单轴双膨胀内燃机的制作方法

本教导通常包括内燃机组件。

背景技术：

内燃机燃烧空气和燃料的混合物以产生工作所需要的机械动力。内燃机的基本部件在本领域中是公知的并且优选地包括发动机缸体、汽缸盖、汽缸、活塞、阀、曲轴和一个或多个凸轮轴。汽缸盖、汽缸和活塞的顶部通常形成燃料和空气被引入到其中的可变体积燃烧室，且燃烧发生以作为装置热力循环的部分。在所有内燃机中，有用功是产自直接作用于可移动发动机部件上(诸如活塞的顶部或冠部)的燃烧的热气态产物。通常，活塞的往复运动经由连杆被转换为曲轴的旋转运动。一种公知的内燃机以四冲程燃烧循环运作，其中冲程被定义为活塞从上止点(TDC)位置到下止点(BDC)位置(或反之亦然)的完整移动，且冲程包括进气、压缩、动力和排气。因此，四冲程发动机在本文被定义为汽缸充气的每个动力冲程(即，将动力传递到曲轴的每个冲程)需要活塞的四个完整冲程的发动机。

内燃机的总效率取决于其通过将导致到环境中的能量损耗的危害最小化而将所有过程的效率最大化的能力。将传统的四冲程循环划分在专用部件中时，则允许凭借尝试通过中间压缩排热(诸如通过使用热量交换器)接近汽缸充气的等温压缩而使压缩过程更有效率。同样，在汽缸充气的膨胀期间可以通过朝绝热膨胀转变和将所述膨胀进一步延伸以将工作气体降至大气压从而利用更大量的能量。另外，在单独降低每个比热的同时将工作气体的比热最大化，允许在膨胀期间进行更多能量吸取并同时将与每个专用部件相关联的机械和流量损耗最小化。

一种满足这些挑战的公知方法是低温燃烧(LTC)涡轮增压柴油发动机。LTC涡轮增压柴油机依靠由充气冷却分开的二级压缩过程以接近等温压缩，从而减少了达到给定空气密度所需要的功，倾向于低温燃烧以在改进气体特性的同时将热量损耗最小化，以及依靠二级膨胀过程以增强来自燃烧后热气的做功恢复。在热力学上，涡轮增压柴油机是多轴双压缩、双膨胀发动机，依靠于旋转和往复运动机械的组合以在燃烧前执行两次压缩和在燃烧后执行两次膨胀。然而，总效率可以受限于在操作领域中匹配和优化这些部件性能的能力。用于对外部充气多轴发动机提供增压的空气处理系统可能包括更复杂的增压系统，其使用两个和三个涡轮增压级或涡轮增压器和机械驱动的超级增压器的组合。除充气装置之外，系统需要热量交换器、旁通阀和控制件。

技术实现要素：

描述了一种单轴双膨胀内燃机，包括发动机缸体、汽缸盖、单曲轴、控制轴以及第一、第二和第三多连杆式连杆组件。第一和第二动力汽缸以及膨胀汽缸形成在发动机缸体中。第一和第二动力活塞可分别在第一和第二动力汽缸中移动，并且经由相应的第一和第二多连杆式连杆组件连接到曲轴的相应第一和第二曲柄销。膨胀活塞可在膨胀汽缸中移动并且经由第三多连杆式连杆组件连接到曲轴的第三曲柄销。第一和第二多连杆式连杆组件被联接到相应第一和第二摇臂的第四枢轴销，第一和第二摇臂附接到控制轴上，第三多连杆式连杆组件被附接到第三摇臂的第五枢轴销，所述第三摇臂附接到控制轴上。第三摇臂附接到所述控制轴的位置是在从所述第一和第二摆臂的附接位置绕所述控制轴的旋转轴旋转180度的位置上。

根据实行本教导的最佳模式进行的以下详细描述，并结合附图，本教导的上述特征和优点以及其他特征和优点将变得显而易见。

附图说明

图1示意地描绘了根据本发明的单轴双膨胀内燃机的一个实施例的端视图；

图2和图3示意地描绘了根据本发明的单轴双膨胀内燃机的实施例的部分端视图；

图4示意地描绘了根据本发明的单轴双膨胀内燃机的实施例的一部分的俯视图；以及

图5图形示出了根据本发明在此所描述的单轴双膨胀内燃机的实施例的360度曲轴旋转中的膨胀活塞和一个动力活塞的位置。

具体实施方式

参照附图，其中在各附图中类似的参考标号用来标记类似或相同的部件，图1示意性示出了单轴双膨胀内燃机(发动机)10的一个实施例的端视图，图2和图3示意性示出了发动机10的实施例的部分端视图，图4示意性示出了根据本发明的发动机10的实施例的一部分的俯视图。在各图中相同的标号代表相同的部件。

