专利名称：带增压器的内燃机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种带增压器的内燃机，特别是一种增压内燃机，它具有两个或多个设置在一个气缸上的进气阀和一个设置在进气通道中的增压器。
公知的内燃机是在进气通道中设置一个增压器，试图提高充气效率和内燃机的扭矩。但是，为了提高充气效率给内燃机设置增压器所采取的这种措施存在的缺点是，在低速旋转和高负载区可能会产生爆震，在高速旋转和高负载区的废气温度可能会上升。这时提高充气效率很不利。
为了避免增压式发动机产生爆震的技术方案如日本未审查的专利公布(Kokai)No.2-119，620所公开的增压式发动机，在这种发动机中，延迟了进气阀的关闭定时，或者说延长了重叠时期。在这段时期，进气阀打开时期与排气阀打开时期相重叠。当进气阀关闭定时延长到下死点(BDC)之后的一个较大范围时，由于压缩功而使有效压缩比减小，从而抑制了温度的升高。由此改善了抗爆震性能。另一方面，当重叠时期延长时，由于增强了扫气性能而提高了抗爆震能力。由此，减少的残留废气进一步得以减少。
进一步说，如日本未审查的专利公布(Kokai)No.3-23，327所提出的增压式发动机结构是这样设计的，使增压区域的空气燃料比值较大，烯薄的燃料能够消除排气温度的升高。
此外，在一些参考文献所公开的与上述所描述的技术方案一样的方案中，采用小尺寸的气缸内径缩短火焰膨胀或传播的距离，或采用延迟点火定时来抑制爆震。进一步说，还希望在每个气缸配备两个或多个进气阀，从而加大进气阀的开口面积，以便提高发动机的功率。
在此，值得注意的是，为了防止爆震，提高发动机的功率，各种因素(包括气缸内径尺寸，点火定时，发动机的压缩比，增加器的压力比等)都彼此关联，但是，在传统形式的增压式发动机中，没有充分考虑抗爆震性能和提高发动机功率的这些因素之间的关系，仍有改善抗爆震性能和提高发动机功率的余地。
进一步说明，如抑制废气温度升高的技术，人们已经知道，将空气燃料比配成贫油时的值、配成比功率所需要值较富油时的值，和提高压缩比。但是，这种稀空气燃料比不利于发动机的功率，这种较浓的空气燃料比值不利于节约燃料，这种高压缩比值不利于抗爆震性能。
此外，日本未审查的专利公布No.60-237，153揭示出了另一种增压式发动机，在其增压区域，使废气循环(EGR);但是，这种再循环废气的装置设计成使废气再循环，试图减少NOx，却忽略了抗爆震性能和抑制废气温度的上升。
因此，本发明的主要目的是提供一种带增压器的内燃机，这种内燃机能够对各种工况参数包括增压器的压力比、发动机的气缸内径尺寸及以几何压缩比提供最佳结合，从而增加了发动机的钮矩，确保了抗爆震的能力。
本发明的再一个目的是提供一种增压式内燃机，以便通过提高发动机的充气效率而有效抑制高速和大负载区废区温度的升高，同时，改善抗爆震能力，增加扭矩。
为了实现本发明的主要目的，采用了一种往复活塞式增压内燃机，该内燃机包括一个设置在进气通道中的增压器，其中，在高负载时，增压器排气侧的压力(P)与大气压力(Po)的压力比(γ＝p/po)与发动机几何压缩比(ε)和气缸内径(B)之间的关系满足下列方程γ≥-0.29ε+6.0-0.022B其中气缸内径(B)尺寸用毫米表示。
进一步说，本发明的主要目的通过一种往复活塞式增压内燃机来完成。该内燃机包括一个设置在进气通道中的增压器，其中，在高负载时，增压器排气侧的压力(P)与大气压力(Po)的压力比(γ＝P/Po)与发动机的几何压缩比(ε)、气缸内径(B)和燃料的辛烷值(Ro)之间的关系满足下列方程γ≥-0.29ε+0.09+0.059Ro-0.022B其中，气缸内径尺寸(B)用毫米(mm)表示。
为了完成本发明的第二目的，特别是降低废气温度，本发明采用了一种往复活塞式增压内燃机，该内燃机包括一个设置在进气通道中的增压器和至少在高负载时将废气再循环到发动机气缸中燃烧室的废气再循环(EGR)装置，其中，气缸内径尺寸是70mm或小于70mm;发动机的几何压缩比(ε)和由废气再循环装置再循环废气的废气再循环(EGR)率Re之间的关系满足下列方程Re≥(9-ε)×3其中，废气再循环率(Re)用%表示。
此外，本发明的第二个目的还可采用一种往复活塞式增压内燃机完成，该内燃机包括一个设置在进气通道中的增压器和至少高负载时将废气再循环到发动机气缸的燃烧室中的废气再循环装置，其中，发动机的转速Na决定了活塞的速度Um＝2.0×10，000mm/s，发动机的转速Nb给出了平均进气马赫数Mi＝0.5，该转速Na等于或大于转速Nb，发动机几何压缩比(ε)和废气再循环装置再次循环废气的废气再循环率(le)的关系满足下列方程Re≥(9-ε)×3其中，废气再循环率(Re)用%来表示。
