一种水平对置式发动机传动机构
技术领域
本发明涉及发动机技术领域，具体涉及一种水平对置式发动机传动机构。
背景技术
传统的发动机是利用曲柄连杆机构实现动力的输出，传统的曲柄连杆机构是利用连杆(即活塞杆)的摆动实现活塞头的往复运动，因此无法对活塞杆进行密封，另外由于这种摆动也无法同时对活塞杆和活塞头进行降温；若活塞与活塞杆为直线往复直线运动则很容易解决上述问题；
此外，由于传统的这种活塞杆是摆动的，虽然活塞头是直线运动，但是从微观上看，其运动轨迹受到活塞杆的影响也是摆动的，同时考虑到热胀冷缩，在实际装配式是活塞头与气缸之间是存在微小间隙的，活塞环也无法做到百分百的密封，因此对于传统的发动机来说，其燃烧过程中产生的水蒸汽会进入到曲轴箱内，进而对机油还有其他部件产生影响；
本发明人已经申请的专利一种双曲轴发动机(公布号：CN105927380A)在一定程度上解决了传统发动机存在的活塞微观上的摆动，使得活塞进行直线往复运动，但其在实际使用过程中也存在上述问题，其活塞杆无法进行密封和内部的降温，并且其曲轴还是传统的瓦套的滑动方式，在能耗上还有待改变。
为了配合解决上述出现的问题，因此需要一种新的曲柄传动机构，以适应活塞和活塞杆的这种新的运动方式，并利于活塞与活塞杆的降温，为此我们提出了一种新的发动机传动机构，并在此基础对曲轴的结构进一步优化，改变传统曲轴的结构，进一步提高发动机的效率，降低损耗。
发明内容
针对上述存在的技术不足，本发明的目的是提供一种水平对置式发动机传动机构，提出一种新的传动机构，以与改变后的传统的曲柄连杆结构的运动方式相配合，实现活塞的往复直线运动，以便对活塞和活塞杆进行冷却和密封，同时进一步对曲轴和连杆的结构进一步的优化，提高发动机的效率，降低机械损失。
为解决上述技术问题，本发明采用如下技术方案：
本发明提供一种水平对置式发动机传动机构，该传动机构设于水平对置式发动机的缸体内，并与活塞相连接，所述活塞在缸体内进行直线往复运动，其特征在于：
该传动机构包括两个平行设置的曲轴，所述曲轴为分体式结构，两个曲轴相对应的连杆轴颈之间通过第一滚动轴承转动连接有连杆，所述曲轴的主轴颈通过第二滚动轴承与缸体转动连接，构成双曲柄机构；
所述连杆包括连杆本体和滑环，所述滑环与连杆本体滑动连接，构成一个滑动副，所述连杆本体上设置有一个转动副，所述转动副、所述滑环分别与对应的曲轴的连杆轴颈转动连接，所述连杆本体与活塞滑动连接，构成五连杆机构。
优选地，所述曲轴包括若干个固定在一起的曲拐，位于所述第二滚动轴承两侧的曲拐通过花键轴传递扭矩；
所述曲轴的一端通过花键轴连接有传动齿轮，所述曲轴的另一端固定有正时链轮；所述缸体上转动设置有与所述传动齿轮相啮合的输出齿轮，所述输出齿轮通过花键轴连接有飞轮。
优选地，相邻的两个曲拐之间通过若干个螺栓对拉固定，这些所述螺栓分别固定在曲轴的连杆轴颈处和曲轴的主轴颈处；
位于所述曲轴主轴颈处的螺栓与对应的花键轴螺纹连接，并通过第一挡板抵紧在对应的曲拐上；
位于所述曲轴连杆轴颈处的螺栓与对应的曲拐螺纹连接，相邻的两个曲拐之间还设置有若干个定位销，所述定位销插接在曲轴连杆轴颈处。
优选地，所述缸体上固定有支撑座，所述曲轴的传动齿轮、所述输出齿轮均通过第二滚动轴承与所述支撑座转动连接。
优选地，所述连杆本体的两侧设有导轨并且与连杆本体一体成型，所述导轨与活塞滑动连接。
优选地，所述连杆本体上开设有减重槽。
