专利名称：用于分开循环发动机的涡轮增压缩小化压缩气缸的制作方法
技术领域：
本发明涉及内燃机。更具体地，本发明涉及涡轮增压分开循环发动机，其将传统的奥托循环的四个冲程分到由跨接口相连的两对气缸上，一个进气/压缩气缸(压缩机)和一个做功/排气气缸(膨胀机)，在曲轴的一圈旋转中完成四个冲程中的每一个。
背景技术：
为了清楚起见，在本申请中所使用的术语“传统发动机”是指其中公知的奥托循环的所有四个冲程(即，进气冲程、压缩冲程、膨胀(或做功)冲程和排气冲程)包括在发动机的每一个活塞/气缸组合中的内燃机。每一个冲程需要曲轴旋转半圈(180度曲柄角(CA))，且需要曲轴旋转整整两圈(720度CA)以在传统发动机的每一个气缸中完成整个奥托循环。此外，为了清楚起见，可应用到现有技术中所公开的发动机和本申请中所涉及的术语“分开循环发动机”定义如下分开循环发动机包括曲轴，曲轴可绕着曲轴轴线旋转；压缩机，其包括压缩活塞，压缩活塞可滑动地容纳在压缩气缸内并且操作性地连接到曲轴，使得压缩活塞在曲轴的单个旋转期间往复通过进气冲程和压缩冲程；膨胀机，其包括膨胀(做功)活塞，膨胀(做功)活塞可滑动地容纳在膨胀气缸内并且操作性地连接到曲轴，使得膨胀活塞在曲轴的单个旋转期间往复通过膨胀冲程和排气冲程；和使压缩气缸和膨胀气缸相互连接的跨接通道，跨接通道至少包括设置在其中的跨接膨胀(XovrE)阀，但更优选地包括在其间限定压力室的跨接压缩(XovrC)阀和跨接膨胀(XovrE)阀。2003年4 月 8 日授予 Carmelo J. Scuderi 的美国专利 6，543, 225 (Scuderi 的专利)和2005年10月11日授予David P. Branyon等人的美国专利6，952，923 (Branyon的专利)均包括分开循环发动机和类似类型发动机的广泛论述。此外,Scuderi的专利和Branyon的专利公开现有型式发动机的细节，本发明包括所述现有型式发动机的进一步发展。Scuderi的专利和Branyon的专利通过参考全部并入本文。参照图I,类似于Scuderi的专利和Branyon的专利中描述类型的分开循环发动机的现有技术示例性实施例总的由附图标记10表示。分开循环发动机10用一个压缩气缸12和一个膨胀气缸14的组合替换传统发动机的两个相邻气缸。气缸盖33通常设置在膨胀气缸和压缩气缸12、14的开口端上以覆盖和密封气缸。奥托循环的四个冲程在两个气缸12和14上被“分开”，以使得压缩气缸12及其相关联的压缩活塞20 —起执行进气冲程和压缩冲程(压缩气缸12和活塞20共同称为压缩机(12，20))，而膨胀气缸14及其相关联的膨胀活塞30 —起执行膨胀冲程和排气冲程(膨胀气缸14和膨胀活塞30共同称为膨胀机(14，30))。因此，一旦每一个曲轴16绕曲轴轴线17旋转一圈(360度CA)时，在这两个气缸12、14内完成奥托循环。在进气冲程期间，进气通过设置在气缸盖33中的进气歧管(口)19被吸入到压缩气缸12中。向内开口(向内开口到气缸中且朝向活塞)的提升式进气阀18控制进气歧管19与压缩气缸12之间的流体连通。进气在进气歧管中近似处于大气压力。在压缩冲程期间，压缩活塞20给充入空气增压，并且在XovrC打开时，将充入空气驱动到跨接通道(或口)22中，跨接通道通常设置在气缸盖33中。这意味着压缩气缸12和压缩活塞20是通向跨接通道22的高压气体源，跨接通道22用作膨胀气缸14的进气通道。在一些实施例中，两个或更多个跨接通道22使压缩气缸12和膨胀气缸14相互连接。分开循环发动机10 (并且总体对于分开循环发动机来说)的压缩气缸12的容积 (或几何)压缩比在此被称为分开循环发动机的“压缩比”。分开循环发动机10(并且总体对于分开循环发动机来说)的膨胀气缸14的容积(或几何)压缩比在此被称为分开循环发动机的“膨胀比”。气缸的压缩比在本领域被公知为当在气缸内往复的活塞位于其下止点(BDC)位置时气缸(包括所有凹入部分)内的封闭(或密闭)容积与当活塞位于其上止点(TDC)位置时气缸内的封闭容积(即，余隙容积)的比值。具体地，对于如这里所限定的分开循环发动机来说，在确定压缩气缸的压缩比时没有包括跨接通道的容积。此外，具体地对于如这里所限定的分开循环发动机来说，在确定膨胀气缸的膨胀比时没有包括跨接通道的容积。由于非常高的压缩比(例如，20比1，30比1，40比1，或更大)，在跨接通道入口25处的向外开口的(远离气缸和活塞向外开口 )提升式跨接压缩(XovrC)阀24用于控制从压缩气缸12进入到跨接通道22中的流动。由于非常高的膨胀比(例如，20比1，30比1,40比1，或更大)，在跨接通道22的出口 27处的向外开口的提升式跨接膨胀(XovrE)阀26控制从跨接通道22进入到膨胀气缸14中的流动。XovrC阀24和XovrE阀26的致动率和相位可以被定时以在奥托循环的所有四个冲程期间将跨接通道22中的压力维持在高的最小压力(通常在满负荷操作期间为20巴绝对值或更高，例如40至50巴)。至少一个燃料喷射器28将燃料喷射到跨接通道22的与XovrE阀26开口相对应的出口端处的增压空气中，这发生在膨胀活塞30抵达其上止点位置之前不久。这时，由于跨接通道中的最小压力在满发动机负荷时通常是20巴绝对值或更高，而在排气冲程期间膨胀气缸中的压力通常为大约一至二巴绝对值，所以跨接通道22中的压力与膨胀气缸14中的压力的压力比很高。换句话说，当XovrE阀26打开时，跨接通道22中的压力比膨胀气缸14中的压力高得多(在满发动机负荷时通常是大约20比I或更多)。这种高压力比使得初始充入空气和/或燃料流以高速流入膨胀气缸14中。这些高流动速度可以达到音速，这被称为音速流。充入空气/燃料通常在膨胀活塞30抵达其上止点位置(TDC)之后不久进入膨胀气缸14，尽管在一些操作条件下所述充入空气/燃料可以在TDC之前一点开始进入。当活塞30开始从其上止点位置下降，并且同时XovrE阀26仍然打开时，包括突出到气缸14中的火花塞末端39的火花塞32点火以开始在火花塞末端39周围的区域中的燃烧。当膨胀活塞在通过其上止点(TDC)位置I度与30度之间时，燃烧可以开始。更优选地，当膨胀活塞在通过其上止点(TDC)位置5度与25度之间时，燃烧可以开始。最优选地，当膨胀活塞在通过其上止点(TDC)位置10度与20度之间时，燃烧可以开始。另外，可以通过其它点火装置和/或方法开始燃烧，例如，利用电热塞、微波点火装置或通过压缩点火方法。充入空气/燃料的音速流对于分开循环发动机10特别有利，因为音速流产生快速燃烧事件，即使在膨胀活塞30从其上止点位置下降时开始点火，这也能够使得分开循环发动机10能保持高燃烧压力。XovrE阀26在开始燃烧之后但在产生的燃烧事件可以进入跨接通道22之前闭合。燃烧事件在做功冲程中向下驱动膨胀活塞30。在排气冲程期间，废气通过设置在气缸盖33中的排气口 35被泵送出膨胀气缸14。设置在排气口 35的入口 31中的向内开口的提升式排气阀34控制膨胀气缸14与排气口 35之间的流体连通。通常，在自然吸气的分开循环发动机例如图I中所示的分开循环发动机中，吸入规定充入空气(或空气质量)所需的压缩气缸气缸工作容积(Vd)大于吸入相同充入空气所需的传统发动机气缸的气缸工作容积。自然吸气的分开循环发动机的压缩气缸必须被制造得较大，这是因为在发动机操作期间，在压缩冲程的结尾在压缩气缸中总是存在截留的压缩空气质量。