为了完成本发明的第二目的，还提供了一种往复活塞式增压内燃机，该内燃机包括一个设置在进气通道的增压器和至少在高负载时将废气再循环到发动机气缸的燃烧室中的废气再循环装置，其中，一个气缸的工作容量，即单腔容积是400cc或小于400cc;活塞冲程S与气缸内径尺寸B之比(S/B)大于1;发动机的几何压缩比(ε)与由废气再循环装置再次循环废气的废气再循环率(Re)的关系满足下列方程Re≥(9-ε)×3其中废气再循环率(Re)用%表示。
本发明的其它目的、特征和优点通过下面伴随附图对最佳实施例的描述会更加清楚明了。
图1是本发明一个实施例的增压式发动机轮廓示意图。
图2是发动机主体和发动机附近一部分结构示意图。
图3是阀定时的曲线图。
图4是气缸内径尺寸和进气阀有效角面积的关系曲线图。
图5是气缸内径尺寸和单腔容积的关系曲线图。
图6是从MBT延迟时期充气效率和压缩比的关系曲线图。
图7是自MBT开始延迟的时期扭矩减少率的关系曲线图。
图8是从MBT延迟时期的充气效率、压缩比和扭矩的关系曲线图。
图9是压缩比与充气效率的关系曲线图。
图10增压比与充气效率的关系曲线图。
图11是增压比与压缩比的关系曲线图。
图12是影响废气温度降低的各种因素的曲线图。
图13是影响充气效率提高的各种因素的曲线图。
下文参照附图对本发明进行详述。
图1示出了根据本发明的一个实施例的增压式发动机的整体结构。
在图1中示出了一种V形发动机，其中，发动机体1有一对以V形关系排列的气缸组1A和1B。每个气缸组1A和1B配备有一组气缸2，例如3个气缸。换句话说，用于本发明实施例的内燃机可以是所谓的V形6缸发动机。
每个气缸2备有第一和第二进气口3a和3b及第一和第二排气口4a和4b，这些进、排气口与燃烧室相通。每个进气口3a和3b上安装有进气阀(未示)，每个排气口4a和4b上安装有排气阀(未示)。驱动进气阀的阀驱动机构装有阀定时转换机构5，以改变进气阀打开和关闭的定时，例如，通过改变凸轮轴6相对于凸轮的相位。进一步说，每个气缸2备有火花塞7，如图2所示，火花塞7依次与设有火花感应圈和分配器的点火回路8相连。
如图1所示，进气通道10下游的分立进气通道11与每个进气口3a和3b相连，喷射燃料的喷射器安装在每个分立进气通道11的进气口附近。
进气通道10包括含有分立进气通道11的进气歧管12和进气歧管上游的公用进气通道13。公用进气通道13设有空气净化器14和空气流量计15及节流阀16。在公用进气通道上还装有增压器17。增压器如图中所示的那样是可机械驱动的增压器，并且其结构是这样设置的，通过如皮带之类的动力传输装置而由发动机的输出轴带驱动。特别是，为了获得大的压缩比，最好使用内压缩式增压器，例如罗宋(Lysholm)式(螺杆式)增压器。进一步说，为了减少低负载时驱动的损失，将增压器17设置在节流阀16的下游位置。在增压器17下游的公用进气通道13上安装有中间冷却器18和旁路控制阀20，该阀20用来打开或关闭旁路通道19以对增压器17形成旁通。
此外，发动机体1设有废气再循环通道，该废气再循环通道用来将废气再循环到发动机的排气系统中。在图示的实施例中，废气再循环(EGR)通道包括低负载废气再循环(EGR)通道21和高负载废气再循环通道22，低负载废气再循环(EGR)通道21的一端与废气集管23相连，其另一端形成支路，并与分立进气通道11相连。另一方面，高负载废气再循环(EGR)通道22的一端与催化剂转换器25下游的排气通道26相连，另一端与增压器17上游的公用进气通道13相连。高负载废气再循环(EGR)通道22备有碳俘获器27、废气再循环冷却器28和高负载废气再循环阀29。
当废气经高负载废气再循环通道22再次循环时，即当废气再循环经高负载废气再循环通道22实现时，再循环(EGR)的气体从废气通道的较下游侧经较长通道进入燃烧室，再由废气再循环冷却器进行充分地冷却。
如图1所示，内燃机的控制装置(ECU)30的结构是这样安排的，控制装置根据进气量或其它因素并响应空气流量计15、发动机转速Na的传感器31、显示节流阀开口角的传感器32等发出的信号来控制从喷射器9喷入燃烧室的燃料量。进一步说，控制装置根据发动机的转动情况控制点火定时和阀定时转换机构5以及旁路控制阀20和废气再循环阀24与29。值得注意的是，要喷射的燃料量受氧(O2)传感器33的输出反馈控制的影响，以便使空气燃料比在一个较宽的(包括增压区域)范围内为理想值。进一步说，空气燃料比可控制在自A/F＝12-13到接近总负载的高负载下仍能增加功率所需要的空气燃料比这样的范围内。
