專利名稱：可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)的制作方法
技術(shù)領(lǐng)域：
本發(fā)明大體上涉及內(nèi)燃發(fā)動機(jī)領(lǐng)域，并且更具體地涉及這樣一種多缸內(nèi)燃發(fā)動機(jī)，其具有連接到活塞并可定位在雙角度曲柄(dual angled crank)上以用于沖程的變化同時(shí)還維持恒定壓縮比的擺輪(wobbler)。相關(guān)技術(shù)描述兩種現(xiàn)有形式(火花點(diǎn)燃汽油和壓縮點(diǎn)火柴油)的內(nèi)燃發(fā)動機(jī)不太適合為個(gè)人運(yùn)輸有效率地提供動力。汽車和顧客的需要已經(jīng)演變?yōu)槭拱l(fā)動機(jī)的最大功率遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過一般使用的功率，并且發(fā)動機(jī)在其壽命的大部分時(shí)間中都在5-25%的負(fù)載下運(yùn)轉(zhuǎn)。柴油發(fā)動機(jī)在部分負(fù)載時(shí)比汽油發(fā)動機(jī)更有效；然而2000+巴的燃油噴射系統(tǒng)、 可變幾何形狀的渦輪增壓器系統(tǒng)以及排放物的后處理(emissionsafter-treatment)已經(jīng)使現(xiàn)代客車柴油發(fā)動機(jī)非常昂貴。用于減小NOX的高水平的EGR、SCR催化劑以及柴油顆粒過濾器所有這些都負(fù)面地影響了發(fā)動機(jī)效率。除此之外，柴油燃料相對于汽油的價(jià)格經(jīng)常使來自用于終端用戶的發(fā)動機(jī)的固有高效率的任何成本節(jié)省無效。汽油發(fā)動機(jī)相對地更廉價(jià)，并且由于3元催化劑，因而汽油發(fā)動機(jī)是非常潔凈的發(fā)動機(jī)，且滿載效率可以達(dá)到35%。不幸地，部分負(fù)載性能極其低，且在其大部分運(yùn)轉(zhuǎn)期間熱效率落到一位數(shù)且很少達(dá)到20%或更高。在交通工具運(yùn)行其空調(diào)、動力轉(zhuǎn)向(power steering)和娛樂系統(tǒng)的情況下，空轉(zhuǎn)汽油發(fā)動機(jī)具有顯著的因節(jié)流(throttling)、發(fā)動機(jī)摩擦附件寄生損耗和冷卻損耗引起的能量損耗，并且以非常高的速率使用燃料。

圖1示出了用于汽油發(fā)動機(jī)的基本的壓強(qiáng)/容積(PV)圖。功率由將空氣系統(tǒng)節(jié)流來控制。發(fā)動機(jī)在幾乎恒定的空氣/燃料比下運(yùn)轉(zhuǎn)，從而發(fā)動機(jī)的空氣系統(tǒng)必須被限制以減小燃料流量并從而減小功率。在低負(fù)載操作時(shí)，發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣歧管減小到非常低的壓強(qiáng)， 同時(shí)排氣歧管保持高于大氣壓強(qiáng)(加上消音器、催化劑以及管道的限制)。這造成了嚴(yán)重的泵送損耗。由于節(jié)流而造成的從發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣到排氣的壓強(qiáng)差是制動平均有效壓強(qiáng)(BMEP) 的直接損耗，且通常稱為如圖2所示的“負(fù)泵送循環(huán)功(negativ印umping loop work)”?？赡艽嬖诒戎苯颖盟凸Ω蟮挠绊?，發(fā)動機(jī)系統(tǒng)的壓縮比(CR)和膨脹比(ER)均減小。熱力循環(huán)(例如奧托循環(huán))通常用于描繪各種發(fā)動機(jī)類型的特征，然而這些循環(huán)與在PV圖上所見的實(shí)際發(fā)動機(jī)的機(jī)械循環(huán)不同。實(shí)際發(fā)動機(jī)循環(huán)的PV圖看上去和熱力循環(huán)類似的這一事實(shí)增加了混淆。在熱力循環(huán)中，壓縮比和膨脹比基于X軸來描述特征，即容積比。這并不能解釋進(jìn)氣和排氣過程。