优选地，所述曲拐内开设有用于滚动轴承润滑的油道，所述油道的一端延伸至第一滚动轴承，所述油道的另一端延伸至第二滚动轴承，所述第一滚动轴承的内圈、所述第二滚动轴承的外圈均开设有通孔，所述第二滚动轴承的通孔与缸体相通，所述第一滚动轴承的通孔与油道相通，缸体上开设有与第二滚动轴承的通孔相通的冷却油道，通过第二滚动轴承的通孔引入油，经油道流入第一滚动轴承的通孔内；所述曲轴的主轴颈上设置有密封圈。
优选地，所述油道靠近第一滚动轴承的端部设置有开设在曲拐上的油槽，所述油槽、所述第一滚动轴承的通孔以及所述油道均互通。
优选地，所述缸体上固定有上罩壳和下罩壳，所述上罩壳和所述下罩壳上均对称固定有两个止推片，所述止推片分别靠近其中一个主轴颈两侧的曲拐处，所述止推片与所述曲拐之间的间隙在0.2-0.25mm之间。
优选地，所述第一滚动轴承与所述第二滚动轴承均为滚针轴承。
本发明的有益效果在于：
(1)本发明改变了传统曲柄连杆式的发动机的工作方式，利用曲轴与连杆的配合，能够适应整个活塞(包含活塞杆)的往复直线运动方式，由于传统发动机，因连杆摆动运动会在活塞上产生侧向力，导致活塞在直线往复运动过程中，在垂直于运动方向上有微量摆动，进而有别于传统发动机活塞的摆动方式，使得活塞上可设置密封结构(例如在活塞杆上套设现有的油封结构)，进而防止燃油燃烧后产生水蒸气进入缸体内；同时这种工作方式避免了活塞与活塞杆的摆动，也进一步的为了实现对活塞和活塞杆的内部降温创造的条件；
(2)本发明对曲轴的结构进行改进，使得曲轴是一种分体式的结构，有别于传统的曲轴是一个整体的结构，这就使得本发明的曲轴的适应性更强，进而能够配合滚动轴承进行转动，进而把传统的曲轴(传统的曲轴是利用轴瓦)的滑动变成滚动，摩擦阻力进一步降低，降低了机械损失；
(3)本发明对连杆的结构进行改进，将传统发动机的四连杆机构变成五连杆机构，形成一个滑动副，进而避免了因为连杆材料与缸体材料的不同，受热后产生的变形伸缩不一致而产生的机构运动冗沉的问题，利用连杆的上的滑动副，可对连杆与缸体的变形进行补偿，大大提高了发动机的运转效果。
附图说明
为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。
图1为本发明的传动机构置于缸体内的结构示意图；
图2为图1中去除缸体和下罩壳的结构示意图；
图3为图2的另一个视角图；
图4为本发明提供的传动机构的结构示意图一(包含活塞)；
图5为本发明提供的传动机构的结构示意图二；
图6为曲轴的立体结构示意图；
图7为曲轴的部分爆炸图；
图8为曲轴的剖视图；
图9为图8中A部的放大图；
图10为连杆的立体图；
图11为连杆的剖视图；
图12为图1的D-D向的剖视图(穿过曲轴的轴线)；
图13为图12中B部的放大图；
图14为缸体的结构示意图；
图15为曲轴的有限元仿真示意图一；
图16为曲轴的有限元仿真示意图二；
图17为曲拐的有限元仿真示意图一；
图18为曲拐的有限元仿真示意图二；
图19为花键套的有限元仿真示意图；
图20为花键轴的有限元仿真示意图；
图21为第一挡板的有限元仿真示意图；
图22为定位销的有限元仿真示意图；
图23为主轴颈处的螺栓的有限元仿真示意图；
图24为连杆轴颈处的螺栓的有限元仿真示意图；
图25为连杆的有限元仿真示意图一；
图26为连杆的有限元仿真示意图二；
图27为连杆的有限元仿真示意图三。
附图标记说明：1-曲轴、11-曲拐、111-油道、112-油槽、12-第一滚动轴承、13-花键轴、14-第一挡板、15-第二滚动轴承、16-正时链轮、17-螺栓、18-定位销、19-密封圈、2-连杆、21-连杆本体、22-导轨、23-转动副、24-滑环、3-输出齿轮、4-传动齿轮、41-第二挡板、5-飞轮、6-缸体、7-支撑座、8-活塞、81-活塞导向、82-活塞杆、83-活塞头、9-上罩壳、91-止推片、10-下罩壳。
