一种强涡流可变米勒循环内燃机的制作方法

1.本发明涉及一种内燃机技术领域，尤其涉及一种缸内气体运动、可变有效压缩比以及短压缩冲程/长膨胀冲程的米勒循环内燃机。


背景技术：

2.提高几何压缩比能够提高内燃机效率，但高几何压缩比受到爆震的限制。可变压缩比内燃机技术可以消除爆震限制，但其技术过于复杂难以推广。egr技术能够实现降低缸内燃烧温度，减少热损失，但其在汽油机中使用容易诱发燃烧不稳定，除非在火花塞点火时含有egr气体的混合气具有非常高的气体湍动能和混合气分层。汽油机大多通过进气道滚流设计来提高气体湍动能，遗憾的是滚流在活塞到达上止点准备点火时基本上都已经消失，使湍动能大大减小。米勒循环技术能够减少压缩冲程，延迟膨胀冲程，因而能够采用较高几何压缩比，提高内燃机效率，但不能增加缸内气流的湍动能。
3.米勒循环是一种膨胀比大于压缩比的循环技术，其具有两种形式：进气门早关的米勒循环(eivc)和进气门迟关的米勒循环(livc)。顾名思义，在进气门正常情况下关闭时刻之前提早关闭进气门为早关形式，或者在进气门正常情况下关闭时刻之后延迟关闭进气门为迟关形式。所述早关形式是气缸充气未满，进气门即已关闭，而迟关形式是活塞在进气过程中，活塞上行将已经进入气缸的充量重新推出气缸。总之，无论早关还是迟关进气门都是减少气缸充量的方法。所述气缸充量被减少以后，导致在活塞上行压缩冲程完成时，气缸内气体压力和温度均降低，减少了所述内燃机的压缩功，降低了所述内燃机发生爆震的倾向，同时所述内燃机的膨胀冲程将长于所述压缩冲程，产生更多的膨胀功，提高了所述内燃机的效率，这是米勒循环内燃机的优点。
4.众所周知，不同内燃机负荷/转速，均具有不同的进气门开启和关闭的最佳参数，目前迟关的米勒循环系统均无法完成进气门参数的调整，因而难以对内燃机不同负荷/转速进行优化。虽然早关的米勒循环(vvl)系统能够实现进气门参数的调整，但其机构非常复杂，性价比不高，不能促使此类技术的全面推广和应用。
5.无论早关或迟关的米勒循环，均能够在节气门全开条件下运行，因而泵气损失最小，效率提升。但是在小负荷时，由于缸内的进气量减小，气流运动减弱，燃烧持续期延长，燃烧效率降低，因此，提高气流的湍动能成为必要。
6.为了通过增加egr率来实现汽油机的循环效率，提高气流湍动能也成为必要。
7.如上所述，一种具有可变进气门参数，因而可变有效压缩比，并能够充分提升进气气流的湍动能，因而能够增加egr率，充分发挥米勒循环技术潜力的内燃机，将极大提高现有内燃机的效率，为碳达峰和碳中和做出贡献。


技术实现要素：

8.本发明的目的是提供一种在进气冲程和压缩冲程中产生和保持强涡流特征的内燃机系统，这种强涡流使得燃烧持续期缩短，并能够使得较高的egr率混合气燃烧稳定，因
而提高所述内燃机的效率。
9.本发明的另一个目的是提供一种通过对同一个气缸的两个进气门实施分别开启和关闭的策略，改变所述内燃机的有效压缩比，使之在不同负荷/转速条件下达到最佳运行状态。本发明还有一个目的是提供一种米勒循环内燃机，使所述内燃机能够采用较高几何压缩比。
10.本发明的技术方案是提供了一种强涡流可变米勒循环内燃机，所述强涡流可变米勒循环内燃机具有活塞、气缸、第一进气门、第二进气门、排气门、曲轴、连杆和相位器；
11.对于同一个气缸，具有第一进气门驱动系统和第二进气门驱动系统，分别驱动所述气缸的第一进气门和第二进气门，使其开启和关闭；
12.第一进气门开启和关闭与第二进气门开启和关闭之间存在一个相位差ψ，所述相位差ψ的存在使缸内气体产生强涡流；改变所述相位差ψ的大小，能够改变缸内气体的涡流强度和所述强涡流可变米勒循环内燃机的有效压缩比；
13.所述强涡流可变米勒循环内燃机的活塞在其气缸的上止点和下止点之间通过所述曲轴和连杆的推动进行往复运动，其操作方式如下：