如果能解釋，那么那些過程將必須在上死點(diǎn)和下死點(diǎn)處瞬間發(fā)生且沒有壓強(qiáng)降低，并且連接蓄油器將必須是在同樣的壓強(qiáng)和溫度下，即在入口上沒有節(jié)流或者在排氣口上沒有背壓。當(dāng)在壓縮和膨脹過程期間進(jìn)氣閥和排氣閥于各種時(shí)刻打開時(shí)，發(fā)動機(jī)的理論容積比不能表現(xiàn)出實(shí)際的效率；并且發(fā)動機(jī)能夠在進(jìn)氣歧管中節(jié)流到0.1巴，同時(shí)排氣歧管大于1巴。當(dāng)考慮到節(jié)流汽油發(fā)動機(jī)的部分負(fù)載操作時(shí)，使用熱力循環(huán)得出的關(guān)于實(shí)際發(fā)動機(jī)的結(jié)論的局限性特別嚴(yán)重。在實(shí)際發(fā)動機(jī)中，功率由熱氣體的膨脹產(chǎn)生；冷空氣的壓縮是必須的寄生損耗。一正一負(fù)的這些功率是根據(jù)在Y軸(壓強(qiáng)軸)上計(jì)算的壓縮比和膨脹比的函數(shù)。 在封閉的熱力循環(huán)中，在P和V之間有固定的關(guān)系，即PV = mRT。在具有閥的開放式循環(huán)發(fā)動機(jī)中，這種關(guān)系不存在，因此熱力循環(huán)不是實(shí)際工作循環(huán)的真正簡化的表示。表示此發(fā)動機(jī)的簡化的熱力循環(huán)(奧托循環(huán))的效率是壓縮比的函數(shù)。η = l-l/CR"-1)，其中η發(fā)動機(jī)效率CR壓縮比Y空氣的比熱比在如圖2所示的高節(jié)流操作點(diǎn)處觀察，汽缸中的容積壓縮具有相同的比率，但是因?yàn)檫M(jìn)氣歧管壓強(qiáng)非常低，所以被壓縮的氣體的絕對壓強(qiáng)更低。發(fā)動機(jī)的功率通過膨脹沖程來獲得。如果膨脹沖程的出口壓強(qiáng)保持固定在稍高于大氣壓強(qiáng)下，那么來自壓縮的較低壓強(qiáng)會造成較低的膨脹比。這降低發(fā)動機(jī)的功率和效率。作為示例，如果壓縮比為10/1的發(fā)動機(jī)在進(jìn)氣歧管中從1巴節(jié)流到0. 5巴，則放進(jìn)效率計(jì)算中的真正CR為5/1的CR。雖然可能會有一些關(guān)于壓縮比是由發(fā)動機(jī)排量和最小燃燒體積而不是由在壓縮開始和壓縮結(jié)束處的壓強(qiáng)決定的學(xué)術(shù)爭論，但毫無爭論的是，當(dāng)發(fā)動機(jī)節(jié)流時(shí)，其膨脹比會變小，這在圖2 中被清晰地示出。因此，發(fā)動機(jī)功率的降低不是僅由于空氣質(zhì)量流量的減小(從而燃料流量減小)，而且還由于具有較低的膨脹比。穿過發(fā)動機(jī)的質(zhì)量流量的減小降低功率——膨脹比的減小使功率和熱效率降低。發(fā)動機(jī)摩擦來自大量的部件吊環(huán)、活塞、桿軸承、曲柄軸軸承以及閥系(凸輪軸承、挺桿、閥、以及齒輪或鏈條)。油泵的寄生損耗也可列入于此。如在本領(lǐng)域所已知且如圖3所示的，吊環(huán)和活塞對大約1/2的摩擦損耗負(fù)有責(zé)任(IMechE Review on Tribology. "Tribology-Motoring intothe 21st Century "by Chris Taylor, 2003)。發(fā)動機(jī)的摩擦主要隨發(fā)動機(jī)速率而變，而不是隨負(fù)載而變。這由用于IC發(fā)動機(jī)的Shirm-Flyrm 摩擦模型示出，同樣也由圖4示出(由Basshuysen和Shafer編輯的Internal Combustion Engine Handbook,2004 SAE International) FMEP = a+ (b+Pcyl) + (c+ υ 2)其中，F(xiàn)MEP 平均摩擦有效壓強(qiáng)a 摩擦的恒定部分(0. 3-0. 5巴)b 由于汽缸最大壓強(qiáng)而貢獻(xiàn)的系數(shù)(0.004-0.006)Pcyl汽缸壓強(qiáng)峰值(巴)c 由于活塞而貢獻(xiàn)的系數(shù)(0.0006—0. 0012)υ平均活塞速率(m/sec)。