具体实施方式
下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。
如图1至图3所示，本发明提供了一种水平对置式发动机传动机构，该传动机构设于水平对置式发动机的缸体6内，并与活塞8相连接，活塞8在缸体6内进行直线往复运动，结合附图2和3，该活塞8主要包括三大部分，分别为活塞导向81、对称设置在活塞导向81两侧的活塞杆82以及设置在活塞杆82上的活塞头83，其中活塞杆82与活塞导向81固定连接，活塞杆82的一端伸入活塞导向81内并与连杆2滑动连接，活塞头83与缸体6的气缸相连接，活塞导向81与缸体6相配合，缸体6内开设有供活塞导向81直线运动的活塞导向槽，进而使得活塞8的运动方式是直线往复运动，其中活塞导向81上开设有供连杆2穿过的通槽；
结合图4、5，该传动机构包括两个平行设置的曲轴1，曲轴1为分体式结构，两个曲轴1相对应的连杆轴颈之间通过第一滚动轴承12转动连接有连杆2，曲轴1的主轴颈通过第二滚动轴承15与缸体6转动连接，构成双曲柄机构；该曲轴1采用分体式的设置，使得其能够与滚动轴承配合使用，进而不再需要像传统的曲轴采用轴瓦的方式，进而使得传统的曲轴的滑动转变为滚动，大大降低了摩擦阻力；第一滚动轴承12和第二滚动轴承15为滚针轴承
结合图10、11，连杆2包括连杆本体21和滑环24，滑环24与连杆本体21滑动连接(其配合为间隙配合，间隙在0.02mm～0.04mm之间)，构成一个滑动副，连杆本体21上设置有一个转动副23，转动副23、滑环24分别与对应的曲轴1的连杆轴颈转动连接，连杆本体21与活塞8滑动连接，构成五连杆机构；连杆本体21的两侧设有导轨22并且与连杆本体21一体成型，导轨22与活塞杆82滑动连接，即在活塞杆82的端部开设有一个供导轨22滑动的安装槽；传统的发动机的曲柄连杆机构形成的是四连杆机构，而本申请的连杆2上多了一个滑动副，因此相对于传统的发动机，其多了一个连接副，进而形成了五连杆机构，而这种五连杆机构能够很好的适应因缸体6与连杆2的材质不一样，受到热胀冷缩产生不同形变而产生的影响，滑动副的设置能够补偿这种伸缩变形，进而使得机构不再冗沉，特别是在热机的状态；进一步的，连杆本体21上开设有减重槽。
由于曲轴1采用的是分体式的组装方式，进一步的为了增加曲轴1的连接强度和运转的稳定性，结合图6、7、8，该曲轴1包括若干个固定在一起的曲拐11，位于第二滚动轴承15两侧的曲拐11通过花键轴13传递扭矩，相邻的两个曲拐11之间通过若干个螺栓17对拉固定，这些螺栓17分别固定在曲轴11的连杆轴颈处和曲轴的主轴颈处；
位于曲轴1主轴颈处的螺栓17与对应的花键轴13螺纹连接，并通过第一挡板14抵紧在对应的曲拐11上；
位于曲轴1连杆轴颈处的螺栓17与对应的曲拐11螺纹连接，相邻的两个曲拐11之间还设置有若干个定位销18，定位销18插接在曲轴1连杆轴颈处。
进一步的，该曲轴1的一端通过花键轴13连接有传动齿轮4，曲轴1的另一端固定有正时链轮16；缸体6上转动设置有与传动齿轮4相啮合的输出齿轮3，输出齿轮3通过花键轴13连接有飞轮5，飞轮5连接离合部分(该部分的连接方式与现有的发动机相同，在此不再过多叙述)，进而将发动机产生的动力输出。