14.当所述活塞从上止点向下止点方向移动时，第一进气门开启，新鲜空气沿第一进气门进入所述气缸，并形成涡流，在所述曲轴旋转一个相位差ψ以后，第二进气门开启，新鲜空气沿第二进气门进入所述气缸；
15.当所述活塞从下止点向上止点方向移动时，第一进气门关闭，已经进入所述气缸的充量被所述活塞从第二进气门重新推出气缸，所述充量被推出，使得保留在所述气缸内充量的涡流运动得到加强，直至第二进气门关闭，所述强涡流可变米勒循环内燃机进入压缩冲程；
16.随着所述活塞的进一步上升，所述涡流运动在压缩冲程中得到进一步强化，缩短了混合气的燃烧持续期；
17.随着相位差ψ的增大或减小，所述活塞从下止点向上止点方向移动直至第二进气门关闭为止的位移量也增加或减小，所述活塞推出所述气缸的充量也增加或减小，而存留在所述气缸内的充量则相应减少或增加，因而所述内燃机的有效压缩比得以减小或增加。
18.进一步地，所述强涡流可变米勒循环内燃机的第一进气门驱动系统和第二进气门驱动系统由一个外管和一个内轴同轴安装；
19.所述第一进气门驱动系统包括第一进气凸轮、外管、第一摇臂滚轮、第一摇臂、第一进气门和气门弹簧；
20.所述第一进气凸轮被固定安装在所述外管上，所述第一进气凸轮的旋转依次驱动所述第一摇臂滚轮、第一摇臂和第一进气门向下移动，开启所述第一进气门，同时，所述气门弹簧始终保持所述第一进气门、第一摇臂、第一摇臂滚轮以及第一进气凸轮的接触；
21.所述第二进气门驱动系统包括第二进气凸轮、内轴、第二摇臂滚轮、第二摇臂、第二进气门和气门弹簧；
22.所述第二进气凸轮被可旋转地铰接在所述外管上，一个与内轴连接的插销，穿过在所述外管上开设的周向槽口，与所述第二进气凸轮连接，所述内轴通过所述插销带动所述第二进气凸轮旋转，并依次驱动所述第二摇臂滚轮、第二摇臂和第二进气门向下移动，开启所述第二进气门，同时，所述气门弹簧始终保持所述第二进气门、第二摇臂、第二摇臂滚
轮以及第二进气凸轮的接触。
23.进一步地，所述第一进气门与所述第二进气门开启和关闭的相位差ψ为一个可变参数，其变动范围为0
°
至180
°
曲轴转角；所述第一进气门开启时刻为一个固定值。
24.进一步地，所述第一进气门与所述第二进气门开启和关闭的相位差ψ为一个可变参数，其变动范围为0
°
至180
°
曲轴转角；所述第一进气门开启时刻为一个可变参数ф，所述可变参数ф的变动范围为0
°
至50
°
曲轴转角。
25.进一步地，在所述外管和所述内轴的前端安装一个极大角度可调节的相位器，所述相位器用于调节所述第一进气门与所述第二进气门开启和关闭的相位差ψ。
26.进一步地，在所述外管和所述内轴的前端安装一个双相位器，所述双相位器用于调节所述第一进气门与所述第二进气门开启和关闭的相位差ψ以及调节所述第一进气门开启时刻ф。
27.进一步地，其能够用于单缸、直列多缸、v型、w型或者对置型内燃机上。
28.进一步地，使用的燃料能够是汽油、天然气、甲醇、乙醇以及它们的混合物、氢气和/或其它可燃物质的液体和气体燃料化合物或混合物。
29.本发明的有益效果在于：
30.(1)提高几何压缩比、配置进气相位差ψ和ф的调节机构、增加缸内的涡流强度、改变有效压缩比，极大地提高了所述米勒循环内燃机的整体效率。
31.(2)系统加装在内燃机上，对原内燃机的结构不需要修改，极大地降低了开发成本和生产线改造成本。
32.(3)本发明提供的技术使油耗降低，对于改善车辆的经济性、减少碳排放、以及碳达峰和碳中和具有十分重要的意义。
附图说明
33.通过下文中参照附图对本发明所作的描述，本发明的其它目的和优点将显而易见，并可帮助对本发明有全面的理解。
34.图1a和图1b是进气涡流形成示意图。
35.图2a和图2b是在气缸内留存的充量涡流保持和强化示意图。
36.图3a和图3b是涡流俯视图。
37.图4是第一凸轮驱动系统和第二凸轮驱动系统安装图。