這樣，在滿載下以2000rpm加速的發(fā)動機(jī)和在10%負(fù)載下以2000rpm加速的發(fā)動機(jī)(以中等速率行駛)具有基本上相同的摩擦損耗。如果發(fā)動機(jī)的輸出是40kW且摩擦損耗是2kW，那么它起5%的作用。如果發(fā)動機(jī)的輸出是4kW且摩擦損耗仍是2kW，那么它起 50%的作用。這一事實(shí)表明為什么停缸方案(cylinder deactivation scheme)只帶來邊際收益。活塞、吊環(huán)、曲柄和閥系仍舊貢獻(xiàn)與它們在所有汽缸都啟動時(shí)貢獻(xiàn)的寄生損耗近乎相同的寄生損耗。因此，需要提供一種用于減少因節(jié)流和發(fā)動機(jī)摩擦引起的損耗的汽油內(nèi)燃發(fā)動機(jī)。發(fā)明概述本申請的實(shí)施方式描述了一種可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，此發(fā)動機(jī)采用了連接到擺輪的多個(gè)活塞。具有旋轉(zhuǎn)軸線的曲柄包括相對于軸線成第一角度的上軸頸(upper journal)和相對于軸線成第二角度的下軸頸(lowerjournal)。被連接成相對于擺輪進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的托架由曲柄承載，且滑動接合到上軸頸和下軸頸，以在第一高偏心率位置和第二低偏心率位置之間平移。在曲柄上承載擺輪以實(shí)現(xiàn)由多個(gè)活塞致動，這允許相對于曲柄上的成第一角度的軸頸來平移擺輪，從而調(diào)節(jié)活塞的下死點(diǎn)位置；允許改變沖程；并且允許相對于曲柄上的成第二角度的軸頸來同時(shí)地平移擺輪，以調(diào)節(jié)活塞的上死點(diǎn)位置，從而調(diào)節(jié)壓縮比。附圖簡述當(dāng)結(jié)合附圖考慮時(shí)，通過參考以下的詳細(xì)描述，本發(fā)明的這些和其他特征和優(yōu)點(diǎn)將被更好地理解，在附圖中圖1是現(xiàn)有技術(shù)汽油發(fā)動機(jī)的基本的壓強(qiáng)/容積曲線圖；圖2是由于節(jié)流而產(chǎn)生的從現(xiàn)有技術(shù)發(fā)動機(jī)的進(jìn)氣到排氣的壓強(qiáng)差的曲線圖；圖3是在城市駕駛中的汽車內(nèi)的功率分配的柱狀圖；圖4是基于發(fā)動機(jī)速率和負(fù)載的發(fā)動機(jī)摩擦曲線圖；圖5A是示例性實(shí)施方式的頂部剖視圖；圖5B是圖5A的示例性實(shí)施方式的側(cè)面剖視圖；圖5C是曲柄的等距視圖，示出了軸頸和襯套的細(xì)節(jié)；圖5D是示例性實(shí)施方式的液壓控制回路的示意圖；圖5E是為了清楚而移除了底座板、汽缸體和汽缸襯筒的示例性實(shí)施方式的等距視圖；圖5F是如圖5E所示的實(shí)施方式的等距剖視圖；圖6A、6B和6C是圖5B的示例性實(shí)施方式在最小沖程、中間沖程和最大沖程處的側(cè)面剖視圖；圖6D是示例性實(shí)施方式的壓力/容積曲線圖；圖7A是具有三個(gè)汽缸的可選擇的實(shí)施方式的頂部剖視圖；圖7B是圖7A的可選擇的實(shí)施方式的側(cè)視圖，且殼體被剖開以示出汽缸設(shè)置；圖8A、8B、8C、8D和8E是對于所選擇的下軸頸角度和上軸頸角度的壓縮比和沖程變化的曲線圖；圖9是抵抗旋轉(zhuǎn)裝置(anti-rotation device)的部分側(cè)剖面細(xì)節(jié)圖IOA是帶有托架和控制組件的擺輪的部分側(cè)剖面細(xì)節(jié)圖；圖IOB是在圖IOA中示出的元件的等距視圖；圖11是摩擦損耗的柱狀圖；圖12是在示例性實(shí)施方式中對于兩個(gè)排量位置的活塞速率的曲線圖；以及圖13是用于示例性實(shí)施方式的往復(fù)式摩擦的曲線圖。發(fā)明詳述參考附圖，圖5A和5B示出了 4缸發(fā)動機(jī)的第一實(shí)施方式，其中汽缸6承載以分離模式布置的活塞8。雖然4缸構(gòu)型看上去是正方形，但模式是圓形且汽缸成90度間隔。另一種布置是6缸發(fā)動機(jī)，并以圓形模式且成60度間隔來布置汽缸。這些布置有時(shí)稱作“筒式發(fā)動機(jī)”布局。如將隨后參考圖7A和7B所描述的，可以采用具有用于增強(qiáng)平穩(wěn)燃燒時(shí)間的奇數(shù)個(gè)汽缸的另外的構(gòu)型。