发动机10包括发动机缸体12，该发动机缸体12包括具有本文所述的汽缸三联体30的复合汽缸构型，用于曲轴20和汽缸盖60的曲轴主轴承座。尽管示出了仅一个汽缸三联体30，但发动机缸体12可包括多个汽缸三联体30。参考三维轴线进行物理描述，该三维轴线包括横向轴线15、纵向轴线17和垂直轴线19，其中纵向轴线17由曲轴20的曲轴中心线24限定，垂直轴线19由构成汽缸三联体30之一的发动机汽缸32、34、36的平行纵向轴线限定，横向轴线15限定为与纵向轴线17和垂直轴线19正交。盘形飞轮95与曲轴20同轴并可旋转地联接到曲轴20。

每个复合汽缸构型包括汽缸三联体30之一，汽缸三联体30分别包括第一和第二动力汽缸32、34和第三膨胀汽缸36。第一动力汽缸32容纳有在其间滑动以与曲轴20的旋转结合起来上下平移的第一动力活塞42，且经由第一连杆43和第一多连杆式连杆组件80可旋转地联接到曲轴20的第一曲柄销26。第一动力汽缸32限定第一动力汽缸中心线33。类似地，第二动力汽缸34容纳有在其间滑动以与曲轴20的旋转结合起来上下平移的第二动力活塞44，且经由第二连杆45和第二多连杆式连杆组件180通过第二连杆45可旋转地联接到曲轴20的第二曲柄销27。第二动力汽缸36限定第二动力汽缸中心线35。第一和第二动力汽缸32、34，第一和第二动力活塞42、44，第一和第二多连杆式连杆组件80、180，以及和它们相关的部件优选为尺寸相等，并且第一和第二曲柄销26、27径向重合，即，它们以相同旋转角可旋转地联接到曲轴20。在一个实施例中，第一和第二动力汽缸中心线33、35限定与曲轴中心线24相交的平面。可选地，如所示，第一和第二动力汽缸中心线33、35限定偏移曲轴中心线24的平面。

膨胀汽缸36与第一和第二动力汽缸32、34邻近，并具有与第一和第二动力汽缸中心线33、35平行的中心线37。膨胀活塞46容纳在膨胀汽缸36中并在其间滑动以与曲轴20的旋转一起上下平移，且通过第三多连杆式连杆组件50可旋转地联接到曲轴20。膨胀汽缸36优选地在体积上显著大于单个动力汽缸34、34，且优选地是单个动力汽缸32、34之一的体积排量的1.5倍到4.0倍之间。膨胀汽缸36的汽缸排量是基于上止点(TDC)位置和下止点(BDC)位置之间的活塞运动进行限定，且是专用的并如本文所述进行确定。此外，膨胀汽缸36的TDC位置和BDC位置是可变化的，如本文所述。