因而，在紧随压缩冲程之后的进气冲程期间，进气不能被吸入压缩气缸中直·到压缩活塞下降远离上止点足够的距离以使得截留空气质量的压力等于大气压力为止。因而，在进气冲程期间被压缩气缸扫过的一部分容积没有被用于进气。因此，压缩气缸必须被制造得较大以使得它具有足够的容积以在进气冲程的剩余部分期间吸入所需量的进气。排气容积的这个增大减小了通常的自然吸气分开循环发动机的功率密度，功率密度(或比功率)被定义为制动功率/发动机排量，通常表示为千瓦/升或马力/升。本领域中还知晓利用米勒循环操作传统发动机的内燃机。如果与在压缩冲程期间气体被压缩相比，气体在膨胀冲程期间膨胀得更多，则内燃机的效率增加。在传统发动机的米勒循环中，这通常通过提前或延迟进气阀关闭(IVC)来实现，提前或延迟进气阀关闭相对于膨胀比减小了有效压缩比。例如，如果传统发动机的进气阀延迟关闭(即，在紧随进气冲程的压缩冲程期间)，则在进气冲程期间被吸入气缸的进气的一部分通过进气口被向后推出气缸。进气阀可以在压缩冲程的大约第一个百分之20期间保持打开。因而，实际的压缩仅仅发生在压缩冲程的大约后百分之80中。参考图2A，示出了利用延迟IVC实现米勒循环操作的自然吸气发动机的压力-容积(PV)图的示例性实施例。尽管该实施例描述了自然吸气发动机，但应懂得，同样的原理也适用于涡轮增压发动机。如图2A中所示，在活塞从TDC到BDC的进气冲程期间，气缸压力沿着从点6通过点I最后到点5的恒定压力线前进。在随后的压缩冲程的初始部分期间，当进气阀保持打开时，气缸压力沿着压力线从点5折返回到点I。然后，在点I处，进气阀关闭，在压缩冲程的剩余部分期间气缸压力从点I增大到点2。活塞沿着路径1-5扫过的容积被沿着路径5-1扫过的容积抵消，对于奥托循环而言，有效压缩比是点2处的容积除点I处的容积而不是点2处的容积除点5处的容积。参考图2B，在米勒循环中能通过提前进气阀关闭实现相同的结果。在这种情况下，压力在进气冲程期间从点6至点I保持恒定。然后在点I处进气阀关闭，气缸中的压力从点I减小到点7。在随后的压缩冲程期间，压力从点7增加到点1，抵消了先前跟踪的路径，并在压缩冲程的剩余部分期间继续到点2。最后的结果与进气阀延迟关闭相同。即，有效地用于压缩的冲程小于整个活塞冲程，因此对于增大的效率而言减小了有效压缩比，同时也减少了每个循环的充入空气的质量。因为气缸的总排气容积的仅仅一部分充满充入空气(即，气缸工作容积被牺牲了)，所以米勒循环的效率增加(通常比奥托循环大百分之10至15)被指示的平均有效压力(IMEP)和功率密度的降低负面地抵销，所述降低是充入空气损失的结果。因而，为了实现与奥托循环发动机相同的功率量，米勒循环发动机通常必须被制造得较大，或被增压，或被更积极地增压。另外，IVC发生得越晚或越早，活塞就移动得越快，因而，当进气阀关闭时，空气在进气阀上面流动得越快。这导致相当大的泵送损失，其极大地减小了传统的米勒循环发动机的发动机效率(即，制动燃料消耗率(BSFC))
发明内容
Scuderi的发动机是分开循环设计，其将传统的奥托循环的四个冲程分到压缩机和膨胀机对上面(以其最简单的构形)。压缩机包括至少一个压缩气缸和相关联的压缩活塞，压缩活塞往复通过进气冲程和压缩冲程。膨胀机包括至少一个膨胀气缸和相关联的膨胀活塞，膨胀活塞往复通过膨胀(或做功)冲程和排气冲程。膨胀机和压缩机通过跨接通道相连。不管往复式内燃机(RICE)是分开循环的还是传统的，任何RICE的米勒循环操作都需要发动机构形成使得与气体在压缩冲程期间的压缩相比，气体在膨胀冲程期间膨胀得更多。因而，气体将在膨胀冲程期间过膨胀，导致效率的增加(即，制动燃料消耗率(BSFC)的减小)。在传统的RICE中，米勒操作通常通过提前或延迟的进气阀关闭(IVC)实现。然而，在分开循环发动机中，米勒循环操作可以通过相对于膨胀机排量物理地减小压缩机排量来实现。分开循环发动机的米勒循环构形构造有涡轮增压的进气歧管，并且已经在I维的循环模拟软件中建模，所述涡轮增压的进气歧管连接到相对于分开循环发动机的膨胀机缩小化的分开循环发动机的压缩机。在分开循环发动机和米勒循环操作原理之间找到了几个积极的相互作用，即I.相对于膨胀机缩小压缩机以在分开循环发动机中实现米勒操作不会浪费一部分压缩机排量而减少压缩。相反，为了构造传统的RICE以在满负荷时进行米勒操作，其气缸的大小必须适于其膨胀冲程的完全排量，且该排量的一部分必须被浪费以在压缩冲程期间提供提前或延迟的IVC。与具有米勒循环操作的传统RICE相比，分开循环发动机上的压缩机排量的减小提供了总体上较高的制动平均有效压力(BMEP)。2.压缩机排量的减小在允许米勒循环操作的同时仍然在最佳截留质量条件(即，最佳容积效率)时或接近时关闭进气阀。这导致与应用于传统RICE的米勒循环相比，泵送功减小，原因在于避免了在高活塞(因而空气)速度的时期期间关闭进气阀。3.不管RICE是分开循环的还是传统的，米勒因数(即，膨胀冲程期间的气体膨胀与压缩冲程期间的气体压缩之比)的大小确定了从分开循环发动机的压缩机向涡轮增压器压缩机转换的压缩工作负荷的水平。由于涡轮压缩机通过废气经由涡轮驱动，所以就曲轴能量而言其以较低的“成本”进行压缩，提供输送到曲轴的功的净增加。利用后冷却，这还容许在总的压缩过程中较迟冷却，对于相同的压力导致较低的压缩结束温度。较低的压缩结束温度的抑制爆震方面容许以更积极的米勒因数增加压缩压力，导致更高的总空气和燃料流速，和因此更高的功率。以上提到的利用比传统的RICE更积极的米勒因数操作的分开循环能力容许分开循环发动机更大地利用米勒循环的这些特性。4.对于给定的增压水平，在发动机所利用的操作约束内(即，爆震分数、峰值膨胀机气缸压力等等)，当压缩机和膨胀机的容积效率均处于最佳值或最佳值附近时，分开循环发动机是最有效率的。通常，压缩机的容积效率被相对于进气歧管条件测量并且应该是至少O. 75，更优选地至少O. 8，甚至更优选地至少O. 85，最优选地至少O. 9。通常，膨胀机的容积效率被相对于环境条件测量并且应该是至少O. 90,更优选地至少I. O,甚至更优选地至少I. I，最优选地至少I. 2。更特别地，在发明的示例性实施例中，分开循环发动机包括绕曲轴轴线可旋转的曲轴和具有膨胀机气缸工作容积的膨胀机。膨胀机包括可滑动地容纳在膨胀气缸内的膨胀活塞，膨胀活塞操作性地连接到曲轴以使得膨胀活塞在曲轴的单个旋转期间往复通过膨胀冲程和排气冲程。分开循环发动机还包括具有压缩机气缸工作容积的压缩机，压缩机气缸工作容积是膨胀机气缸工作容积的百分之90或更小。压缩机包括可滑动地容纳在压缩气·缸内的压缩活塞，压缩活塞操作性地连接到曲轴以使得压缩活塞在曲轴的单个旋转期间往复通过进气冲程和压缩冲程。跨接通道使压缩气缸和膨胀气缸相互连接，跨接通道至少包括设置在其中的跨接膨胀阀。进气歧管连接到压缩气缸。增压装置连接到进气歧管并且可操作以向进气歧管提供I. 7巴绝对值或更大的增压压力水平。进气阀设置在进气歧管和压缩气缸之间并且可操作以控制它们之间的流体连通。进气阀具有进气阀关闭事件，其定时成提供O. 75或更大的相对于进气歧管条件的压缩气缸容积效率。