如在圖5B中最佳所見，曲柄10分別在兩個(gè)軸承12a、12b中在汽缸體14和發(fā)動機(jī)底座板16中旋轉(zhuǎn)，并且曲柄10具有下軸頸18和上軸頸24，下軸頸 18具有矩形橫截面且以與旋轉(zhuǎn)中心線22成角度β (beta) 20延伸，上軸頸24也具有矩形橫截面且以與旋轉(zhuǎn)中心線成角度α (alpha) 26延伸。曲柄的旋轉(zhuǎn)中心線大體上平行于活塞的運(yùn)動方向和汽缸。每個(gè)軸頸都有安裝成沿著軸頸進(jìn)行滑動運(yùn)動的一對分裂式圓柱形滑塊襯套28。這兩組分裂式襯套都被保留在載體或托架32中。托架32和分裂式圓柱形滑塊襯套28都作為控制組件隨曲柄軸10旋轉(zhuǎn)，矩形軸頸以及在滑塊襯套中的匹配狹槽用于將該組件作為單元鎖定在旋轉(zhuǎn)面中。矩形軸頸和分裂式襯套的細(xì)節(jié)可在圖5C中最佳地被看到?？刂平M件在軸頸上滑動，并通過在圖5D中示意性地示出的液壓回路33而對控制作出響應(yīng)，此液壓回路33具有提供通過管道35a和35b的工作流體的泵和控制單元34?？涨?36和38在托架內(nèi)的室39內(nèi)通過反應(yīng)板(reacting plate) 40而形成，且反應(yīng)板40與曲柄軸10 —體形成或者附接于曲柄軸10，從而提供了雙向作用液壓回路。為了延長沖程，允許油在壓強(qiáng)下從泵和控制單元通過管道35a進(jìn)入到空腔38內(nèi)且通過管道35b從空腔36被釋放，這將托架32所承載的控制組件推動到較高的偏心率。為了縮短沖程，允許油在壓強(qiáng)之下進(jìn)入到空腔36且從空腔38釋放，以將控制組件推動到較低的偏心率。通過托架在曲柄軸上的運(yùn)動以及分裂式襯套在上軸頸和下軸頸上以不同的角度α和β平移，同時(shí)地實(shí)現(xiàn)了沖程的變化和壓縮比的調(diào)節(jié)。通過控制容積軸而不是通過控制能改變發(fā)動機(jī)PV曲線圖的壓強(qiáng)軸的常規(guī)節(jié)流，在曲柄上的雙角度軸頸有效地允許輸出功率的改變。擺輪42利用軸承44a和44b連接到托架32，且通過隨后更詳細(xì)描述的抵抗旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)連接到發(fā)動機(jī)底座板16。本文在實(shí)施方式中公開的發(fā)動機(jī)的底座板或殼體僅僅是用于示例性目的。根據(jù)用于適應(yīng)發(fā)動機(jī)支架、冷卻系統(tǒng)通路、輔件諸如油泵和水泵以及其他接口應(yīng)用的需要，可以改變底座板的實(shí)際形狀和配置。托架和相關(guān)聯(lián)的控制元件的旋轉(zhuǎn)以及約束性抵抗旋轉(zhuǎn)的特征，引起擺輪在其到連接桿46的每一個(gè)連接點(diǎn)處產(chǎn)成正弦運(yùn)動。連接桿通過球窩(ball and socket)大端桿軸承48連接到擺輪，以適應(yīng)所需要的擺輪運(yùn)動自由度。在可選擇的示例性實(shí)施方式中，可以采用流體靜力軸承、流體動力軸承或者滾動元件耐磨軸承。連接桿46由活塞8驅(qū)動，并且由也是球窩軸承(ball and socket bearing)的小端軸承52連接。對于示出的實(shí)施方式，發(fā)動機(jī)的靜態(tài)結(jié)構(gòu)由底座板16、汽缸體14以及汽缸襯筒54組成。本領(lǐng)域技術(shù)人員會注意到，發(fā)動機(jī)可以配有整體的汽缸孔或者濕或干的襯筒。在圖5E和5F中示出了為了清楚而移除了底座板、汽缸體和汽缸襯筒的發(fā)動機(jī)的操作元件的細(xì)節(jié)。公開的實(shí)施方式需要操作元件的合適對接以提供所需的自由度，從而允許系統(tǒng)的可操作性。圖5F以相對于正交參考系57等距的剖面示出了操作元件。示例性汽缸組件的桿大端軸承48必須提供在XY平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)，以適應(yīng)活塞的直線運(yùn)動和從TDC運(yùn)轉(zhuǎn)到BDC所產(chǎn)生的擺輪半徑路徑。