38.图5a和图5b是外管与内轴同轴安装示意图。
39.图6a和图6b是3叶轮/液压腔相位器示意图。
40.图7是双相位器轴测爆炸图。
41.需要说明的是，附图并不一定按比例来绘制，而是仅以不影响读者理解的示意性方式示出。
42.其中：
43.1-活塞；2-气缸；3-第一进气门；4-第二进气门；5-排气门；6-涡流；7-曲轴；8-连杆；9-第一进气门开启时刻；10-第二进气门开启时刻；11-第一进气凸轮；12-第二进气凸轮；13-外管；14-内轴；15-第一摇臂滚轮；16-第二摇臂滚轮；17-第一摇臂；18-第二摇臂；19-第一进气门关闭时刻；20-第二进气门关闭时刻；21-销轴；22-槽口；23-气门弹簧；25-相
位器静盘；26-相位器动盘；27-凸轮轴链轮；28-相位器动盘叶轮；29-第一压力腔；30-第二压力腔；31-双相位器第一动盘；32-第一动盘叶轮；33-双相位器第二动盘；34-双相位器第二动盘叶轮；35-端盖；36-双相位器静盘叶轮；37-双相位器螺栓；38-双相位器静盘；60-相位器；70-双相位器。
具体实施方式
44.为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施例的附图，对本发明的技术方案进行清楚、完整地描述。显然，所描述的实施例是本发明的一个实施例，而不是全部的实施例。基于所描述的本发明的实施例，本领域普通技术人员在无需创造性劳动的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。
45.需要说明的是，除非另外定义，本技术使用的技术术语或者科学术语应当为本发明所属领域内具有一般技能的人士所理解的通常意义。
46.以下将结合附图1a至图7对本发明的各实施例进行详细说明。
47.实施例1：
48.如图1a至图4所示，该实施例提供了一种强涡流可变米勒循环内燃机100，所述内燃机具有活塞1、气缸2、第一进气门3、第二进气门4、排气门5、曲轴7、连杆8和相位器60。对于同一个气缸2，具有第一进气门驱动系统和第二进气门驱动系统，分别驱动所述气缸的第一进气门3和第二进气门4，使其开启和关闭。第一进气门3开启和关闭与第二进气门4开启和关闭之间存在一个相位差ψ，所述相位差ψ的存在使缸内气体产生强涡流6。改变所述相位差ψ的大小，能够改变缸内气体的涡流强度，也能够改变所述内燃机的有效压缩比。所述强涡流可变米勒循环内燃机100的活塞1在其气缸2的上止点(tdc)和下止点(bdc)之间通过所述曲轴7和连杆8的推动进行往复运动，其操作方式如下：
49.如图1a所示，当所述曲轴7按照箭头t方向旋转至第一进气门开启位置9时，第一进气门3开启，此时，所述活塞1到达接近上止点位置。
50.如图1b所示，当曲轴7进一步旋转一个相位差ψ到达第二进气门开启位置10时，所述活塞1从上止点向下止点方向移动一个距离a，在此过程中，第一进气门3全开而第二进气门4尚未开启。因此，新鲜空气沿第一进气门3进入所述气缸2，并形成涡流6。
51.然后，在所述曲轴7旋转一个相位差ψ以后，第二进气门4开启，新鲜空气沿第一进气门3进入气缸2的同时，也沿第二进气门4进入所述气缸2。
52.如图2a所示，当所述曲轴7按照箭头t方向旋转至第一进气门关闭位置19时，第一进气门3关闭，此时，所述活塞1处于下止点位置附近。如图2b所示，当曲轴7进一步旋转一个相位差ψ到达第二进气门关闭位置20时，所述活塞1从下止点向上止点方向移动一个距离b，在此过程中，第一进气门3已经关闭，而第二进气门4仍然开启。因此，已经进入气缸的充量被所述活塞1从第二进气门4推出气缸2，所述充量被从第二进气门4推出，使得保留在所述气缸2内充量的涡流运动得到加强，直至第二进气门4关闭，所述内燃机100进入压缩冲程。随着所述活塞1的进一步上升，所述涡流运动在压缩冲程中得到进一步强化。