如图3所示，阀定时转换机构5设计成能使阀定时在第一阀定时IV1和第二阀定时IV2之间变化，第一阀定时是打开和关闭进气阀的定时调整到相对提前点火端，显然第二阀定时是从第一阀定时IV1调整到相对延迟点火端。因此阀定时转换机构5可改变重叠量(O/L)，即进气阀打开期限与排气阀(EV)关闭期限相重叠时期，进一步说该阀定时转换机构5还能改变关闭进气阀的定时(IC)。依靠控制装置30根据转动情况控制进气阀打开和关闭的定时，例如，低负载端调到第一定时IV1和高负载端调到第二定时IV2。
对旁路控制阀20进行控制，使该阀在低负载端打开，在高负载端关闭。在控制废气再循环过程中，控制废气再循环24和29，使这两个阀在怠速区域关闭。另一方面，对低负载废气再循环阀24控制，使该阀在除怠速区外仅在低负载区域打开，并对高负载废气再循环阀29进行控制，使该阀在高负载压域打开。
根据本发明，增压式发动机的气缸内径尺寸13规定为70mm或小于70mm，其最佳值是50mm≤B≤70mm。
在高负载时，增压器排气侧的压力(p)与大气压力(po)之压力比(γ)，即γ＝p/po与发动机的几何压缩比ε以及气缸内径尺寸(B)之间的关系规定为满足下列方程(1);
γ≥-0.29ε+6.0-0.022B (1)其中，气缸内径尺寸(B)用mm表示。
在调整中，为了满足方程(1)，根据充气效率ηc和依据压力比γ而得到的发动机几何压缩ε控制点火定时，使其延迟到能够避免爆震的范围内。
根据本发明实施例所提供的系统能够提高充气效率和发动机的扭矩，并且通过将气缸内径尺寸B做得较小使充气效率和扭矩达到几乎是最大值，这样有利于消除爆震，而通过调整点火定时实现了无爆震，在确保可靠性和避免进气阻力急骤增加的范围内获得满意的效果。
这些作用将参照图4-12所示的数据进行详述。
为了改善抗爆震能力，在带有增压器的内燃机中，希望将气缸内径做得尽可能的小，以便消除爆震。这一步还希望尽可能地将气缸内径做小以便减少曲轴轴承所受的载荷。但是，另一方面，通过将气缸内径尺寸做得比较小而活塞冲程还要加大以设法保证所需的位移量时，需要考虑由于活塞超速而引起的可靠性极限和进气阻力快速增加而引起进气阀压缩的限制。
首先，考虑活塞速度比较快时可能引起的可靠性的极限。
活塞速度Um(mm/s)的平均值可以由下列方程(2)来定义;
Um＝(N/30)×S (2)其中N是发动机的转速，用转/分表示;S是活塞冲程，用mm表示。
一般以为，活塞速度平均值Um的极限通常取20m/s(Um＝2.0×104mm/s)。这样，将该极限值代入上述方程(2)，根据发动机的转速可以给出活塞的冲程。另外，相应气缸内径尺寸B的单腔容积可以根据活塞冲程计算。图5中单点划线表示单腔容积，其中给出了Um＝2.0×104mm/s，当发动机的转速用1，000转/分表示时，图中给出了发动机转速以4，000转/分至8，000转/分所对应的气径内径尺寸。
接着，考虑进气阻力快速增加时所引起的限制。
通常可以理解，当进气阀马赫数Mi的平均值取Mi＝0.5时，进气阻力快速增加，由此使容积效率快速减少。
进气马赫数的平均值Mi可由下列方程(3)来确定;
Mj=Vh×(ηv/100)a×Fim(θIL-θIO)6N---(3)]]>其中，Vh是单腔的容积，用立方厘米(cc)表示;
ηv积效率，用%表示;
a是声速，用cm/s表示;
QIC是关闭进气阀的定时;
QIO是打开进气阀的定时;
N是发动机的转速，用转/分表示;
Fim是进气阀的平均开口面积，用cm2表示。
进气阀开口面积的平均值Fim可用下列方程表示Fim＝Fia/(θIC-θIO)其中，Fia是进气阀有效角面积。
而进气阀的有效角面积Fia可由下列方程表示
其中，Fi是进气阀的开口面积;
Fi(θ)是曲柄角为θ时进气阀的开口面积;
μi是流量系数。
在此，值得注意的是，流量系数μi是指空气实际流动所通过的面积与最小空气通道气流的面积之比，在此，假设空气流量相同，压力相同，并且流量系数较小而阀的升程较大。流量μi(θ)是曲柄角为θ处的流量。进一步，由下列方程确定其值。
通常，该值近似为0.9。
其它一些条件可由下文所描述的方式来确定。
(1)当确定每个气缸设有两个进气阀和两个排气阀，并且进气阀的面积与排气阀的面积相同时，进气阀与排气阀颈部截面的面积之比是1.5。
(2)容积效率是100%。
(3)燃烧室是棚型(Penthouse)的。
(4)进气阀阀座之间的距离是2.5mm或更大一些。
(5)进气阀阀座和排气阀阀座之间的距离是3.5mm或更大一些。
(6)排气阀阀座之间的距离是4.0mm或更大一些。
(7)进气阀座和火花塞之间的距离是2.5mm或更大一些。
(8)排气阀阀座和火花塞之间的距离是3.5mm或更大一些。
(9)阀之间的角度是30°。