第一和第二多连杆式连杆组件80、180各自形成多连杆机构，该多连杆机构将相应动力活塞42、44的直线往复运动转变为曲轴20的旋转运动，同时最小化相应动力活塞42、44对第一和第二动力汽缸32、34的侧面负载。第一和第二多连杆式连杆组件80、180各自包括为三销板的刚性主连杆臂82、182，该三销板包括：第一枢轴销83、183，第二枢轴销84、184和第三枢轴销85、185。主连杆臂82、182的第一枢轴销83、183可旋转地联接至相应第一和第二连杆43、45，该相应第一和第二连杆43、45联接至相应第一和第二动力活塞42、44。主连杆臂82、182的第二枢轴销84、184可旋转地联接至曲轴20的相应第一和第二曲柄销26、27。曲轴20的第一和第二曲柄销26、27与第二枢轴销84、184并置在相应多连杆式连杆组件80、180上并自第三曲柄销28旋转180度。主连杆臂82、182的第三枢轴销85、185分别可旋转地联接至相应第一或第二摇臂86、186的第一端，相应第一或第二摇臂86、186的第二端可旋转地联接至相应第四枢轴销87、187，每个相应第四枢轴销87、187为联接至相应第一和第二旋转臂88、188的远端的旋转锚定点，该相应第一和第二旋转臂88、188固定地附接到控制轴59以与其一起旋转。在一个实施例中，应用了可控变量定相设备(相位器)90，且其包括定子部分和转子部分。定子部分固定地附接到控制轴59以与其一起旋转，转子部分可控地附接到定子部分。相位器90相对于曲轴20的旋转位置来控制控制轴59的旋转位置，定子部分的旋转位置与转子部分的旋转位置之间优选具有的旋转自由度是180度。第一和第二旋转臂88、188在控制轴59的中心线和位于相位器90的转子部分的外周的相应第四枢轴销87、187之间延伸，并可旋转地与相应第一或第二摇臂86、186联接。第三旋转臂58在控制轴59的中心线和位于相位器90的转子部分的外周的第五枢轴销57之间延伸，且与第三摇臂56可旋转地联接。优选地，第三旋转臂58定位成使得第五枢轴销57定位成自第一和第二摇臂86、186的第四枢轴销87、187围绕控制轴59的中心线的180度旋转。相位器90控制第四枢轴销87、187和第五枢轴销57相对于曲轴20的旋转位置的定相。定相设备比如相位器90的机械化和控制是众所周知的，不再详细阐述。在一个实施例中，控制轴59距离曲轴中心线24的预定距离处可旋转地联接至曲轴20，并与曲轴20一致地旋转，包括以相同旋转速度以及与曲轴20相同的旋转方向旋转。控制相位器90以相对于曲轴20的旋转位置来控制第三旋转臂58以及第一和第二摇臂86、186的旋转位置。在一个实施例中，如所示，控制轴59沿与曲轴20的旋转方向(如元件22所示)相同的方向(如元件92所示)旋转。可选地，控制轴59沿与曲轴20相反的方向旋转。

第三多连杆式连杆组件50形成多连杆机构，该多连杆机构将偏离曲轴中心线24的膨胀活塞46的直线往复运动转变为曲轴20的旋转运动，同时最小化膨胀活塞46的侧面负载。参考图4，示出了曲轴中心线24和膨胀汽缸36的中心线37之间的偏离。多连杆式连杆组件50包括为三销板的刚性主连杆臂52，该三销板包括第一枢轴销53、第二枢轴销54和第三枢轴销55。主连杆臂52的第一枢轴销53可旋转地联接至第三连杆47，该第三连杆47联接至膨胀活塞46。主连杆臂52的第二枢轴销54可旋转地联接至曲轴20的第三曲柄销28。曲轴20的第三曲柄销28与第二枢轴销54并置在多连杆式连杆组件50上并自第一和第二曲柄销26、27旋转180度。主连杆臂52的第三枢轴销55可旋转地联接至第三摇臂56的第一端，第三摇臂56的第二端可旋转地联接至第五枢轴销57，第五枢轴销57为联接至第三旋转臂58的远端的旋转锚定点，第三旋转臂58固定地附接到控制轴59以与其一起旋转。在一个实施例中，如所示，可控变量定相设备(相位器)90被插入第三旋转臂58和控制轴59之间，且将第三摇臂58可旋转地联接至控制轴59以实现第三旋转臂58和第五枢轴销57处的旋转锚定点的定相控制。诸如相位器90的定相设备的机械化和控制是众所周知的，不再详细阐述。控制轴59距离曲轴中心线24的预定距离处可旋转地联接至曲轴20，并以相同旋转速度旋转，控制相位器90以相对于曲轴20的旋转位置来控制第三旋转臂58的旋转位置。

在一个实施例中，相位器90的相位有效范围在旋转角度为0度(位置1)180度(位置2)之间。控制相位器90的定相的作用就是控制第一和第二旋转臂88和188以及第三旋转臂58的与曲轴20的旋转位置相关的旋转定相。膨胀活塞46的往复运动与第一和第二动力活塞42和44的往复运动呈现出180度的相差。因此，在膨胀活塞46处于TDC点上时，第一和第二动力活塞42和44处于BDC点上。