53.图3a显示的是在进气过程中形成缸内气体涡流的俯视图。由于活塞1在气缸2中向下运动，第一进气门3开启，而第二进气门4未开启，因而新鲜空气从所述第一进气门3进入，并形成涡流6。
54.图3b显示的是在进入缸内气体重新被推出气缸的过程中增强缸内气体涡流的示意图。由于活塞1在气缸2中向上运动，第一进气门3已经关闭，而第二进气门4处于全开状态，因而已经进入气缸2的充量从所述第二进气门4推出，使留存在气缸2中的充量湍动能进一步强化，涡流6得以增强。
55.随着相位差ψ的增大或减小，所述活塞1从上止点向下止点方向移动直至第二进气门4开启为止的位移量a也增大或减小，在进气过程中形成的涡流6，其强度也会增大或减小。
56.随着相位差ψ的增大或减小，所述活塞1从下止点向上止点方向移动直至第二进气门4关闭为止的位移量b也增加或减小，在推出气体过程中增强的涡流6，其强度也会增加或减小。
57.同样，相位差ψ增加或减小，位移量b也会增加或减小，所述活塞1推出所述气缸2的充量也增加或减小，而存留在所述气缸2内的充量则相应减少或增加，因而所述内燃机100的有效压缩比得以减小或增加。有效压缩比的变化适用于所述内燃机100的不同负荷和/或不同转速。
58.在上述过程中，所述排气门5始终关闭。
59.所述内燃机100在进气冲程中第一次喷油，在第二进气门4关闭以后第二次喷油，所述强涡流6使第二次喷射的油雾迅速均匀化，并使得燃烧室中心部位的混合气比在周边的混合气更浓，形成分层混合气，致使火花塞更加容易点火，因而气缸2内的混合气的egr率可以提高，所述内燃机100的效率更高。
60.这一点与其它内燃机不同。其它内燃机的第二次喷油基本上处于压缩冲程的上半部，即从下止点开始的前90
°
曲轴转角以内，这样喷油以后，混合气均匀化较强，以至于混合气在燃烧室内的分层不太明显。如果在压缩冲程下半部喷油，则会因为气缸内的压力过高难以使油束均匀化，从而影响燃烧效率。本实施例的第二次喷油时刻可以设定在从下止点开始的90
°
以后，此时气缸压力仍然较低。油束能够得到均匀化，形成燃烧室中部的混合气浓度较高，燃烧室边沿部位的混合气浓度较低的比较明显的分层状态。
61.第一进气门3与第二进气门4开启和关闭的相位差ψ为一个可变参数，其变动范围为0
°
至180
°
曲轴转角。试验证明，在不同的负荷/转速条件下，相位差ψ具有一个最佳值，使得所述内燃机100效率最高。
62.所述第一进气门3开启时刻为一个固定值，而第二进气门4总是比所述第一进气门3推迟开启和关闭。因此，固定时刻开启的第一进气门3不会随着相位器60的调节而提前开启，也就不用担心第一进气门3与活塞1发生干涉的情况，意味着在活塞顶部燃烧室设计时，不必采用如此深的气门避让坑，这给高压缩比的燃烧室设计带来非常大的益处。
63.图4、图5a以及图5b显示了第一进气门驱动系统和第二进气门驱动系统。
64.所述第一进气门驱动系统和第二进气门驱动系统由一个外管13和一个内轴14同轴安装而组成。所述第一进气门驱动系统由第一进气凸轮11、外管13、第一摇臂滚轮15、第一摇臂17、第一进气门3和气门弹簧23组成。所述第一进气凸轮11被固定安装在所述外管13上，所述第一进气凸轮11的旋转依次驱动所述第一摇臂滚轮15、第一摇臂17和第一进气门3向下移动，开启所述第一进气门3，同时，所述气门弹簧23始终保持所述第一进气门3、第一摇臂17、第一摇臂滚轮15以及第一进气凸轮11的接触。
65.图5a为相位差ψ最大位置，ψmax＝180
°
ca，通常ψmax＝120
°
ca。
66.图5b为相位差ψ最小位置，ψmin＝0
°
ca，通常ψmin＝20
°
ca。