压缩机气缸工作容积的大小相对于膨胀机气缸工作容积设定，以使得压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供O. 90或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。增压操作装置可以是涡轮增压器。压缩机可以包括多个压缩气缸，膨胀机可以包括多个膨胀气缸。分开循环发动机也可以包括设置在跨接通道内的跨接压缩阀，其中跨接压缩阀和跨接膨胀阀在其间形成压力室。压缩机气缸工作容积可以是膨胀机气缸工作容积的百分之80或更小、百分之75或更小、或甚至百分之70或更小。增压装置可以是可操作的以提供2. O巴绝对值或更大、2. 3巴绝对值或更大、或甚至2. 5巴绝对值或更大的增压压力水平。相对于进气歧管条件的压缩机容积效率可以是O. 80或更大、O. 85或更大、或甚至O. 90或更大，而相对于环境条件的膨胀机容积效率可以是I. O或更大、I. I或更大、或甚至I. 2或更大。还披露了操作分开循环发动机的方法。分开循环发动机包括绕曲轴轴线可旋转的曲轴和具有膨胀机气缸工作容积的膨胀机。膨胀机包括可滑动地容纳在膨胀气缸内的膨胀活塞，膨胀活塞操作性地连接到曲轴以使得膨胀活塞在曲轴的单个旋转期间往复通过膨胀冲程和排气冲程。分开循环发动机还包括具有压缩机气缸工作容积的压缩机。压缩机包括可滑动地容纳在压缩气缸内的压缩活塞，压缩活塞操作性地连接到曲轴以使得压缩活塞在曲轴的单个旋转期间往复通过进气冲程和压缩冲程。跨接通道使压缩气缸和膨胀气缸相互连接。跨接通道至少包括设置在其中的跨接膨胀阀。进气歧管连接到压缩气缸。增压装置连接到进气歧管并且可操作以向进气歧管提供增压压力水平。进气阀设置在进气歧管和压缩气缸之间并且可操作以控制它们之间的流体连通。根据本发明的方法包括下列步骤将压缩机气缸工作容积的大小设定为膨胀机气缸工作容积的百分之90或更小；从增压装置向进气歧管输送I. 7巴绝对值或更大的增压压力水平；对进气阀的关闭进行定时以使得相对于进气歧管条件的压缩机容积效率是O. 75或更大；和相对于膨胀机气缸工作容积设定压缩机气缸工作容积的大小，以使得压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供O. 90或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。从下面结合附图进行的本发明详细说明将更全面地理解本发明的这些和其他特征和优点。
在附图中图I是现有技术的分开循环发动机的横截面图；
图2是被实施以提前和延迟进气阀关闭的传统发动机米勒循环的现有技术的压力-容积图的图解说明；图3是根据本发明的涡轮增压分开循环发动机的示例性实施例的横向横截面图；图4是通过图2的线3-3截取的分开循环发动机的横截面顶视图，其中燃料喷射
器被叠置；图5是在I. 7巴绝对值的固定增压时，作为压缩机冲程长度的函数的制动燃料消耗率(BSFC)、制动平均有效压力(BMEP)和容积效率(Vol_Eff)的图解说明；图6是在满发动机负荷和4000rpm的发动机转速、在I. 7巴绝对值、2. O巴绝对值和2. 3巴绝对值的增压水平时，作为压缩机冲程长度的函数的分开循环发动机的压缩机和膨胀机的容积效率的图解说明；图7是活塞压缩的温度和压力与之后跟着活塞压缩的涡轮压缩的温度和压力比较的图解说明；图8是在1400rpm(低速)和4000rpm(高速)的发动机转速时，高和低效率涡轮增压器的作为增压水平的函数的整体涡轮增压器效率假设的图解说明；图9是在1400rpm的发动机转速时，图8的低效率涡轮增压器和高效率涡轮增压器的作为增压水平(和对应的压缩机冲程长度)的函数的制动平均有效压力(BMEP)和制动燃料消耗率(BSFC)的图解说明；图10是在4000rpm的发动机转速时，图8的低效率涡轮增压器和高效率涡轮增压器的作为增压水平(和对应的压缩机冲程长度)的函数的制动平均有效压力(BMEP)和制动燃料消耗率(BSFC)的图解说明；和图11是在小于3巴绝对值的增压和满发动机负荷时，作为发动机转速的函数的制动平均有效压力(BMEP)、压缩气缸峰值压力和膨胀气缸峰值压力的图解说明。
具体实施例方式为了参考和清楚而提供下面在本申请中使用的首字母缩写词和术语的定义的术语表。巴(Bar):压力单位，1巴=IO5NZm2。巴-绝对倌(Bar-abs):参考绝对真空的压力，B卩，标准大气压等于I. 013巴-绝对值。麗歷制动平均有效压力。术语“制动”是指在引起摩擦和寄生损失(FMEP)之后输送到曲轴(或输出轴)的输出。制动平均有效压力(BMEP)是按照平均有效压力(MEP)值表达的发动机的制动转矩输出。BMEP与用发动机排量除制动转矩的结果成比例。其是在由摩擦引起的损失之后获得的性能参数。因而，BMEP = IMEP-FMEP。摩擦，在这种情况下通常也用MEP值来表达，其是通常所说的摩擦平均有效压力(或FMEP)。在该定义中，典型的摩擦值(损失)是FMEP的正值；换句话说，正的FMEP是提供给曲轴的功的净减小。增压或增压压力水平:来自增压装置例如涡轮增压器的进气歧管压力 ，以巴-绝对值计。制动燃料消耗率(BSFC):往复式发动机内的燃料效率的量度，它是用所产生的制动功率除燃料消耗率的结果并且通常以克/千瓦-小时(g/(kW*h))为单位来表达。BSFC也可以被看作功率-燃料消耗率。分开循环发动机的压缩机:在分开循环发动机的操作循环的压缩冲程期间向至少一个公共膨胀气缸提供压缩空气的压缩气缸和相关联活塞的总数。通常，分开循环发动机的压缩机包括单个压缩气缸及其相关联的压缩活塞，然而，压缩机可以包括多个压缩气缸和活塞。分开循环发动机的压缩机气缸工作容积:压缩机的每个压缩气缸的总的组合的气缸工作容积(Vd)。气缸的气缸工作容积(Vd),传统的或分开循环的当活塞从其下Ih点位置移动到其上止点位置时活塞在发动机的气缸内移动过的容积。传统发动机的有效压缩比当气缸的活塞处于其讲气阀关闭位置时在传统发动坑气缸内的容积与当气缸的活塞处于其上止点位置时在气缸内的容积之比。分开循环发动机的膨胀机:在分开循环发动机的操作循环的膨胀冲程期间从至少一个公共压缩气缸接收压缩空气的膨胀气缸和相关联活塞的总数。通常，分开循环发动机的膨胀机包括单个膨胀气缸及其相关联的膨胀活塞，然而，膨胀机可以包括多个膨胀气缸和活塞。分开循环发动机的膨胀机气缸工作容积:膨胀机的每个膨胀气缸的总的组合的气缸工作容积(Vd)。FMEP :摩擦平均有效压力。克服发动机摩擦加上寄生损失所需的理论平均有效压力，可被看作由摩擦引起的平均有效压力损失。这个讨论的符号惯例是摩擦损失为正的FMEP 值。满(100% )发动机负荷:发动机在规定转速可产生的最大转矩。传统发动机的几何压缩比当气缸的活塞处于其下Ih点位置时在传统发动机气缸内的容积与当气缸的活塞处于其上止点位置时在气缸内的容积之比。传统发动机的几何膨胀比:对于传统发动机，其中压缩冲程和膨胀冲程包含在相同的气缸内，压缩比和膨胀比是相同的。指丞是指在引起摩擦损失之前输送到活塞顶部的输出。指示平均有效压力QMEP):根据缸内压力计算的平均有效压力。IMEP是P-V曲线内的面积的积分，其也与用气缸工作容积除指示发动机转矩的结果成比例。实际上，所有指示转矩和功率值都是这个参数的衍生物。IVC :进气阀关闭或进气阀关闭事件。进气阀相对于压缩活塞下止点(BDC)的关闭的定时。