进一步的，由于该传动机构是置于水平对置式发动机的缸体6内，考虑到采用的双曲轴机构，因此在该传动机构中具有两个传动齿轮4，该两个传动齿轮4与输出齿轮3相啮合，进而传送动力，考虑到齿轮具有长度并且位于曲轴1的端部，因此其运转的过程中是悬臂的状态，这样齿轮的根部受力较大，导致齿轮受力不均；结合图2、3、4，因此在缸体6上固定一个支撑座7，曲轴1的传动齿轮4、输出齿轮3均通过第二滚动轴承15与支撑座7转动连接，进而对齿轮形成支撑，提高齿轮受力的均匀性。
不论是传统的曲轴还是本申请的曲轴1，在曲轴1运转的过程中，都需要进行润滑操作，在本申请中，由于曲轴1是通过滚动轴承与缸体6、连杆2进行连接，因此需要对滚动轴承、连杆2等进行润滑；如图8、9所示，在曲轴1的曲拐11内开设有用于润滑的油道111，该油道111的一端延伸至第一滚动轴承12，该油道111的另一端延伸至第二滚动轴承15，第一滚动轴承12的内圈、第二滚动轴承15的外圈均开设有通孔，第二滚动轴承15的通孔与缸体6相通，第一滚动轴承12的通孔与油道111相通，缸体6上开设有与第二滚动轴承15的通孔相通的冷却油道61(如图14所示)，该冷却油道具有一个V型油道611和两个相互垂直的水平油道613和垂直油道612，可在上罩壳9上对应开设一个与V型油道611相通的通孔，从外部引入较冷的机油，进而通过垂直油道612和水平油道613将油分别引入第二滚动轴承15的通孔和活塞导向槽，即活塞导向槽与水平油道613相通，进而将油引入活塞导向81处，对活塞8进行冷却和润滑，油道111通过第二滚动轴承15的通孔则与垂直油道612相通，进而流入第一滚动轴承12的通孔内；进一步的为了方便油流入第一滚动轴承12处，油道111靠近第一滚动轴承12的端部设置有开设在曲拐11上的油槽112，油槽112、油道111、第一滚动轴承12的通孔均互通。
进一步的，为了对第二滚动轴承15进行封油，进而使得缸体6的冷却油道61出来的油能够顺利流入第二滚动轴承15内，曲轴1的主轴颈上设置有密封圈19，其为氟胶O型圈；在图8的基础上，最右侧是正时链轮16，可以看出图中位于该处的主轴颈上只设有一个密封圈19，考虑正时链轮16要位于缸体6的外部，该处的第二滚动轴承15可在缸体6上另行设置密封结构对该处的第二滚动轴承15进行封油，进而避免油从该处流出缸体6，例如该密封结构可采用现有技术中的滚动轴承端盖的密封方式进行。
如图12和图13所示，为了对曲轴1进行轴向限位，在缸体6上固定有上罩壳9和下罩壳10，上罩壳9和下罩壳10上均对称固定有两个止推片91，进而限制曲轴1轴向位移，止推片91分别靠近其中一个主轴颈两侧的曲拐11处，止推片91与曲拐11之间的间隙在0.2-0.25mm之间，即图13中h所示。
根据上述的传动结构，我们为此做了一些有限元仿真，以证明其可行性，其中使用的仿真软件和处理软件为ansa、hyperworks、abaqus，具体如下：
一、曲轴
曲轴的材料：42CrMo，螺栓为：12.9级螺栓
设计要求：(1)：42CrMo拉应力≤350MPa，与螺栓接触的部分拉应力≤500MPa；压应力≤700Mpa；(2)：12.9级螺栓拉应力≤720MPa，压应力≤720Mpa；
如图15所示，参与分析的零件为：两个曲拐、花键轴、花键套、定位销、主轴颈处的螺栓、连杆轴颈处的螺栓、定位销、第一挡板；为了方便说明，我们对图15中的a命名为花键套，图15中b命名为曲拐1，图15中c命名为曲拐2；
边界条件：上止点20°，曲轴上滚动轴承Z向加载38067N，加载水平区域30mm，螺栓及其对应的件X向各加载24300N的螺栓预紧力，曲轴两侧滚动轴承加载约束(dof2356)，X向花键轴套外侧的表面加载约束(dof4)；
通过仿真得到：