67.所述第二进气门驱动系统由第二进气凸轮12、内轴14、第二摇臂滚轮16、第二摇臂18、第二进气门4和气门弹簧23组成。所述第二进气凸轮12被可旋转地铰接在所述外管13上，一个与内轴14连接的插销21，穿过在所述外管13上开设的周向槽口22，与所述第二进气凸轮12连接，所述内轴14通过所述插销21带动所述第二进气凸轮12旋转，并依次驱动所述第二摇臂滚轮16、第二摇臂18和第二进气门4向下移动，开启所述第二进气门4，同时，所述气门弹簧23始终保持所述第二进气门4、第二摇臂18、第二摇臂滚轮16以及第二进气凸轮12的接触。
68.从图4表示的相位器60在所述内燃机100上安装的状态来看，这个安装方式与传统内燃机的安装方式是完全一样的，因此，本系统在对传统内燃机进行升级改造时，并不需要对原机零部件修改太多，这对所述内燃机的开发成本和生产线改造成本的降低至关重要。
69.如图6a和图6b所示，所述相位器动盘26具有3个相位器动盘叶轮28，也可以配置2个相位器动盘叶轮，其将相位器静盘25和相位器动盘26形成的液压腔分成第一压力腔29和第二压力腔30。
70.如图6a所示，当压力油通过ocv阀(未显示)送入第一压力腔29时，所述相位器动盘26沿箭头u方向旋转，直至达到最大相位差ψ位置。所述最大相位差ψ可以根据实际内燃机参数设计而不同，比如，可以设定为ψ＝140度曲轴转角。
71.如图6b所示，当压力油通过ocv阀(未显示)送入第二压力腔30时，所述相位器动盘26沿箭头n方向旋转，直至达到最小相位差ψmin位置，所述最小相位差ψmin＝0曲轴转角。
72.实施例2
73.本发明提供了另一种强涡流可变米勒循环内燃机200，与内燃机100一样，仅仅是采用了一个双相位器70替代实施例1的相位器60。
74.图7为双相位器70的轴测图。所述双相位器70包括一个链轮27、第一动盘31、双相位器静盘38、第二动盘33和端盖35。所述第一动盘31包括对置安装的两个第一动盘叶轮32，所述第二动盘33包括两个对置安装的第二动盘叶轮34，所述双相位器静盘38包括4个双相位器静盘叶轮36。所述螺栓37将所述零件按视图连接起来，使端盖35、第一动盘31、双相位器静盘38、双相位器静盘叶轮36和链轮27之间形成封闭液压腔，所述第一动盘叶轮32将所述封闭液压腔一分为二，形成左右两个压力腔，当ocv阀将压力油送入第一压力腔时，所述双相位器静盘叶轮36向第二压力腔方向旋转，当ocv阀将压力油送入第二压力腔时，所述双相位器静盘叶轮36向第一压力腔方向旋转，所述第一动盘31能够在所述封闭液压腔中的两个双相位器静盘叶轮36的极限位置旋转。所述第一动盘31与所述外管13固定连接，所述第一动盘31相对于双相位器静盘38的旋转带动所述外管13的旋转，因此改变了外管13和第一进气凸轮11相对于链轮27的相位。就是说，所述第一动盘31的相位变化能够改变所述第一进气门3的开启时刻ф。
75.同理，所述第二动盘33与所述内轴14固定连接，所述第二动盘33相对于双相位器静盘38的旋转带动所述内轴14的旋转，因此改变了内轴14和第二进气凸轮12相对于链轮27的相位。就是说，所述第二动盘33的相位变化能够改变所述第二进气门4的关闭时刻。
76.所述双相位器70能够直接替代所述相位器60安装在图4所示位置，其它零部件不
需要设计的修改。
77.此外，所述的强涡流可变米勒循环内燃机，其能够用于单缸或直列多缸内燃机，也能够用于v型、w型或者对置型内燃机上；或者其使用的燃料能够是汽油、天然气、甲醇、乙醇以及他们的混合物、氢气和/或其它可燃物质的液体和气体燃料化合物或混合物，不一一举例。
78.对于本发明的实施例，还需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明的实施例及实施例中的特征可以相互组合以得到新的实施例。
79.以上，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，本发明的保护范围应以权利要求的保护范围为准。