提如进气阀关闭是在BDC之如的进气阀关闭，延迟进气阀关闭是在BDC之后的进气阀关闭。麗重空气/燃料混合物在压缩期间自燃的趋势。爆震分数(一般也称为爆震指数或爆震界限或爆震数):预测的参数，其提供特定的空气/燃料混合物在压缩期间达到自燃的趋势的相关指标。自燃通常由爆震值分数I表示，而没有自燃趋势通常由爆震分数O表示。例如，爆震分数O. 8表示自燃必须具备的物理和化学条件已经达到产生自燃所需的值的80%。醒毫米。寄生损失发动机招致的操作附件和辅助装置的能量损失，其包括驱动一些对象·例如泵和发电装置的能量。这些损失减小了发动机的制动输出。功率密度(或比功率)制动功率(在曲轴处产生的功率)/发动机排量，其通常被表达为千瓦/升或马力/升。_:往复式内燃机。具有往复式活塞和内部燃烧过程的任何发动机。其可以是传统发动机或分开循环发动机。RPM :每分钟的转速。分开循环发动机气缸工作容积:分开循环发动机的压缩机和膨胀机气缸工作容积的总和。Turbo :涡轮增压器。气缸的容积效率，传统的或分开循环的:缩写为Vol_Eff。在循环的封闭部分期间密闭在气缸内的实际空气质量与假设气缸充满与参考位置相同压力和温度的空气的情况下将会密闭在气缸的排气容积中的理论空气质量之比。参考位置通常是周围环境(即，处于大气的温度和压力的空气)或进气歧管条件(处于进气歧管温度和压力的空气)。容积效率可以由下面的等式定义Vol_Eff = ma/(da*Vd),其中ma是每个循环密闭在气缸中的空气质量，da是处于参考状态的空气的密度，Vd是在此定义的气缸工作容积。分开循环发动机的压缩机的容积效率:在循环的封闭部分期间密闭在压缩机内的实际空气质量与假设气缸充满与参考位置相同压力和温度的空气的情况下将会密闭在压缩机排气容积中的理论空气质量之比。分开循环发动机的膨胀机的容积效率:在循环的封闭部分期间密闭在膨胀机内的实际空气质量与假设气缸充满与参考位置相同压力和温度的空气的情况下将会密闭在膨胀机排气容积中的理论空气质量之比。Xover (Xovr):跨接。现在详细参考附图中的图3和4，附图标记50通常表示根据本发明的分开循环发动机的示例性实施例。发动机50包括可沿顺时针方向绕曲轴轴线54旋转的曲轴52,如图中所示。曲轴52包括相邻的有角度地移动的前导曲柄臂和跟随曲柄臂56、58，它们分别连接到连杆60、62。发动机50还包括气缸体64，其限定了一对相邻的气缸，特别地压缩气缸66和膨胀气缸68，其在与曲轴52相对的气缸一端被气缸盖70封闭。
压缩活塞72容纳在压缩气缸66内(由此限定压缩机￠6,72))并且连接到连杆62以便活塞在上止点(TDC)和下止点(BDC)位置之间往复运动。膨胀活塞74容纳在膨胀气缸68内(由此限定了膨胀机(68，74))并且连接到连杆60以便进行相似的TDC/BDC往复运动。在该实施例中，膨胀活塞74超前压缩活塞72有20度曲柄角。换句话说，在膨胀活塞74到达其TDC位置之后曲轴再旋转20度，压缩活塞72到达其TDC位置。尽管图中所示实施例示出了压缩机包括仅仅一个压缩气缸，压缩气缸通过跨接通道连接到包括仅仅一个膨胀气缸的膨胀机，但应该懂得，压缩机可以包括多于一个的与膨胀机相关联且连接到膨胀机的压缩气缸，和/或膨胀机可以包括多于一个与压缩机相关联且连接到压缩机的膨胀气缸。然而，为了简明，下面的描述涉及具有单个压缩气缸的压缩机，压缩机与具有一个膨胀气缸的膨胀机成对。如下面更详细地说明的，压缩机的气缸工作容积(Vd)显著小于膨胀机的气缸工作容积(Vd)。更具体地说，压缩机的排量可以是膨胀机排量的百分之90、百分之80、百分之 75、百分之70或更小。因而，与在压缩冲程时气体被压缩相比，气体在膨胀冲程中膨胀得更多，以实现米勒循环操作。气缸盖70提供了让气体流入、流出气缸66、68和在气缸66、68之间流动的结构。按照气流的次序，气缸盖包括进气歧管(或进气口)76，进气通过进气歧管被吸入压缩气缸66 ;一对分开的跨接(Xovr)通道(或口)78和79，压缩空气通过它们从压缩气缸66传输到膨胀气缸68 ;和排气口 80，废气通过它从膨胀气缸排出。流入压缩气缸66的气流由向内打开的提升类型的进气阀82控制。流入和流出每个跨接通道78和79的气流由一对向外打开的提升阀控制，即，Xovr通道78、79入口端处的跨接压缩(XovrC)阀86和跨接通道78、79出口端处的跨接膨胀(XovrE)阀88。流出排气口 80的排气流由向内打开的提升类型排气阀94控制。这些阀82、86、88和94可以任何合适的方式致动，例如通过机械驱动的凸轮、可变阀动技术等等。每个跨接通道78、79具有设置在其中的至少一个高压燃料喷射器96。燃料喷射器96起作用将燃料喷射到跨接通道78、79内的压缩空气充气内。发动机50还包括位于膨胀气缸内的合适位置的一个或多个火花塞98或其他点火装置，在膨胀气缸内，混合的燃料和充入空气可以在膨胀冲程期间被点燃和燃烧。发动机50还包括增压装置，例如涡轮增压器100、增压器、或类似装置，其能将气缸进气充气压力提升到并超过I. 7巴绝对值(例如，2巴绝对值，2. 3巴绝对值，2. 5巴绝对值，3巴绝对值或更大)。在这个实施例中，涡轮增压器100包括驱动旋转压缩机104的废气涡轮102。涡轮具有废气入口 106，其连接成从发动机50的排气口 80接收增压废气。涡轮102利用废气的废弃能量驱动压缩机104，压缩机104通过空气入口 108吸入处于大气压的环境空气并通过压缩空气出口 110排出增压空气。压缩空气穿过中间冷却器112并以被增压到大气压压力之上的绝对压力进入压缩气缸66的进气歧管76。虽然涡轮增压器100被表示为与中间冷却器耦合的一级装置，但应该懂得，其他涡轮系统也在本发明的范围内。因而，增压装置可以包括多级涡轮增压，且该装置可以与多级中间冷却耦合。这种涡轮增压器系统的例子包括但不局限于两级系统、平行顺序系统或调制系列顺序系统。增压装置不特别受限于具体结构，只要增压装置能将进气的压力增大到大气压之上的某一数量即可。
在本分开循环发动机50中，涡轮增压器100利用废热能量(本来会被分配到大气的能量)做初始的压缩功。这减小了发动机50的压缩活塞72为了达到自然吸气的分开循环发动机对于规定充气所实现的压缩约束(例如，峰值气缸压力、温度、爆震分数等等)的相同目标所需的总功。因而，当使发动机50在其预定约束(峰值气缸压力、爆震分数等等)极限内操作时，涡轮增压器系统100增压得越大，能从压缩机66、72转移到涡轮增压器压缩机104的总压缩功负荷就越多。结果，在增大增压压力而不超过发动机的操作约束的情况下，压缩机66相对于膨胀机68的大小可以逐渐减小。压缩机相对于膨胀机的这个缩小化极大地增大了米勒因数(即，在膨胀冲程期间的气体膨胀与在压缩冲程期间的气体压缩之比)，因而增大了制动平均有效压力(BMEP)并降低了制动燃料消耗率(BSFC)。压缩机排量相对于膨胀机排量的减小容许米勒循环操作，同时仍然在最佳密闭质量条件(即，相对于75%、80%、85%、90%或更大的进气歧管条件的最佳压缩机容积效率)或接近该条件时关闭进气阀82。与传统的米勒循环发动机相比，将压缩气缸66缩小化以实现米勒循环操作导致泵送功的减小，传统的米勒循环发动机利用提前或延迟进气阀关闭来实现相同的米勒循环操作。泵送功的减小是由于在分开循环发动机50的操作循环中的高活塞72(因而空气)速度期间避免了进气阀82的关闭。