸830包括具有偏心質量m_b1的配重，該偏心質量m_b1具有位于遠離由位點(Y₁,Z₁)限定的旋轉中心線831的單個半徑r_b1 833處的質量中心。由位點(Y₁,Z₁)與具有偏心質量m_b1的單配重832之間的線段限定的向量836是同相的，但是在相反方向上旋轉。

作用于發(fā)動機810上的主垂直力可以如下通過具有不平衡反作用力而歸零：

N_cw＝N₁＝F/2 [14]

其中N_cw表示作用于曲軸820上的配重822的不平衡力，N₁表示作用于單平衡軸830上的配重832的不平衡力，且F表示主不平衡垂直負載Fcosθ829的幅度。

旋轉元件的主配平包括確定作用到整個系統(tǒng)中的各種旋轉元件上和通過整個系統(tǒng)中的各種旋轉元件作用的各種力。假設已將主橫向負載歸零，由于系統(tǒng)往復質量的原因，這些力包括主垂直負載Fcosθ829；作用在曲軸820上的不平衡力N_cw 826、以向量836的形式作用在單平衡軸830上的單不平衡反作用力N₁、以及力矩T 828，力矩T 828表示由于系統(tǒng)往復質量的原因產生的主滾轉力矩。

作用在曲軸820上的不平衡力N_cw 826可確定如下：

N_cw＝m_p*r_p*ω² [15]

其中ω表示曲軸820的轉速，m_p表示曲軸820的偏心質量，r_p表示相對于其中心線821到曲軸820的偏心質量822的中心的徑向距離823。

以向量836的形式作用在單平衡軸830上的單不平衡反作用力N₁可確定如下：

N₁＝m_b1*r_b1*ω² [16]

其中ω表示曲軸820的轉速，m_b1表示單平衡軸配重832的偏心質量，r_b1表示相對于其中心線831到單平衡軸配重832的質量中心的徑向距離833。

作用在發(fā)動機810上的力矩可表示為如下：

ΣM_x＝0 [17]

Tcos(θ+β)＝N₁*cos(θ)*Y₁+N₁*sin(θ)*Z₁

其中M_x表示作用在發(fā)動機810上的各力矩，T表示由于系統(tǒng)往復質量而產生的主不平衡滾轉力矩，即力矩T 828，β是T與曲軸角θ之間的相位差。假設β表示很小的值，等式17可精簡為等式18。

Tcosθ＝N₁*cosθ*Y₁+N₁*sinθ*Z₁ [18]

等式19用于確定Y₁的位置，即平衡軸的水平位置，如下：

T＝N₁*Y₁ [19]

而等式20用于確定Z₁的位置，即平衡軸的垂直位置，如下：

0＝N₁*Z₁ [20]

因而，Z₁ 839具有等于零的用于單平衡軸830的尺寸，并且Y₁ 835具有可以根據(jù)等式17確定的用于單平衡軸830的尺寸。

發(fā)動機設計可包括單平衡軸830的容納處所，包括在Y₁方向上延伸或加寬發(fā)動機組。該容納處所可聯(lián)接至包括用于將框架安裝或聯(lián)接至傳動裝置的延伸件的發(fā)動機組設計。該容納處所可聯(lián)接至包括用于渦輪增壓器或超增壓器的安裝機構的發(fā)動機組設計。

本文中所述的活塞構造允許膨脹器汽缸及相關膨脹器活塞明顯地偏離曲柄中心線，而不存在與活塞側加載相關聯(lián)的運行問題。這樣可以相對于曲柄行程選擇膨脹器活塞的沖程，但不限于該沖程等于曲柄行程。該構造可實現(xiàn)單軸雙膨脹內燃機的實施例的更緊湊設計，包括由于膨脹器汽缸的進氣流道的長度最小化使得氣體輸送損失更低，所以整體發(fā)動機長度更短、發(fā)動機高度更小、并且發(fā)動機性能更好。單平衡軸或兩個平衡軸的結合，為本文所述的單軸雙膨脹內燃機的實施例提供了第一階擺動力與滾轉力矩的配平，其中該內燃機包括偏置活塞和多連桿機構。這種機械裝置允許第一階擺動力的配平，并且為消除第一階滾轉力矩提供多種選擇。因而，發(fā)動機布置可以更靈活。這種布置有利于減小及停用活塞沖程并允許膨脹 器活塞明顯地偏離曲軸的中心線。這在很多方面有利于單軸雙膨脹內燃機的更緊湊的設計，該內燃機包括膨脹器活塞和復合排氣口，這些方面包括整體發(fā)動機長度更短、輸氣口長度更短使得氣體輸送損失更低、改進了活塞復合構造中汽缸蓋、閥與凸輪軸的設計選擇、以及減小了活塞側負載使得摩擦得以降低。

盡管已經詳細描述了實施本教導內容的許多方面的最佳方式，但是熟悉本教導內容相關領域的技術人員將會明了用于實施落入所附權利要求書范圍內的本教導內容的各種替代性方面。