(10)柱塞直径是14mm。
(11)杆的直径是6mm。
(12)颈部截面直径由阀座的直径减去5mm来计算。
(13)阀的升程长度是8.5mm。
(14)阀打开的定时约为256度曲轴转角。
当用上文给定的方式确定这些条件时，进气阀的有效角面积Fia与气缸内径尺寸的关系如图4所示。进一步，平均马赫数Mi由单腔容积、气缸内径尺寸和发动机的转速来确定。图5中的实线表示相对于气缸内径尺寸而得到的单腔容积，此时，给出的平均马赫数Mi＝0.5，发动机转速每1，000转/分的取值范围是4，000转/分～8，000转/分。
发动机的第一转速即确定活塞速度的平均值Um＝2.0x104mm/s的转速用符号Na表示，而发动机的第二转速，即确定平均马赫数Mi＝0.5的转速用符号Nb表示，并且第一转速Na大于第二转速Nb(Na≥Nb)时，气缸内径尺寸做成能使进入的空气足够的多，以致超过了可靠性极限的高速侧对应的缸径。因此，这样确定的气缸内径尺寸违背了将气缸内径尺寸做得很小的需要。另一方面，当Na-Nb≥2000转/分时，该转速所产生的最大功率(转速接近Nb)与可靠性的极限相比较会变得很小，这样所确定的尺寸在发动机性能方面不是最佳值。从发动机性能观点看，希望将能够产生最大功率的发动机转速确定为5000转/分或更高一些。而从可靠性的极限观点看，其最佳转速应确定为8000转/分或更小一些。
从前述可以看出，发动机转速的取值范围可由Na≥Nb、Na-Nb≤2000转/分、Nb≥5000转/分以及Na≤8000转/分来确定，即图5中的阴影区，这个区域的值既能满足将气缸内径尺寸做小的要求又能满足获得发动机性能的需要。换名话说，所确定的气缸内径尺寸B最好是50mm≤B≤70mm，最佳值应是51mm≤B≤67mm;所确定的单腔容积最好是150cc～400cc;活塞冲程S与气缸内径尺寸B之比最好是S/B≥1。
图6示出了充气效率ηc相对于从MBT(最佳扭矩的最小点火提前量)延迟的点火定时程度△Ig以及作为参数的几何压缩比ε而变化的关系。在图6中，线A1、A2、A3和A4表示了几何压缩比分别为6、7、8和9的情形。点火定时的延迟程度△Ig的值调节成根据充气效率ηc不会引起爆震的值。图6所示的数据是在气缸内径尺寸定为63mm的情况下给出的。MBT是在充气效率不会引起爆震的情况下扭矩最大时的点火定时。
从图6所示的数据可明显地看出，在发动机的几何压缩比ε比较高时或在充气效率ηc比较高时更会产生爆震。因此，为了在MBT处不产生爆震，需要在几何压缩比ε比较高时降低充气效率ηc，例如，当几何压缩比ε定的升高ε＝1.0时，就需将充气效率大约减少28%。另一方面，当将几何压缩比ε定为常数时，并当充气效率ηc比较高时，为了消除爆震，需要将火点定时的延迟度△Ig定的比较大，并且与充气效率成比例。进一步，当充气效率ηc为常数，而几何压缩比ε比较高时，为了抑制爆震的产生，需要将点火定时的延迟度△Ig做的比较大，并且与几何压缩比成比例。因此，几何压缩比ε、充气效率ηc和点火定时的延迟度△Ig之间的关系确定了图6所示的特性曲线。
图7示出了扭矩相对于从MBT开始的点火定时延迟程度△Ig的减少率的关系。扭矩的减少率随着点火定时度变大而按照该曲线所示的方式增加。
图8示出了充气效率ηc和几何压缩比ε相对于从MBT开始的点火定时延迟程度变化的关系。在图8中，实线A2、A3和A4分别表示几何压缩比为7、8及9的情形，而虚线B2、B3和B4表示充气效率ηc真正提高的部分。这些是考虑了扭矩的减少而由点火定时延迟而获得的。当假定图8所示每个压缩条件下点火定时延迟由充气效率所获得的扭矩提高可以在将点火定时保持在MBT下通过增加充气量来获得时，充气效率ηc真正的提高与发动机的扭矩增加是一致的，并用这部分真正提高量来表示。
如图8所示，当充气效率在点火定时延迟的同时提高时，从由充气效率ηc提高所增加的扭矩量减去点火定时延迟所减少的扭矩量来计称充气效率的提高量，充气效率ηc(如图中实线A2、A3和A4所示)是随着扭矩的实际变化(如图中虚线B2、B3和B4)而变化。进一步，值得注意的是，当点火定时延迟量变得比较大并大到某种程度时，扭矩会变得最大，但既使点火定时的延迟度增加到大于其最大极限，充气效率也会增加而扭矩却会降低。因此，为了通过提高充气效率ηc来增加扭矩同时避免爆震，也就是说，避免通过延迟点火定时而使充气效率ηc变大时可能产生的爆震，最好通过图中的虚线B2、B3和B4所描述的特性曲线在最大值附近选取扭矩值。在这种情况下，最好这样选择扭矩，使得所获得的充气效率在2%的范围内或从最大值到2%之内的范围内。在图8中，每个点C2、C3和C4表示在点火定时延迟时，从能够获得最大扭矩的值开始，充气效率每提高2%的点。实线C是点C2、C3和C4的连线。