第一、第二和第三多连杆式连杆组件50、80和180的元件的构型影响相应的第一和第二动力活塞42和44以及膨胀活塞46的冲程，并因此影响其体积排量和几何压缩比。第一、第二和第三多连杆式连杆部件50、80和180在曲轴20的旋转期间，通过第一、第二和第三曲柄销26、27和28将第一和第二动力活塞42和44的缸内平移与膨胀活塞46的缸内平移机械地结合在一起。在第一、第二和第三多连杆式连杆部件50、80和180中的每一个中，相应的刚性主连杆臂52、82和182的相应的第一枢轴销53、83和183以及相应的第二枢轴销54、84和184限定第一线性距离。相应的第二枢轴销54、84和184以及相应的第三枢轴销55、85和185限定第二线性距离。这种包括相应的主连杆臂52、82和182的构型使得膨胀活塞46的冲程不同于由曲轴20的第三曲柄销28限定的第三曲柄行程长度，并且还使得第一和第二动力活塞42和44的冲程不同于由曲轴20的第一和第二曲柄销26和27限定的第一和第二曲柄行程长度。

膨胀活塞46在TDC点与BDC点之间的线性行程距离的幅度基于杠杆臂(即第一线性距离)进行确定，而且，枢轴销间的第二线性距离、第三曲柄行程、旋转锚臂和第五枢轴销57的行程，以及第三旋转臂58相对于曲轴20的定相，所有这些都影响着膨胀活塞46的冲程。

第一和第二动力活塞42和44中的每一个在TDC点与BDC点之间的线性行程距离的幅度基于杠杆臂(即第一线性距离)进行确定，而且，枢轴销间的第二线性距离、第一和第二曲柄行程、旋转锚臂和相应的第四枢轴销87、187的行程，以及相应的第一或第二旋转臂88、188相对于曲轴20的定相，所有这些都影响着第一和第二动力活塞42和44的冲程。

如此一来，在相位器90被控制至位置1上时，膨胀活塞46是启用的，并在第一上止点(TDC)122和第一下止点(BDC)120之间随着曲轴20的每一旋转进行移动，而且其还具有启用活塞冲程行程距离121。在相位器90被控制至位置2上时，膨胀活塞46是停用的，并在第二TDC点126和第二BDC点125之间随着曲轴20的每一旋转进行移动，而且其具有停用活塞冲程行程距离123。启用活塞冲程行程距离121大体上大于停用活塞冲程行程距离123。

同样地，在相位器90被控制至位置1上时，第一和第二动力活塞42和44通过在第一上止点(TDC)114和第一下止点(BDC)110之间以低压缩比活塞冲程行程距离113随着曲轴20的每一旋转进行移动来以低压缩比进行操作。在相位器90被控制至位置2上时，第一和第二动力活塞42和44处于高压缩比下，并在第二TDC点112与和第一BDC点110相同的第二BDC点之间随着曲轴20的每一旋转进行移动，并且其具有高压缩比活塞冲程行程距离111。低压缩比活塞冲程行程距离113稍小于高压缩比活塞冲程行程距离111，且其基于用于低压缩比和高压缩比的优选值进行确定。

汽缸盖60为一体式装置，包括铸造部分、机械加工部分和装配部分，其中上述部分用于控制进气流、燃料和燃烧气体并将其引导入/引导出第一和第二动力汽缸32和34以及膨胀汽缸36，以实现发动机操作来产生机械动力。汽缸盖60包括用于动力汽缸凸轮轴和膨胀凸轮轴的结构性支撑支座。汽缸盖60分别包括第一和第二动力汽缸进气流道70和74，其分别流动地连接至第一和第二动力汽缸进气口71和75上，其中发动机进气气流分别由第一和第二动力汽缸进气阀62和64进行控制。如图所示，虽然汽缸可具有任何合适数量的进气阀，例如，每个汽缸可具有一个或三个进气阀，但是每一汽缸具有两个进气阀。发动机进气来自于周围的空气源，其在进入第一和第二动力汽缸进气流道70和74之前可通过增压装置，例如涡轮增压器或超级增压器。汽缸盖60还包括第一和第二动力汽缸排气口72和76，其中发动机排气气流分别由第一和第二动力汽缸排气阀63和65进行控制。如图所示，虽然汽缸可具有任何合适数量的排气阀，例如，每个汽缸可具有一个或三个排气阀，但是每一汽缸具有两个排气阀。在一个实施例中，第一和第二动力汽缸进气阀62和64以及排气阀63和65为常闭弹簧偏置提升阀，其由动力汽缸凸轮轴的旋转开启，并可替代地包括任何其他合适的阀和阀开启配置。