相反，活塞速度和泵送损失在传统发动机中会显著增加，因为对于米勒操作而言进气阀逐渐地较迟或较早关闭(即，因为压缩机容积效率逐渐变得较劣)。结果，分开循环发动机50能获得比传统发动机更积极的米勒因数操作和好处。另外，在分开循环发动机中将压缩机缩小来获得米勒操作不会浪费一部分压缩机排量。相反，为了构造用于满负荷的米勒操作的传统发动机，其气缸必须具有用于其膨胀冲程的满排量的大小，并且该排量的一部分一定必需被浪费以适应压缩冲程期间的提前或延迟进气阀关闭。因此，减少分开循环发动机上的压缩机排量提供了总体上比具有米勒循环操作的传统发动机更高的制动平均有效压力(BMEP)。如图5中所示，必须小心地使增压与压缩机排量相匹配以产生最佳性能。不足的增压和/或压缩机排量将导致不足的膨胀机填充，如向图5的左侧所示。已经发现当膨胀 机的容积效率变得不期望地低时(即，当相对于环境条件测量时低于O. 90)，性能不是最佳的。如果膨胀机容积效率太低，这表示压缩机没有足以填充膨胀机的气缸工作容积，并且发动机的性能将受到损害。更特别地，如图5中所示，对于给定的增压水平，在发动机所用的操作约束内，当压缩机和膨胀机两者的容积效率处于或接近最佳时，分开循环发动机是最有效率的。在图5中，将涡轮增压器100设置为提供I. 7巴绝对值的恒定增压给发动机50的进气歧管76，并且进气阀82关闭(IVC)定时被用于防止膨胀气缸68的峰值气缸压力(PCP)的约束超过预定的最大值。另外，压缩机(66，72)和膨胀机(68，74)被设置成具有87mm的固定镗孔直径，并且膨胀机也被设置成具有87mm的固定冲程长度。压缩机冲程长度在50mm至90_之间变化(即，压缩机的气缸工作容积通过改变压缩活塞72的冲程长度的大小而变化)。图5的上图120将制动燃料消耗率(BSFC)表示为压缩机冲程长度的函数。图5的中图122将制动平均有效压力(BMEP)表示为压缩机冲程长度的函数。图5底部的两个图124，126将容积效率表示为压缩机冲程长度的函数，其中压缩机容积效率126参考进气歧管条件，膨胀机的容积效率124参考环境条件。在50_压缩机冲程长度，压缩机出6，72)气缸工作容积仅仅是膨胀机出8，74)气缸工作容积的百分之57(即，50_/87_ = O. 57)。在这个缩小化的压缩机气缸工作容积，进气阀82可操作以提供最大的容积效率，同时发动机50继续在膨胀机气缸68的峰值压力极限以下良好地操作。即，进气阀82被定时成在最佳(或最大)密闭质量条件关闭，其中当参考进气歧管76条件时，压缩机容积效率是大约O. 92 (理论容积效率极限值是I. 00)。然而,在50mm冲程，即使当在O. 92的最大容积效率操作时,压缩机的大小也太小以致不能在该增压水平充分地填充膨胀机。结果，膨胀机的容积效率不能处于接受的低，当参考环境条件时其值为O. 85 (其中小于O. 90的膨胀机容积效率被认为是不合乎要求的)。相应地和不期望地，BMEP下降到大约10. 8巴(图122)，BSFC升高到大约285克/千瓦-小时(图120)。参考图5，当压缩机冲程长度从50mm增加到65mm时，进气阀82继续在最佳密闭质·量条件关闭并且压缩机继续在O. 92的最大容积效率操作。另外，当压缩机冲程从50mm增加到65mm时，由于膨胀机从压缩机接收更大量的充入空气，所以膨胀机容积效率从O. 85增加到I. 10。当膨胀机容积效率增加时，膨胀气缸68的峰值压力持续上升，直到当膨胀机容积效率达到I. 10时达到峰值压力的预定极限为止。在65mm的压缩机冲程长度，压缩机气缸工作容积是膨胀机气缸工作容积的百分之75( S卩，65mm/87mm = O. 75)。在这个压缩机容积与膨胀机容积之比下，发动机50的操作条件如下I)增压压力是I. 7巴绝对值；2)压缩机容积效率相对于进气歧管条件达到最大值O. 92 ；3)膨胀机容积效率相对于环境条件达到最大值I. 10 ;和4)膨胀机峰值压力处于其预定最大极限。实质上，对于I. 7巴绝对值的给定增压水平，当在预定峰值膨胀气缸压力极限内操作时，进气阀82被定时成提供相对于进气歧管条件的O. 92的最佳压缩机容积效率，压缩机气缸工作容积的大小是膨胀机气缸工作容积的百分之75以提供相对于环境条件的I. 10的最大膨胀机容积效率。在这些最佳参数下，米勒循环操作是最有益的且发动机50以12. 8巴的峰值BMEP和282克/千瓦-小时的最小BSFC操作。应该注意，分开循环发动机50 (和通常的分开循环发动机)能在小于理想操作参数的情况下运行并且仍然从米勒循环操作获得相当大的好处。然而，为了让米勒循环操作的好处对分开循环发动机具有实际意义，应该满足或超过下面的阈值发动机操作参数I)增压装置可操作地向进气歧管提供I. 7巴绝对值或更大的增压压力水平；2)进气阀关闭事件被定时成提供O. 75或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率；和3)压缩机气缸工作容积的大小相对于膨胀机气缸工作容积设定，以使得压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供O. 90或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。还应该注意，膨胀机容积效率主要取决于两个参数，对进气歧管的增压压力水平和相对于膨胀机气缸工作容积的压缩机气缸工作容积。主要是增压压力水平和压缩机排量的组合提供合适的空气质量以填充膨胀机和获得所需的膨胀机容积效率。再次参考图5，对于大于65mm的压缩机冲程，压缩机相对于膨胀机变得太大以致不能在不超过预定峰值膨胀气缸压力的情况下保持O. 92的最大压缩机容积效率。因而，为了保持膨胀机容积效率和防止膨胀气缸峰值压力超过其极限值，当压缩机冲程增加时，进气阀82必须较早或较迟地逐渐关闭，从而牺牲了压缩机容积效率。结果，BSFC和BMEP受到损害。例如，在90mm的压缩机冲程长度，BSFC从282克/千瓦-小时升高到最大值305克/千瓦-小时，BMEP从12. 8巴下降到10巴的最小值。图6表示当以4000RPM和满负荷条件操作米勒循环时，对于各个的增压水平 数，对于汽油发动机而言其通常在峰值膨胀机气缸压力被超过之前被超过。如前所述，发动机50的压缩机(66，72)和膨胀机(68，74)被设定成具有87mm的固定镗孔直径，膨胀机还被设定成具有87_的固定冲程长度。因而，压缩机的气缸工作容积通过改变压缩活塞72的冲程长度的大小而变化。重要的是注意，和图5中所示的情况不同，进气阀82的进气阀关闭(IVC)定时不改变。相反，IVC定时被固定在其最佳密闭质量条件以与增压水平或压缩机排量无关地将压缩机容积效率最大化在O. 90或更大。参考图6，绘出了三对压缩机和膨胀机容积效率图-压缩机冲程长度。每个压缩机容积效率图132、136、140参考进气歧管条件，每个膨胀机容积效率图130、134、138参考环境条件。图132和130分别表示对于I. 7巴绝对值的增压水平，在60mm至80mm的压缩机冲程范围上，压缩机(66，72)和膨胀机￠8,74)的容积效率。图136和134分别表示对于2. O巴绝对值的增压水平，在55mm至70mm的压缩机冲程范围上，压缩机出6，72)和膨胀机(68，74)的容积效率。