軸承48也必須適應(yīng)于YZ平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)，此旋轉(zhuǎn)由在相鄰汽缸組件中從TDC運(yùn)轉(zhuǎn)到BDC的擺輪產(chǎn)生。另外，軸承48必須適應(yīng)擺輪在XZ平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)，這是因?yàn)樵诎膫€(gè)桿大端軸承中心點(diǎn)的平面內(nèi)擺輪的中心不是在曲柄軸的旋轉(zhuǎn)中心上，因此在上述平面內(nèi)擺輪的中心通過一個(gè)360度旋轉(zhuǎn)而形成圓。此圓的直徑是可變的，隨著沖程的增加而增大。在XY、YZ和XZ平面內(nèi)的旋轉(zhuǎn)需要在該接頭內(nèi)有6個(gè)自由度。因此，二維接合(平移或旋轉(zhuǎn))的任何兩個(gè)組合都不能提供足夠的運(yùn)動自由。球窩接合可以提供這種自由，以適應(yīng)所需要的運(yùn)動。類似地，桿小端軸承52必須適應(yīng)多于與常規(guī)的肘節(jié)銷接合(wristpinjoint)相關(guān)聯(lián)的兩個(gè)自由度的自由度。當(dāng)活塞8到達(dá)中間沖程時(shí)，在XY平面內(nèi)具有必須被適應(yīng)的角度。 另外，曲柄在Z方向偏置，產(chǎn)生了對于相鄰活塞的沖程。因此，小端接頭必須使在YZ平面內(nèi)的角度同時(shí)地適應(yīng)在XY平面內(nèi)的角度。這樣，需要多于2個(gè)的自由度。對于示出的實(shí)施方式，曲柄軸10延伸穿過分別在軸承12a和12b中被承載的發(fā)動機(jī)汽缸體14和底板座16，并且具有齒輪56，齒輪56被安裝以驅(qū)動閥系(未示出)，用于使燃燒空氣和排氣在基本上常規(guī)的活塞頭(通常標(biāo)記為55)中與汽缸連通。常規(guī)的IC發(fā)動機(jī)的實(shí)踐可以被用于以大量的配置來設(shè)計(jì)汽缸頭和閥系。在可選擇的實(shí)施方式中，由軸向凸輪或電子閥致動器驅(qū)動的推桿閥系取代由齒輪56驅(qū)動的螺旋齒輪閥系。如圖6A-6C所示，發(fā)動機(jī)操作可以從圖6A的最小沖程配置更改到如圖6B所示的增加的沖程，這通過允許油在壓力下進(jìn)入空腔36且從空腔38中釋放壓力從而將托架和控制元件推動到較低偏心率來實(shí)現(xiàn)。圖6C示出了被定位成用于最大沖程的控制組件。在常規(guī)的IC發(fā)動機(jī)中，桿的大端圍繞曲柄行程(crank throw)旋轉(zhuǎn)且在活塞上施予基本上側(cè)向的負(fù)載，與常規(guī)的IC發(fā)動機(jī)相比，桿46在整個(gè)操作范圍內(nèi)保持基本上垂直。圖6C示出了在全沖程狀態(tài)下的機(jī)構(gòu)，該狀態(tài)下的機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)了在給定發(fā)動機(jī)速率下的全功率，而圖6B描述了在部分沖程狀態(tài)(大約1/4全沖程)下的機(jī)構(gòu)。對于此沖程， 左邊的活塞位于上死點(diǎn)(TDC)處。在圖6A中，活塞進(jìn)一步移進(jìn)頭部中，其相比于圖6C中的全沖程而言減小了最終的燃燒容積，從而調(diào)節(jié)了 CR。所示出的實(shí)施方式可能需要可變的提升機(jī)構(gòu)，以防止在減小沖程的設(shè)置中閥碰擊活塞。采用通過在較低沖程狀態(tài)下的減小而使這種閥提升，最優(yōu)的性能也可能會加強(qiáng)。如圖6B所示，當(dāng)發(fā)動機(jī)處于部分負(fù)載時(shí)，排量被減少以配合功率需要，消除了節(jié)流損耗同時(shí)維持發(fā)動機(jī)的完全的壓縮比和膨脹比?；钊乃俾蕼p少至四分之一，從而使活塞和吊環(huán)的與速率相關(guān)的摩擦損耗減少至十六分之一，并且在活塞上僅有非常小的摩擦產(chǎn)生的側(cè)向負(fù)載。如圖6D的PV曲線圖所示，本實(shí)施方式大體上保持了完全的壓縮比和膨脹比，并且與全負(fù)載輪廓圖604相比，最小化了由部分負(fù)載輪廓圖602所示的負(fù)泵送功。