在图9中，线E表示在点火定时延迟时，并在充气效率ηc从低于能够获得最大扭矩的值开始提高2%时，根据图8所示的数据所得到的充气效率ηc与压缩比ε的关系。换句话说，线E表示将压缩比ε作为x轴的参数时，图8中线C的特性曲线。另一方面，图9中线D表示当充气效率ηc调节成使点火定时的爆震极限与MBT(对应图6中的点a1、a2和a3)一致时，充气效率ηc与压缩比ε的关系。
比较线D和线E，可明显地看出，在延迟点火定时时，提高充气效率ηc可以增加扭矩。线E的特征可由下列方程(4)表示ηc＝-24×ε+375 (4)该数据是在气缸内径尺寸B确定为63mm时得出的。
但值得注意的是，当气缸内径尺寸B比较小时，能够获得恒定抗爆震性能的充气效率ηc较高。不过，本发明的实验确定了将气缸内径B减少4mm时，充气效率ηc可以提高7%。考虑到这一结果，方程(4)可转换成下列方程(5)
ηc＝-24×ε+375-7/4(B-63) (5)另一方面，充气效率ηc与增压器的压力比γ＝P/Po，即增压器排气侧的压力(P)与大气压力Po之比)之间的关系由下列方程(6)表示，其中，环境温度定为To＝300°K，增压的空气温度Tb定为Tb＝333°K(60℃)(几乎由中间冷却器调节成常数)，容积效率ηv是0.9×100%ηc＝ηv×(To/Tb)×γ＝90×(300/333)×γ＝81γ (6)该方程可由图10来表示。
另一方面，用方程(b)代替方程(5)，方程(5)可以变成下列方程(7)γ＝-0.296×ε+6.0-0.022B (7)当气缸内径尺寸B确定为B＝63mm时，该方程由图11中的实线G表示。在此，值得注意的是，可以通过方程(7)所给出的上述线获得最大扭矩的近似值。
因此，由方程(1)所确定的关系可以给出其近似值。通过确定这些条件，可以满足这一关系，在通过延迟点火定时而确保抗爆震性能时可以获得接近最大值的扭矩。
在图3所示的阀操作特性曲线中，当关闭进气阀的定时IC确定为延迟到曲柄角为60°或在BDC(发动机的下死点)更后的时候，可以利用减少有效压缩率和抑制由于压缩功而引起的排气温度的升高来提高抗爆震能力。进一步，当重叠时期O/L，即进气阀和排气阀都打开的时期确定在曲柄角为20°或大于20°的位置处时，可以利用提高扫气能力和减少废气剩余量来提高抗爆震能力。曲柄角，例如20°和60°是指当阀升程为1mm时，打开或关闭阀时所经过的平均曲柄角。
在此，值得注意的是，至少在低转速和高负载区域，当用上文所描述的方式通过延迟关闭进气阀的定时或通过加大重叠时期来提高抗爆震性能时，并当充气效率ηc提高到扭矩能从低于最大值提高2%的值时，通过延迟点火定时，充气效率ηc与压缩比ε的关系在气缸内径尺寸B为63mm时用图9的线F表示。从图9所示的曲线可明显的看出，线F所表示的充气效率比线E所表示的充气效率大约高出20%。当将气缸内径尺寸B增加到关系式中时，方程(5)可变成下列方程(8)ηc＝-24×ε+395-7/4(B-63) (8)在该方程中，值395是将2%的20(充气效率ηc的提高值)加到方程(5)中的375所获得的值。
当充气效率变成压力比γ时，根据方程(6)可以得出下列方程(9)γ＝-0.296×ε+6.2-0.022B (9)该方程可在气缸内径尺寸B确定为63mm时由图11中的H线表示。
当延迟关闭进气阀或扫气的作用增加时，扭矩可增加到接近最大值，而同时又能通过确定这些条件，使其接近满足下述方程(10)所表示的关系而确保抗爆震的性能γ≥-0.29×ε+6.2-0.022B (10)在图1所示的内燃机中，在高负载时，在高负载废气再循环(EGR)通道22中，将废气再循环的气体进行是够的冷却，通过将这种冷却的EGR气体提供到燃烧室可以提高抗爆震的能力。进一步说，当燃料的辛烷值较高时，抗爆震的能力可以相应提高。
当废气再循环(EGR)率用Re(%)来表示，并当冷却的EGR气体供到燃烧室以及燃料的辛烷值用Ro来表示时，方程(1)可以转化成下列方程式(11)γx(1+Re/100)≥-0.29xε+(a+bxRo)-0.022B+CxRe/100 (11)其中a、b及c为常数(a＝0.09、b＝0.059、c＝0.007。这些数据是根据本发明人的试验得出)。
用相应的数值代替常数a、b和c，用100(大约)代替辛烷值Ro，用0代替EGR率Re，得出方上述方程(1)。
当用Ro＝100代替辛烷值Ro时，方程式(11)可以变成下列方程(12)γx(1+Re/100)≥-0.29xε+6.0-0.022B+0.007Re/100 (12)当用Re＝0代替方程(11)中的EGR率Re，可以得出方程(13)γ≥-0.29xε+0.09+0.059Ro-0.022B (13)考虑到压缩比ε对废气温度的影响，在确定满足方程(1)或(10)或(11)的条件时，由于膨胀比增高的事实，会使废气的温度有降低的趋势，这时压缩比较高，另一方面，当压缩比ε变小时废气温度升高。