图140和138分别表示对于2. 3巴绝对值的增压水平，在45mm至65mm的压缩机冲程范围上，压缩机(66，72)和膨胀机￠8,74)的容积效率。在每一种上述情况下，压缩机冲程被扫过直到对于每个增压水平，即I. 7,2. O和2.3巴绝对值，达到同样的预定爆震分数极限(142，144和146)为止。对于1.7巴增压，在大约77mm的压缩机冲程长度和大约I. 28的膨胀机容积效率处达到爆震分数极限142。对于2. O巴增压，在大约68mm的压缩机冲程长度和大约I. 37的膨胀机容积效率处达到爆震分数极限144。对于2. 3巴增压，在大约62mm的压缩机冲程长度和大约I. 43的膨胀机容积效率处达到爆震分数极限146。汽油分开循环发动机50的下面三个重要特性可从图6中所示的图系(130，132，134，136，138 和 140)得到I)当在最大密闭质量条件操作进气阀关闭时，压缩机的容积效率(132，136和140)与增压水平或压缩机大小无关地保持基本上恒定。2)对于同样的爆震分数极限(142，144和146)，当增压水平增加时(从I. 7至2. O至2. 3巴绝对值),压缩机大小分别减小(从77mm至68mm至62mm)。3)对于同样的爆震分数极限(142，144和146)，即使压缩机大小随着增大的增压而减小，膨胀机的容积效率(130，134和138)也增大(从I. 28至I. 37至I. 43)。结果，由于膨胀机容积效率增大，空气质量和燃料流量也必须增大，因而，比功率也增大。
参考图7，温度-压缩比较结果说明了利用米勒操作的本分开循环发动机的另一个优点。图150表示具有纯的活塞压缩布置(及，自然吸气、没有米勒操作、没有涡轮增压器)的分开循环发动机的压缩气缸内的温度-压缩压力。图152表示在活塞压缩之前具有涡轮增压和中间冷却布置(即，米勒操作)的分开循环发动机的压缩气缸的温度-压缩压力。与纯的活塞压缩图150相比，对于相同的压缩压力结果，涡轮增压/中间冷却图152导致低得多的最终温度。例如，在40巴绝对值的压缩压力结束，用于涡轮增压/中间冷却布置的压缩气缸内的温度如图152中所示是大约475摄氏度，而纯的活塞压缩布置的压缩气缸内的温度如图150中所示是大约550摄氏度。无论发动机是传统的还是分开循环的，该较低的温度优势对于任何涡轮增压/中间冷却的米勒循环发动机来说通常都是真实的。然而，先前提到的分开循环发动机的使用比传统发动机更积极的米勒因数操作的能力容许分开循环发动机在整个压缩过程中比传统发动机更迟地中间冷却，这导致对于相同的压力，其压缩结束温度比传统米勒循环发动机的压缩结束温度更低。
图8-10表示涡轮增压器效率对本分开循环发动机50中的米勒循环的性能增益的效果。图8示出了在1400RPM和4000RPM两个发动机转速时，低和高效率涡轮增压器系统的作为增压水平的函数的整体涡轮增压器效率的代表值。这些涡轮增压器效率估计值被用于下面的米勒分开循环发动机的循环分析中。更特别地，图160代表在1400RPM的乐观的整体涡轮增压器效率估计值，图162代表在1400RPM的悲观的整体涡轮增压器效率估计值。另外，图164代表在4000RPM的乐观的整体涡轮增压器效率估计值，图166代表在4000RPM的悲观的整体涡轮增压器效率估计值。尽管每个涡轮增压器系统都是唯一的，但大体上可以说在较低转速(例如1400RPM)的涡轮增压器系统的整体涡轮增压器效率不会与在较高发动机转速(例如4000RPM)的那些相同涡轮增压器系统的整体涡轮增压器效率偏离得太多。这在图8中示出，其中对于高估计效率涡轮增压器图160和低估计效率涡轮增压器图162，在I. 7巴增压至2. 9巴增压的整个增压范围上，在1400RPM的整体效率在数值上靠得比较近。例如，对于图162和160中的I. 7巴增压，效率分别在大约47和53之间变化，对于图162和160中的2. 9巴增压，效率分别在大约46和52之间变化。相反，在4000RPM的整体涡轮增压器效率在高估计效率情况图164和低估计效率情况图166之间在增压范围上具有明显的分歧。例如，在图166和164中在I. 7巴和2. O巴增压之间的效率实质上是相同的。然而，超过2. O巴增压后，图166和164基本上分开了，直到当它们达到2. 9巴增压时，高估计效率涡轮增压器的整体效率是大约48 (图164)，而低估计效率涡轮增压器的整体效率是大约32。在涡轮增压的米勒分开循环发动机中，例如图9和10中所示的发动机50，这些整体涡轮增压器效率和它们相应的分歧对发动机性能具有深刻的影响。图9表示对于图8中例示的高效率涡轮增压器和低效率涡轮增压器两者，在低发动机转速(HOOrpm)和满负荷时在相同增压水平范围上的发动机性能(在BMEP和BSFC方面)。结合相应的增压水平以保持固定爆震分数所需的压缩机冲程长度(即，压缩机大小)也在整个X轴上被示出。更特别地，图170表示高效率涡轮增压器在1400RPM的BMEP，图172表示低效率涡轮增压器在1400RPM的BMEP。另外，图174表示高效率涡轮增压器在1400RPM的BSFC，图176表示低效率涡轮增压器在1400RPM的BSFC。如看到的，由于在高效率涡轮增压器和低效率涡轮增压器两者的1400RPM的整体涡轮 增压器效率所经过的路径在I. 7巴增压至2. 9巴增压的增压范围上彼此相当接近(如图8的图160和162中所示)，因此图9的BSFC曲线174、176和BMEP曲线170、172也是这样的。图10表示对于图8中例示的高效率涡轮增压器和低效率涡轮增压器两者，在高发动机转速(4000rpm)和满负荷时在相同增压水平范围上的发动机性能(在BMEP和BSFC方面)。结合相应的增压水平以保持固定爆震分数所需的压缩机冲程长度(即，压缩机大小)也在整个X轴上被示出。更特别地，图180表示高效率涡轮增压器在4000RPM的BMEP，图182表示低效率涡轮增压器在4000RPM的BMEP。另外，图184表示高效率涡轮增压器在4000RPM的BSFC，图186表示低效率涡轮增压器在4000RPM的BSFC。在I. 7巴至2. O巴增压的范围内，在高效率涡轮增压器和低效率涡轮增压器两者的4000RPM的整体涡轮增压器效率所经过的路径彼此相当接近(如图8的图164和166中所示)。结果，图9的BSFC曲线184、186和BMEP曲线180、182在I. 7巴至2. O巴的相同增压范围上所经过的路径也彼此相当接近。然而，在2. O巴至2. 9巴的较高增压水平，在高效率涡轮增压器和低效率涡轮增压器两者的4000RPM的整体涡轮增压器效率迅速分开(也如图8的图164和166中所示)。因而，在2. O至2. 9巴的该相同增压范围上，相关联的BSFC曲线184、186和BMEP曲线180、182也迅速分开。图9和10的进一步比较显示了在低和高发动机转速操作时对于压缩机冲程长度的可接受的折衷是大约55_。基于87_的固定膨胀机冲程长度，压缩机的气缸工作容积是膨胀机的气缸工作容积的大约63% (即，55_/87_ = O. 63)。转向图11，发动机50的大小适于具有55mm冲程长度的压缩机和具有87mm冲程长度的膨胀机。压缩机和膨胀机两者的镗孔直径被固定在87mm。发动机转速在满负荷从1400变化至4000rpm并且应用3巴绝对值或更小的涡轮增压。