產(chǎn)生的循環(huán)保持了高發(fā)動機(jī)效率。圖7A和7B示出了具有圍繞圓狀圖形以120°偏置而間隔開的三個(gè)汽缸58以及相關(guān)聯(lián)的活塞60的可選擇的實(shí)施方式。本實(shí)施方式的其他特征保持大體上與對于最初的實(shí)施方式所描述的那些特征相似。用于抵抗旋轉(zhuǎn)裝置的隨后將更詳細(xì)地描述的導(dǎo)軌被承載在從發(fā)動機(jī)底板64延伸的泡形罩(blister)62中。也可以采用5缸或7缸的替代物，以用于特定的應(yīng)用。返回到第一實(shí)施方式，在曲柄軸上的下軸頸18和上軸頸24分別地基于相關(guān)聯(lián)的角度α和β來起作用，且通過上軸頸來調(diào)節(jié)活塞在上死點(diǎn)(TDC)處的位置并通過下軸頸來調(diào)節(jié)活塞在下死點(diǎn)(BDC)處的位置。最大汽缸工作容積是下軸頸角度β (與曲柄軸的中心線的角度)的函數(shù)。壓縮比(CR)和汽缸工作容積的關(guān)系是上軸頸角度α的函數(shù)。雖然該角度可以被選擇成保持大體上固定的CR，但是其也可以被選擇成優(yōu)化作為發(fā)動機(jī)負(fù)載的函數(shù)的CR。圖8Α-8Ε演示了 α和β的示例性組合。在圖8Α中，當(dāng)α =12°且β = 32°時(shí)，隨著負(fù)載隨通過由跡線802中示出的可變沖程產(chǎn)生的汽缸工作容積而減小，CR的跡線800稍微升高。由于發(fā)動機(jī)的效率是CR的函數(shù)，而且在汽油火花點(diǎn)火發(fā)動機(jī)中CR受到碰撞的限制，因此當(dāng)負(fù)載減小時(shí)，通過增加壓縮比來進(jìn)一步提高部分負(fù)載的效率是可能的(在較低負(fù)載時(shí)燃燒更受到火花碰撞(spark-knock)的限制)。從而通過α和β的選擇來使發(fā)動機(jī)的壓縮比適合用于優(yōu)化解決方案的燃燒系統(tǒng)是可能的。圖8Β示出了當(dāng)β = 34°時(shí)的可選擇的CR適應(yīng)，其中CR跡線804隨著汽缸工作容積的增加而升高。類似地，圖 8C示出了當(dāng)α =14°且β =30°時(shí)的另一個(gè)CR適應(yīng)，其中CR跡線806隨著汽缸工作容積的增加而降低。如圖8D所示，如果α增加到14°且β = 32°時(shí)，CR跡線808顯示為最初隨著汽缸工作容積的增加而升高，而對于更大的汽缸工作容積，CR呈水平。類似地，如圖8Ε所示，如果α減小到10°且β = 32°，CR跡線812顯示出與圖8Β類似的輪廓。對于本文所公開的實(shí)施方式，α具有從10°到16°的范圍，同時(shí)β采用從28°到40°的范圍。在特定可選擇的實(shí)施方式中，α可以有被限定為10° < α < 16°的范圍。在前面的實(shí)施方式中，上軸頸和下軸頸可被彎曲，以提供在軸頸上的托架的運(yùn)轉(zhuǎn)范圍內(nèi)的有效的α 和β的變化。為了排除由所不希望的擺輪與曲柄軸共同旋轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的不穩(wěn)定性或效率損耗，采用如圖9所示的抵抗旋轉(zhuǎn)裝置。一個(gè)擺輪臂80包含具有球82的末端延伸部，該球82接納在平移承座86中的窩84中。此承座被限制為在導(dǎo)軌88中往復(fù)式運(yùn)動，其中該導(dǎo)軌88被容納在發(fā)動機(jī)的底座板中或從發(fā)動機(jī)的底座板延伸。與桿一樣，抵抗旋轉(zhuǎn)裝置的球窩軸承的使用允許擺輪運(yùn)動所需要的多個(gè)自由度。對于采用了從動凸輪布置的所有發(fā)動機(jī)配置，在擺輪-托架界面和主軸承中的摩擦力對操作具有顯著的影響。如本文所公開的，在示例性實(shí)施方式中采用流體動力軸承和滾動軸承。如圖IOA和IOB所示，托架32通過滾動軸承44a和46b而被支撐在擺輪42中。 如表1所總結(jié)且根據(jù)圖11中的柱狀圖而示出的，基本計(jì)算表明了桿力、產(chǎn)生的軸承力、活動力以及作為總摩擦的百分比的相關(guān)聯(lián)的軸承摩擦力之間的關(guān)系。表 權(quán)利要求