曲轴产生的最大位移为0.29mm，最小位移为0.03mm，如图15所示；
曲轴主轴处轴向最大变化0.231mm，如图16所示；
曲拐1最大拉应力：310.3Mpa；曲拐1最大压应力：-320.9Mpa；如图17所示；
曲拐2最大拉应力：307.1Mpa；曲拐2最大压应力：-434.2Mpa；如图18所示；
花键套外侧最大拉应力：238.2Mpa；花键套外侧最大压应力：-494.1Mpa；如图19所示；
花键轴最大拉应力：379.3Mpa；花键轴最大压应力：-351.0Mpa；如图20所示；
第一挡板最大拉应力：190.4Mpa；第一挡板最大压应力：-808.3Mpa；如图21所示；
定位销最大拉应力：14.1Mpa；定位销最大压应力：-238.7Mpa；如图22所示；
主轴颈处的螺栓最大拉应力：633.4Mpa；主轴颈处的螺栓最大压应力：-501.1Mpa；如图23所示；
连杆轴颈处的螺栓最大拉应力：575.6Mpa；连杆轴颈处的螺栓最大压应力：-319.1Mpa；如图24所示；
结论：
1、上止点20°，曲轴Z向施加38067N的压力时，曲轴产生的最大位移为0.29mm。
2、上止点20°，曲轴Z向施加38067N的压力时，曲轴主轴处轴向变化位移23丝，小于预留的25丝空间(该25丝为事先设计的预留空间)。
3、上止点20°，曲轴Z向施加38067N的压力时，曲拐1、曲拐2和花键套外侧、定位销都满足：拉应力≤350MPa；所有螺栓满足：拉应力≤720MPa；花键轴、第一挡板都满足：与螺栓连接部分拉应力≤500MPa；
4、上止点20°，曲轴Z向施加38067N的压力时，曲拐1、曲拐2和花键套外侧、定位销、花键轴都满足：压应力≤700MPa；所有螺栓都满足：压应力≤720MPa。
5、上止点20°，曲轴Z向施加38067N的压力时，第一挡板的最大压应力＝808.3MPa＞700MPa，超出理想范围。该材料的实际屈服值为900MPa，未达到屈服值，可以接受。
二、连杆
连杆的材料：42CrMo；
设计要求：拉应力≤350Mpa，压应力≤700Mpa；
零件：连杆(包含其内的滑环)；
边界条件：约束套筒(即滑环和转动副)内表面(dof12356)、接触部分作接触；
施加的力：在连杆-Y侧，中间向+Z偏25mm处，+Y向施加60102N的力；
通过仿真得到：
连杆的最大位移为0.26mm；如图25所示；
连杆最大拉应力为340.1Mpa；如图26所示；
连杆最大压应力为-388.1Mpa；如图27所示；
结论：
1、Y向施加60102N的压力时，最大位移0.26mm；
2、Y向施加60102N的压力时，连杆最大拉应力＝340.1MPa<350Mpa；
3、Y向施加60102N的压力时，连杆最大压应力＝388.1MPa<700Mpa。
使用时，该传动机构置于水平对置式的双曲轴发动机内，曲轴1上的主轴颈通过第二滚动轴承15与缸体6转动连接，曲轴1的连杆轴颈通过第一滚动轴承12与连杆2转动连接，当活塞8在缸体6内产生直线往复运动时，活塞导向81带动连杆2运动，进而推动曲轴1转动，曲轴1的传动齿轮4将动力传动给输出齿轮3，输出齿轮3与飞轮5同轴转动，进而通过将动力传递到外部；在曲轴1运转的过程中，油会通过缸体6的冷却油道61进入第二轴承15的通孔内，然后进入油道111，再由油道111进入第一滚动轴承12处，进而对滚动轴承进行润滑。
显然，本领域的技术人员可以对本发明进行各种改动和变型而不脱离本发明的精神和范围。这样，倘若本发明的这些修改和变型属于本发明权利要求及其等同技术的范围之内，则本发明也意图包含这些改动和变型在内。