假定涡轮增压器系统的整体效率是图8的低效率涡轮增压器系统的整体效率(即，在1400RPM的图162，在4000RPM的图 166)。因而在图11中，图190是在1400至4000RPM的整个转速范围上发动机50的该实施例的满负荷BMEP。图192表示在巴-绝对值(从左边的y轴读取)中在整个转速范围上的峰值膨胀气缸压力。图194代表在巴-绝对值(也从左边的I轴读取)中在整个转速范围上的峰值压缩气缸压力。由于积极的米勒因数，大体上随着发动机转速和BMEP增加的最后得到的峰值压缩气缸66压力和峰值膨胀气缸68压力很低，积极的米勒因数提供增大的BMEP，原因在于当提供最大的性能改进方案时减小压缩功而不是增加膨胀功。作为例子，在4000RPM的发动机转速和大约19巴的发动机BMEP，峰值膨胀气缸压力是大约94巴-绝对值，峰值压缩气缸压力是大约79巴-绝对值。总的来说，峰值气缸压力越低，发动机性能和重量就越有利。因而，对于具有3500RPM或更大的发动机转速和15巴或更大的发动机BMEP的汽油分开循环发动机，希望其峰值膨胀气缸压力小于120巴，更希望其峰值膨胀气缸压力小于110巴，最希望其峰值膨胀气缸压力小于100巴。另外，对于具有3500RPM或更大的发动机转速和15巴或更大的发动机BMEP的汽油分开循环发动机，希望其峰值压缩气缸压力小于100巴，更希望其峰值压缩气缸压力小于90巴，最希望其峰值压缩气缸压力小于80巴。发明和在此描述的发明的实施例不是使用特定燃料的。本领域技术人员会懂得本发明可以用于适合于任何往复式内燃机应用的任何燃料(例如，汽油、柴油、天然气等等)。尽管已经参考具体实施例描述了本发明，但是应该懂得，在所描述的发明概念的精神和范围内可以作出许多改变。因而，本发明不局限于所描述的实施例，而是具有通过下列权利要求的语言限定的全部范围。·
权利要求
1.一种分开循环发动机，包括 绕曲轴轴线可旋转的曲轴； 具有膨胀机气缸工作容积的膨胀机，所述膨胀机包括膨胀活塞，所述膨胀活塞可滑动地容纳在膨胀气缸内，且操作性地连接到所述曲轴以使得所述膨胀活塞在所述曲轴的单个旋转期间往复通过膨胀冲程和排气冲程； 具有压缩机气缸工作容积的压缩机，所述压缩机气缸工作容积是膨胀机气缸工作容积的百分之90或更小，所述压缩机包括压缩活塞，所述压缩活塞可滑动地容纳在压缩气缸内，且操作性地连接到所述曲轴以使得所述压缩活塞在所述曲轴的单个旋转期间往复通过进气冲程和压缩冲程； 使所述压缩气缸和所述膨胀气缸相互连接的跨接通道，所述跨接通道至少包括设置在其中的跨接膨胀阀； 连接到所述压缩气缸的进气歧管； 增压装置，其连接到所述进气歧管并且可操作以向所述进气歧管提供I. 7巴绝对值或更大的增压压力水平； 进气阀，其设置在所述进气歧管和所述压缩气缸之间并且可操作以控制它们之间的流体连通，所述进气阀具有进气阀关闭事件，所述进气阀关闭事件被定时成提供O. 75或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率；和 所述压缩机气缸工作容积的大小相对于膨胀机气缸工作容积设定，以使得所述压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供O. 90或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
2.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机的压缩机气缸工作容积是所述膨胀机气缸工作容积的百分之80或更小。
3.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机的压缩机气缸工作容积是所述膨胀机气缸工作容积的百分之75或更小。
4.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机的压缩机气缸工作容积是所述膨胀机气缸工作容积的百分之70或更小。
5.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述增压装置可操作以向所述进气歧管提供2. O巴绝对值或更大的增压压力水平。
6.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述增压装置可操作以向所述进气歧管提供2. 3巴绝对值或更大的增压压力水平。
7.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述增压装置可操作以向所述进气歧管提供2. 5巴绝对值或更大的增压压力水平。
8.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述进气阀关闭事件被定时成提供O.80或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率。
9.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述进气阀关闭事件被定时成提供O.85或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率。
10.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述进气阀关闭事件被定时成提供O. 90或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率。
11.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机气缸工作容积的大小相对于所述膨胀机气缸工作容积设定，以使得所述压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供I. O或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
12.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机气缸工作容积的大小相对于所述膨胀机气缸工作容积设定，以使得所述压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供I. I或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
13.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机气缸工作容积的大小相对于所述膨胀机气缸工作容积设定，以使得所述压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供I. 2或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