1.一種可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，包括多個(gè)活塞(8)，其連接到擺輪(42)；曲柄(20)，其具有旋轉(zhuǎn)軸線(22)，和上軸頸(24)，其相對于所述軸線成第一角度，以及下軸頸(18)，其相對于所述軸線成第二角度；托架(32)，其由所述曲柄承載且滑動接合到所述上軸頸和所述下軸頸，以在所述上軸頸和所述下軸頸上于第一高偏心率位置和第二低偏心率位置之間平移；用于抵抗所述曲柄旋轉(zhuǎn)連接到所述托架的裝置；以及用于使所述擺輪旋轉(zhuǎn)連接到所述托架的裝置。
2.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中所述曲柄的所述旋轉(zhuǎn)軸線大體上平行于所述活塞的運(yùn)動。
3.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中所述托架在所述下軸頸上的平移通過在所述活塞上所述擺輪從所述第一位置到所述第二位置而引起沖程的減小。
4.如權(quán)利要求3所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中所述托架在所述上軸頸上的平移引起壓縮比變化。
5.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中用于使所述擺輪旋轉(zhuǎn)連接到所述托架的所述裝置包括滾動元件軸承(44a，44b)。
6.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，還包括第一分裂式襯套(28)，其在所述上軸頸上平移且被承載在所述托架中；和第二分裂式襯套(28)，其在所述下軸頸上平移且被承載在所述托架中。
7.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中所述托架包括室(39)，并且所述可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)還包括雙向作用液壓回路，所述雙向作用液壓回路具有從所述曲柄延伸且在所述上軸頸和所述下軸頸中間的反應(yīng)板(40)，所述反應(yīng)板將所述室分為上室(38)和下室(36)，其中液壓引入到所述上室中推動所述反應(yīng)板以增大所述擺輪在所述曲柄上的偏心率，并且液壓引入到所述下室中推動所述反應(yīng)板以減小所述擺輪在所述曲柄上的偏心率。
8.如權(quán)利要求6所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中用于抵抗所述曲柄旋轉(zhuǎn)連接到所述托架的所述裝置包括具有大體上矩形橫截面的所述上軸頸和所述下軸頸以及具有分裂式滑塊襯套的所述第一襯套和所述第二襯套，所述分裂式滑塊襯套具有圓柱形的外部形狀和大體上矩形的內(nèi)部形狀，以接納所述軸頸。
9.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，還包括桿(46)，所述桿(46)用于使所述活塞連接到所述擺輪，所述桿通過小端球(52)和窩連接到各自的活塞，且通過大端球(48)和窩連接到所述擺輪。
10.如權(quán)利要求1所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，還包括用于抵抗所述擺輪的旋轉(zhuǎn)連接的裝置，其用于抵抗所述擺輪旋轉(zhuǎn)連接到發(fā)動機(jī)底座板。
11.如權(quán)利要求10所述的可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)，其中用于抵抗所述擺輪的旋轉(zhuǎn)連接的所述裝置包括被連接到所述擺輪且接納于承座(86)中的窩(84)中的球(82)，所述承座(86)在所述底座板中的狹槽中平移。
12.一種用于可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)的活塞控制系統(tǒng)，包括用于承載擺輪的裝置，其用于在曲柄上承載擺輪以實(shí)現(xiàn)由多個(gè)活塞致動； 用于平移所述擺輪的裝置，其用于關(guān)于第一角度來平移所述擺輪以控制所述活塞的下死點(diǎn)位置；用于同時(shí)地關(guān)于第二角度來平移所述擺輪以控制所述活塞的上死點(diǎn)位置的裝置。