然而，在此应注意的是，为了确保抗爆震性能，又因依据压缩比ε和充气效率ηc调整点火定时，废气温度的上升在压缩比ε比较低时通过提前点火定时可以避免。这种作用可参照图6和12加以详述。
图12示出了有关废气温度减少的试验研究数据。这些数据揭示了压缩比ε增加与提前点火定时对废气温度的影响。为了便于对比，图中示出了冷却的EGR气体的供给，浓的空气燃料比，冷却的进给空气及较低的废气压力对废气温度的影响。从图12可明显的看出，当压缩比ε改变1时，废气温度大得变化20℃。另一方面，当点火时改变5度时，废气温度改变约40℃。因此，为了补偿由压缩比ε降低1时所引起的废气温度上升，需要点火定时提前约2.5度。
进一步说，应该注意到，为了保持抗爆震能力与图6所示的水平相同，当压缩比ε上升1时，需要将充气效率减少约28%，或者当点火定时提前1度时，需要将充气效率减少约4%。由此，当压缩比ε降低1时，为了将充气效率ηc与抗爆震能力保持在同一水平，需要点火定时提前约7度。借助于点火定时的这一提前度，可以使废气温度降低，并且这种降低的程度大于由压缩比ε减少所引起的废气温度的上升值。
总的来说，即使压缩比ε降低了，仍能通过调整点火定时来消除废气温度的上升。
根据本发明，尽管Lysholm式(螺杆式)增压器适于足够地增压以确保输出功率，特别是在关闭进气阀延迟时更是如此，但是，本发明并不局限于Lysholm式增压器，其它任何可机械驱动的增压器或涡轮增压器都可用于本发明。
从图5所示的数据可以理解，对每个气缸可设两个或多个进气阀的增压式内燃机来说，将气缸内径尺寸做得比较小，即70mm或更小，可以提高抗爆震的能力。进一步，从图6-11可以看出，当增压器的压力比γ、发动机的几何压缩比ε及气缸内径尺寸B确定成能够满足下列方程所表示的关系时，充气效率可以提高到能够提供接近最大扭矩的值，同时又保证了抗的爆震的能力。该方程如下γ≥-0.29×ε+6.0-0.022B此外，当气缸内径尺寸确定为50mm≤B≤70mm时，将气缸内径尺寸做得比较小可以满足发动机性能的要求。
进一步说，当关闭进气阀的定时确定在曲柄角为60°或BDC(发动机下死点)之后更后的时候，或在进气阀打开与排气阀打的时期相重叠的重叠时期确定在曲柄角为20°或大于20°时，并在增压器的压力比γ、发动机的几何压缩比ε及气缸内径尺寸B确定为满足方程式γ≥-0.29×ε+6.0-0.022B所表示的关系时，抗爆震能力进一步可通过延迟关闭进气阀的定时或延长重叠时期来提高。在这方面，可获得较高的发动机扭矩值。
下文将根据EGR(废气再循环)率Re与几何压缩比ε的关系描述抑制废气温度上升的影响，另外，还根据将气缸内径尺寸做得比较小可以提高抗爆震能力同时又要满足发动机可靠性及发动机性能的需要这一点对抑制废气温度的上升的影响进行描述，根据本发明这方面的增压式发动机的实施例与本发明的第二个目的及图1-5和12-23所描述的内容相对应。
在该实施例中，气缸内径尺寸B确定为50mm到70mm，其最佳值是51mm～67mm，气缸的单腔容积确定为150cc～400cc，活塞冲程S与气缸内径B之比S/B＞1，所确定的这些数值的意义已在前文作了明显的描述。
在高负载以及高速(高转速)时要从高负载EGR通道22供给的EGR气体的EGR率R(%)确定成满足下列方程(14)所描述的发动机几何压缩比ε该EGR率R(%)之间的关系R≥(9-ε)×3 (14)其中，几何压缩比ε确定为9≥ε≥5.5，该值是避免爆震和提高发动机效率方面得出的。
根据本发明这一实施例所提供的系统可以依靠增压提高充气效率，并以此提高了发动机的扭矩，同时保证了抗爆震性能，在这个范围内，又能满足保证可靠性的需要和避免进气阻力快速增加的要求。进一步，该系统以满足上述方程(14)的EGR率R从高负载EGR通道22中提供冷却得很好的EGR气体，借此可以抑制高速及高负载时废气温度的上升。
进一步说，将参照图12和13描述抑制废气温度上升的影响。
图13示出了依靠将抗爆震能力保持在恒定水平所获得的充气效率的提高部分(与抗爆震性能的提高部分相一致)。该数据是根据试验得出的。从图13可明显地看出，当气缸内径尺寸做的比较小时，通过提高抗爆震性能可以提高充气效率。
图12示出了废气温度减少的试验数据。如图12所示，当供给冷却的EGR气体时，并在EGR率R增加10%时废气温度可降低约60℃。这种降低的影响大于因浓的空气燃料比而产生的影响。