汽缸盖60支撑着引发燃烧所需的元件，例如，一个实施例中的火花塞与燃料喷射器，用于第一和第二动力汽缸32、34中的每一个。第一动力汽缸排气口72经由第一膨胀汽缸进气流道73流体联接到第一膨胀汽缸进气口79，其流量由第一膨胀汽缸进气阀66和第一动力汽缸排气阀63控制。第二动力汽缸排气口76经由第二膨胀汽缸进气流道77流体联接到第二膨胀汽缸进气口98，其流量由第二膨胀汽缸进气阀67和第二动力汽缸排气阀65控制。汽缸盖60还包括一个或多个膨胀汽缸排气口78，其中两个被示出，其对应的膨胀汽缸排气阀(一个或多个)68流体连接到通向一个排气系统的膨胀汽缸排气流道96，该排气系统可包括排气净化装置、涡轮增压器、排气音调谐装置等。第一膨胀汽缸进气阀66、第二膨胀汽缸进气阀67和膨胀汽缸排气阀68可以是常闭弹簧偏置的提升阀，其在一个实施例中可以由旋转膨胀凸轮轴启动，且可替代地包括任何其它合适的凸轮轴配置。动力汽缸凸轮轴和膨胀凸轮轴的旋转优选地被指数化并连接到曲轴20的旋转。曲轴20的第一和第二曲柄销26、27通过第一和第二连接杆43、45可转动地与第一、第二动力活塞42、44联接。

本文所述的发动机10的运行包括如下。第一和第二动力汽缸32、34都以四冲程循环运行，包括在720度的曲轴旋转期间重复执行的进气-压缩-膨胀-排气冲程。与第二动力汽缸34相关联的四冲程循环和与第一动力汽缸32相关联的循环之间，有360度曲轴旋转的异相。这样，当第一动力汽缸32在进气冲程时，第二动力汽缸34在膨胀冲程，而当第二动力汽缸34在进气冲程时，第一动力汽缸32在膨胀冲程。膨胀汽缸36运行在两冲程循环内，包括进气冲程和排气冲程，其中，进气冲程被交替地与来自第一和第二动力汽缸32、34的排气冲程协调运行。这样，各个动力汽缸32、34以交替的方式将各自废气置换进入膨胀汽缸36。

图5图形示出了本文所述的单轴双膨胀内燃机10的一个实施例所使用的膨胀活塞和一个动力活塞在360度的曲轴旋转中的位置，其中垂直轴线上所示的活塞位置520与横向轴线上所示的曲轴旋转510有关。活塞位置520相对于TDC和BDC显示，其中TDC点522和BDC点524反映了膨胀活塞在启用状态时的高负载状态下，即在高负载条件下的活塞位置。绘制结果表明高负载状态521下的动力活塞、低负载状态523下的动力活塞、高负载状态525下的膨胀活塞以及低负载状态527下的膨胀活塞。

本文描述的活塞构型允许膨胀汽缸36和相关的膨胀活塞46与曲轴中心线24显著偏置，而不会产生与活塞侧面负载相关的运行问题。这使得可以相对于曲柄行程选择膨胀活塞46的冲程，但不限制冲程必须等于曲柄行程。这样的配置，通过令膨胀汽缸36的进气流道73、77长度最小化而降低了气体传递损耗，从而允许实现单轴双膨胀内燃机10的一个实施例的更紧凑设计，包括更短的整体发动机长度、更短的发动机高度，以及更好的发动机性能。用于令膨胀活塞46失活的冲程变化，减少了不使用时的摩擦。冲程变化也用于改变动力汽缸32、34相对于转速和负载的压缩比。此外，动力汽缸32、34的压缩比可在高负载条件下减小，以减少汽缸压力，相应地减少峰值燃烧压力并改善气流。动力汽缸32、34的压缩比可在低负载条件下增大，以提高效率。

虽然已对实施本发明内容许多方面的最佳模式进行了详细描述，但熟悉本领域的人应能识别出所附权利要求范围内的实施本发明内容的各种替代方面。