13.如權(quán)利要求12所述的用于可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)的活塞控制系統(tǒng)，其中用于承載擺輪的所述裝置包括由曲柄(10)承載的托架(32)，并且用于平移所述擺輪的所述裝置包括所述曲柄上的上軸頸(24)，其相對于所述曲柄的旋轉(zhuǎn)軸線成第一角度； 所述曲柄上的下軸頸(18)，其相對于所述軸線成第二角度；第一分裂式襯套(28)，其在所述上軸頸上平移且被承載在所述托架中；和第二分裂式襯套(28)，其在所述下軸頸上平移且被承載在所述托架中；雙向作用液壓回路，其具有從所述曲柄延伸且在所述上軸頸和所述下軸頸中間的反應(yīng)板(40)，所述反應(yīng)板將所述托架中的室分為上室(38)和下室(36)，其中液壓引入到所述上室中推動所述反應(yīng)板以增大所述擺輪在所述曲柄上的偏心率，并且液壓引入到所述下室中推動所述反應(yīng)板以減小所述擺輪在所述曲柄上的偏心率。
14.如權(quán)利要求13所述的用于可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)的活塞控制系統(tǒng)，其中， 所述上軸頸和所述下軸頸具有大體上矩形橫截面以及包括分裂式滑塊襯套的所述第一襯套和所述第二襯套，所述分裂式滑塊襯套具有圓柱形的外部形狀和大體上矩形的內(nèi)部形狀，以接納所述軸頸。
15.如權(quán)利要求13所述的用于可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)的活塞控制系統(tǒng)，還包括桿 (46)，所述桿(46)用于使所述活塞連接到所述擺輪，所述桿通過小端球(52)和窩連接到各自的活塞，且通過大端球(48)和窩連接到所述擺輪。
16.如權(quán)利要求13所述的用于可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)的活塞控制系統(tǒng)，還包括被連接到所述擺輪且接納于承座中的窩中的球，所述承座在底座板中的狹槽中平移，以用于所述擺輪的抵抗旋轉(zhuǎn)連接。
17.一種用于控制內(nèi)燃發(fā)動機(jī)的輸出功率的方法，包括在具有旋轉(zhuǎn)軸線的曲柄上承載擺輪，以實(shí)現(xiàn)由多個(gè)活塞致動；關(guān)于相對于所述旋轉(zhuǎn)軸線的第一角度來平移所述擺輪，以調(diào)節(jié)所述活塞的下死點(diǎn)位置；關(guān)于相對于所述旋轉(zhuǎn)軸線的第二角度來同時(shí)地平移所述擺輪，以調(diào)節(jié)所述活塞的上死點(diǎn)位置。
18.如權(quán)利要求17所述的方法，其中所述擺輪通過托架而承載在所述曲柄上，且所述曲柄包括相對于所述軸線成第一角度的上軸頸和相對于所述軸線成第二角度的下軸頸；并且其中平移的步驟包括把液壓引入所述托架中的上室中，推動從所述曲柄延伸的反應(yīng)板以平移所述第一軸頸上的承載物；并且其中同時(shí)地平移的步驟包括平移所述第二軸頸上的承載物； 平移和同時(shí)地平移的步驟增大了所述擺輪在所述曲柄上的偏心率。
19.如權(quán)利要求18所述的方法，還包括把液壓引入到所述下室中推動所述反應(yīng)板以減小所述擺輪在所述曲柄上 的偏心率。
全文摘要
一種可變沖程和壓縮比的發(fā)動機(jī)采用了連接到擺輪(42)的多個(gè)活塞(8)。具有旋轉(zhuǎn)軸線的曲柄(10)包括相對于軸線成第一角度的上軸頸(24)和相對于軸線成第二角度的下軸頸(18)。被連接成關(guān)于擺輪進(jìn)行旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的托架(32)由曲柄承載，且滑動接合到上軸頸和下軸頸，以在第一高偏心率位置和第二低偏心率位置之間平移。
文檔編號F02D15/02GK102449287SQ201080023937
公開日2012年5月9日 申請日期2010年6月1日 優(yōu)先權(quán)日2009年6月1日
發(fā)明者史蒂文·D·阿諾德 申請人:史蒂文·D·阿諾德