另外，当压缩比ε提高△ε＝1时，废气温度将降低约20℃。相反，当压缩比ε降低△ε21时，废气温度将升高20℃。此外，为了将废气温度降低约20℃，需要将废气再循环率R(EGR率)增加3%( 20/6)。进一步说，当压缩比ε约提高9时，即使EGR率R确定为零(0)，也能避免废气温度的上升。
根据压缩比ε确定EGR(废气再循环)率R，使其满足方程(14)所描述的关系，借此，可有效地抑制废气温度的上升，即使压缩比ε较低时也是如此。进一步说，根据本发明所提供的系统不需要使用浓空气燃料比，由此，大大地节省了燃料。
权利要求
1.一种往复活塞式增压内燃机。包括一个设置在进气通道中的增压器，其中，在高负载时，增压器排气侧的压力(P)与大气压力(Po)的压力比(γ=P/Po)与发动机几何压缩比和气缸内径(B)之间的关系满足下列方程γ≥-0.29ε+6.0-0.022B其中气缸内径R寸(B)用mm表示。
2.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，所述气缸内径尺寸是70mm，或小于70mm。
3.根据权利要求2所述的增压内燃机，其特征是，所述气缸内径尺寸是50mm，或大于50mm。
4.根据权利要求2所述的增压内燃机。其特征是，一个气缸的工作容量即单腔容积是400cc或小于400cc。
5.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，活塞速度Um为Um＝2.0×10，000mm/s时的发动机转速Na等于或大于进气马赫数平均值Mi为Mi＝0.5时的发动机转速Nb。
6.根据权利要求2所述的增压内燃机，其特征是，活塞冲程S与所述气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1。
7.根据权利要求4所述的增压内燃机，其特征是，活塞冲程S与所述气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1。
8.根据权利要求5所述的增压内燃机，其特征是，活塞冲塞S与所述气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1。
9.根据权利要求4所述的增压内燃机，其特征是，活塞速度Um为Um＝2.0×10，000mm/s时的发动机转速Na确定为Na≤8000转/分。
10.根据权利要求5所述的增压内燃机，其特征是，活塞速度Um为Um＝2.0×10，000mm/s时的发动机转速Na确定为Na≤8000转/分。
11.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是所述的气缸内径尺寸B确定为50mm≤B≤70mm;当活塞速度Um为Um＝2.0×10，000mm/s时的发动机转速用Na表示，进气马赫数的平均值Mi为Mi＝0.5时的发动机转速用Nb表示时，Na和Nb确定为满足下列关系式Na≥Nb;Na-Nb≤2，000转/分;Nb≥5000转/分;Na≤8000转/分;活塞冲程s与所述气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1;以及一个气缸的工作容量即单腔容积确定为150cc～400cc。
12.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，每个气缸上设有两个或多个进气阀。
13.根据权利要求12所述的增压内燃机，其特征是，设置在每个气缸上的进气阀数目为两个。
14.根据权利要求12所述的增压内燃机，其特征是，设置在每个气缸上的排气阀的数目是两个。
15.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，进气阀打开时期与排气阀打开时期相重叠的重叠时期确定在曲柄角是20°或大于20°;并满足下列方程γ≥0.29ε+6.0-0.022B
16.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，关闭进气阀定时延迟到曲柄角为60°或发动机下死点之后更后时;并满足下列方程式γ≥-0.29ε+6.0-0.022B。
17.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，还包括将废气至少在高负载时再循环入气缸燃烧室中的EGR装置其中，用EGR装置将废气再循环的EGR(废气再循环)率用Re(%)表示，并满足下列方程γx(1+Re/100)≥-0.29xε+6.0-0.022B+0.007Re/100.