14.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中 所述增压装置可操作以向所述进气歧管提供2. O巴绝对值或更大的增压压力水平； 所述进气阀关闭事件被定时成提供O. 80或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率；和 所述压缩机气缸工作容积的大小相对于所述膨胀机气缸工作容积设定，以使得所述压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供I. O或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
15.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中 所述增压装置可操作以向所述进气歧管提供2. 3巴绝对值或更大的增压压力水平； 所述进气阀关闭事件被定时成提供O. 85或更大的相对于进气歧管条件的压缩机容积效率；和 所述压缩机气缸工作容积的大小相对于所述膨胀机气缸工作容积设定，以使得所述压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供I. I或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
16.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述增压装置是涡轮增压器。
17.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述压缩机包括多个压缩气缸。
18.如权利要求I所述的分开循环发动机，其中所述膨胀机包括多个膨胀气缸。
19.如权利要求I所述的分开循环发动机，包括设置在所述跨接通道中的跨接压缩阀，所述跨接压缩阀和所述跨接膨胀阀形成其间的压力室。
20.一种操作分开循环发动机的方法，所述发动机包括 绕曲轴轴线可旋转的曲轴； 具有膨胀机气缸工作容积的膨胀机，所述膨胀机包括膨胀活塞，所述膨胀活塞可滑动地容纳在膨胀气缸内，且操作性地连接到所述曲轴以使得所述膨胀活塞在所述曲轴的单个旋转期间往复通过膨胀冲程和排气冲程； 具有压缩机气缸工作容积的压缩机，所述压缩机包括压缩活塞，所述压缩活塞可滑动地容纳在压缩气缸内，且操作性地连接到所述曲轴以使得所述压缩活塞在所述曲轴的单个旋转期间往复通过进气冲程和压缩冲程； 使所述压缩气缸和所述膨胀气缸相互连接的跨接通道，所述跨接通道至少包括设置在其中的跨接膨胀阀； 连接到所述压缩气缸的进气歧管； 增压装置，其连接到所述进气歧管并且可操作以向所述进气歧管提供增压压力水平；和 进气阀，其设置在所述进气歧管和所述压缩气缸之间并且可操作以控制它们之间的流体连通； 所述方法包括下列步骤 将所述压缩机气缸工作容积的大小设定为所述膨胀机气缸工作容积的百分之90或更小; 从所述增压装置向所述进气歧管输送I. 7巴绝对值或更大的增压压力水平； 对所述进气阀的关闭进行定时，以使得相对于进气歧管条件的压缩机容积效率是O. 75或更大；和 相对于所述膨胀机气缸工作容积设定所述压缩机气缸工作容积的大小，以使得所述压缩机排量和增压压力水平的组合提供O. 90或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
21.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 将所述压缩机气缸工作容积的大小设定为所述膨胀机气缸工作容积的百分之80或更小。
22.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 将所述压缩机气缸工作容积的大小设定为所述膨胀机气缸工作容积的百分之75或更小。
23.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 将所述压缩机气缸工作容积的大小设定为所述膨胀机气缸工作容积的百分之70或更小。
24.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 从所述增压装置向所述进气歧管输送2. O巴绝对值或更大的增压压力水平。
25.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 从所述增压装置向所述进气歧管输送2. 3巴绝对值或更大的增压压力水平。
26.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 从所述增压装置向所述进气歧管输送2. 5巴绝对值或更大的增压压力水平。
27.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 对所述进气阀的关闭进行定时，以使得相对于进气歧管条件的压缩机容积效率是O. 80或更大。
28.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 对所述进气阀的关闭进行定时，以使得相对于进气歧管条件的压缩机容积效率是O. 85或更大。
29.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 对所述进气阀的关闭进行定时，以使得相对于进气歧管条件的压缩机容积效率是O. 90或更大。
30.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 相对于所述膨胀机气缸工作容积设定所述压缩机气缸工作容积的大小，以使得所述压缩机排量和增压压力水平的组合提供I. O或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
31.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤相对于所述膨胀机气缸工作容积设定所述压缩机气缸工作容积的大小，以使得所述压缩机排量和增压压力水平的组合提供1.1或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
32.如权利要求20所述的方法，包括下列步骤 相对于所述膨胀机气缸工作容积设定所述压缩机气缸工作容积的大小，以使得所述压缩机排量和增压压力水平的组合提供I. 2或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
全文摘要
分开循环发动机包括膨胀机，膨胀机包括容纳在膨胀气缸内的膨胀活塞。压缩机包括容纳在压缩气缸内的压缩活塞。跨接通道使压缩和膨胀气缸相互连接。进气歧管连接到压缩气缸。提供1.7巴绝对值或更大增压压力水平的增压装置连接到进气歧管。进气阀设置在进气歧管和压缩气缸之间。进气阀关闭被定时成提供0.75或更大的压缩机容积效率。压缩机气缸工作容积的大小相对于膨胀机气缸工作容积设定，以使得压缩机气缸工作容积和增压压力水平的组合提供0.90或更大的相对于环境条件的膨胀机容积效率。
文档编号F02B19/00GK102959195SQ201180031192
公开日2013年3月6日 申请日期2011年9月22日 优先权日2010年9月24日
发明者大卫·P·布拉扬, 凯文·L·豪格, 萨尔瓦托雷·C·斯库德里 申请人:史古德利集团有限责任公司