18.根据权利要求17所述的增压内燃机，其特征是，燃料的辛烷值用Ro表示，并满足下列方程γx(1+Re/100)≥-0.29xε+(0.09+0.059Ro)-0.022B+0.007Re/100
19.根据权利要求17所述的增压内燃机，其特征是，包括一个在高负载时将再循环入燃烧室的废气进行冷却的冷却装置。
20.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，还包括至少在高负载时将废气再循环入气缸中的燃烧室的EGR装置;其中，用EGR装置将废气再循环的EGR率用Re(%)表示，并满足下列方程Re≥(9-ε)×3
21.根据权利要求20所述的增压内燃机，其特征是;几何压缩比ε确定为5.5～9.0。
22.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征是，还包括改变打开和关闭进气阀定时的阀定时转换机构进气阀打开时期与排气阀打开时期相重叠的重叠时期是由所述的阀定时转换机构来改变的，将其确定在曲柄角在20°，或者在高负载时大于20°，并使该重叠时期在低负载时小于在高负载时的曲柄角;并满足下列方程γ≥-0.29ε+6.2-0.022B
23.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征在于，还包括改变打开和关闭进气阀定时的阀定时转换机构;其中，利用所述的阀定时转换机构延迟关闭所述进气阀的定时，使其满足在高负载时在BDC之后大于60°的位置，并使其满足低负载时的定时小于高负载时的定时;并满足下列方程式γ≥-0.29ε+6.2-0.022B
24.根据权利要求1所述的增压内燃机，其特征在于，还包括改变打开和关闭进气阀定时的阀定时转换机构;其中，由阀定时转换机构改变进气阀打开时期与排气阀打开时期相重叠的重叠时期，并在高负载时将其确定在曲柄角为20°或大于20°，并使其满足低负载时的重叠期小于高负载时的重叠期;由所述的阀定时转换机构延迟关闭所述进气阀的定时，将其确定为高负载时在BDC之后大于60°，并满足低负载时的定时小于高负载时的定时;并满足下列方程γ≥-0.29ε+6.2-0.022B
25.一种往复活塞式增压内燃机，包括一个设置在进气通道中的增压器，一个至少在高负载时将废气再循环到发动机气缸燃烧室中的EGR装置;其中所述气缸内径尺寸确定为70mm或小于70mm;以及发动机的几何压缩比ε与EGR率Re(%)之间的关系应满足下列方程Re≥(9-ε)×3其中Re指由所述EGR装置再循环废气的EGR率。
26.根据权利要求25所述的增压发动机，其特征是，给出活塞速度Um＝2.0×10，000mm/s的发动机转速Na确定为Na≤8000转/分。
27.一种具有一个设置在进气通道中的增压器的往复活塞式增压内燃机，包括一个至少在高负载时将废气再循环到发动机气缸中燃烧室的EGR装置其中，给出活塞速度Um＝2.0×10，000mm/s的发动机转速Na确定成等于或大于进气马赫数的平均值Mi＝0.5时要达到的发动机转速Nb;以及发动机的几何压缩比ε与EGR装置再循环废气的EGR率Re(%)之间的关系满足下列方程Re≥(9-ε)×3
28.根据权利要求25或27所述的增压内燃机，其特征是，活塞冲程S与气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1。
29.根据权利要求27所述的增压内燃机，其特征是，所述发动机的转速Na确定为8000转/分或小于8000转/分。
30.一种往复活塞式增压内燃机，包括一个设置在进气通道中的增压器，一个至少在高负载时将废气再循环到发动机气缸中的燃烧室的EGR装置;其中，一个气缸的工作容量即单腔容积确定为400cc或小于400cc;其中，活塞冲程S与气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1;以及其中，发动机的几何压缩比ε和由EGR装置再循环废气的EGR率Re(%)之间的关系满足下列方程Re≥(9-ε)×3
31.一种往复活塞式增压内燃机，包括一个设置在进气通道中的增压器，其中在高负载时增压器排气侧的压力(P)与大气压力(Po)之比γ与发动机的几何压缩比ε及气缸内径尺寸B(mm)和燃料的辛烷值Ro之间的关系满足下列方程γ≥-0.29ε+0.09+0.059Ro-0.022B
32.根据权利要求31所述的增压内燃机，其特征是，还包括一个至少在高负载时将废气再循环到发动机气缸中的燃烧室的EGR装置;其中，用所述EGR装置再循环废气的EGR率由Re(%)表示时，满足下列方程式γx(1+Re/100)≥-0.29xε+(0.09+0.059Ro)-0.022B+0.007Re/100
33.根据权利要求26所述的增压内燃机，其特征是，活塞速度Um为Um＝2.0×10，000mm/s时的发动机转速用Na表示，进气马赫数平均值Mi为Mi＝0.5的发动机转速用Nb表示，Na和Nb确定为满足下述关系式Na≥Nb;Na-Nb≤2000转/分;Nb＞5000转/分。
34.根据权利要求33所述的增压内燃机，其特征是一个气缸的工作容量即单腔容积确定为150cc～400cc;以及活塞冲程S与所述气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1。
35.根据权利要求29所述的增压内燃机，其特征是，Na-Nb≤2000转/分，Nb≥5000转/分。
36.根据权利要求25或27所述的增压内燃机，其特征是，一个气缸的工作容量即单腔容积确定为400cc或小于400cc。
37.根据权利要求28所述的增压内燃机，其特征在于一个气缸的工作容量即单腔容积确定为150cc～400cc;活塞冲程S与所述气缸内径尺寸B之比确定为S/B＞1。
38.根据权利要求31所述的增压内燃机，其特征是，所述气缸内径尺寸确定为70mm或小于70mm。
全文摘要
一种往复活塞式带增压器的内燃机，具有设置在进气通道中的增压器，其中，在高负载时增压器排气侧压力(P)与大气压力(Pγ＝-0.29ε+6.0-0.022B其中，气缸内径尺寸B用mm表示。
文档编号F02M25/07GK1094789SQ9410277
公开日1994年11月9日 申请日期1994年2月3日 优先权日1993年2月3日
发明者人见光夫, 山谦二, 益田俊治 申请人:马自达汽车株式会社