CN101443535B

CN101443535B - 改进型引擎

Info

Publication number: CN101443535B
Application number: CN2007800131843A
Authority: CN
Inventors: 托马斯·C·罗宾逊
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2006-05-27
Filing date: 2007-05-24
Publication date: 2012-06-13
Anticipated expiration: 2027-05-24
Also published as: EP2032819B1; WO2007140283A2; WO2007140283A3; CN101443535A; EP2032819A4; US7942117B2; JP2009539030A; EP2032819A2; US20080006032A1

Abstract

一种引擎包含经由曲轴耦合到膨胀机活塞和气缸组合的两个或两个以上串联连接的空气压缩机。中间冷却器装置放置在所述空气压缩机之间。来自所述压缩机的压缩空气在其通过进口阀被引入到所述膨胀机气缸内之前流过热交换器，在所述热交换器处膨胀机排放气体可对所述压缩空气进行加热。在所述进口阀附近燃料与所述压缩空气以适合允许燃烧的量混合。辅助压缩机允许有选择地将额外的压缩空气引入到所述热交换器中。

Description

改进型引擎

相关申请交叉参考案

本发明涉及对首先在美国专利第4,476,821号(“821专利”)中描述的引擎的改进，所述专利以引用的方式并入本文中且是以引用的方式并入本文的临时专利申请案60/808,640的部分接续申请案。

技术领域

背景技术

‘821专利描述包含经由曲轴耦合到动力活塞和动力气缸组合的空气压缩机活塞和气缸组合的引擎。来自压缩机气缸的压缩空气在其通过进口阀被引入到动力气缸之前流动通过热交换器。在动力活塞向下冲程期间，压缩空气流动到动力气缸中。燃料与压缩空气以适合允许燃烧的量在进口阀与活塞之间混合。在动力活塞的吸气冲程期间，进口阀关闭且出口阀打开以通过热交换器排泄动力气缸中的燃烧产物来向压缩空气释放排放热量。

发明内容

本发明包括对‘821中描述的引擎概念的一系列改进和改善，此导致引擎性能和效率的该进。

模块式引擎以经修改的布雷顿(Brayton)循环来运转，所述布雷顿循环是热力循环，其中在一个装置中发生空气压缩；将燃料添加到所述压缩空气且发生燃烧；及燃烧气体在单独的膨胀机装置中膨胀以产生动力。所述膨胀机动力输出部分地用于运转所述压缩机。所述峰值压缩机、燃烧和膨胀机压力基本相同。

特定来说，本发明涵盖使用具有用于冷却压缩机部件的配置的多于一个压缩机级和在所述压缩机级之间选择使用中间冷却器以减少压缩机动力输入。额外的改善允许系统的具有间歇流动的那些组件与需要更稳定状态流动的那些组件进行整合。

此模块式引擎的目的包含提供比当前相同动力输出的汽油(火花点火)或柴油(压缩点火)引擎大致高的热效率，导致低的燃料消耗。所述经修改的布雷顿循环提供允许所述模块式引擎实现所述高效率的热力特征和优点。

与当前引擎相比的其他目的是减少的污染物和二氧化碳排放；能够使用所有可用的液体或气体燃料；减少的或类似的大小、重量、寿命和可靠性；及类似的可制造性和成本。

使用活塞膨胀机模块和至少一个活塞压缩机级(但至少两个压缩级)对此经修改布雷顿循环的热力分析揭示实现高理想(无损)效率和高实际(具有可计算的损失)效率的某些替代运转模式。

以其最简单的形式，所述模块式引擎不使用同流换热器且可使用或可不使用压缩机中间冷却器。其以高压缩机出口压力运转，或许在600到3000psi的范围内，类似于涡轮增压式或增压式引擎。此引擎提供约70％的理想热效率和约55％的所估计实际效率。此与当前汽油引擎的约25％到30％实际效率和轻型车辆中所用当前柴油引擎的约35％到40％的实际效率相匹敌。当使用同流换热器或中间冷却器时，处于较高压力的运转导致降低的效率效益。

然而，在所述压缩机级之间使用同流换热器和至少一个中间冷却器产生性能优点。其以适中压缩机出口压力运转，或许在300到1500psi的范围内。此模块式引擎的理想效率约为80％，且所估计实际效率约为60％。同流换热器加上较低压缩机出口压力导致每额定引擎动力的略高重量和大小，及略高的成本和复杂性，但实现较低燃料消耗和二氧化碳排放。

本发明还涵盖用于修改引擎的动力输出的各种构件，包含阀门定时的具体变更和辅助压缩机的使用。

附图说明

图1是显示引擎重要组件的方框图。

图2是显示压缩机模块的组件的方框图。

图3显示每一压缩机级的压缩机压力-容积图。

图4显示基于曲轴角度的替代压缩机阀门定时。

图5显示具有进口和出口提动阀的压缩机级的表示。

图6A-C显示系统中用于运转阀门的双凸轮、可变阀门定时设计。

图7显示系统中用于运转阀门的替代三维凸轮、可变阀门定时设计。

图8显示膨胀机模块的示意图表示。

图9A显示其中运转为“推动以关闭”的膨胀机的进口阀、管道和气缸的细节。

图9B显示管道的细节。

图10显示其中运转为“推动以打开”的膨胀机进口阀设计。

图11A-F显示处于循环中不同点的膨胀机的表示。

图12显示替代的膨胀机空气和燃料进口设计。

图13显示膨胀机的热隔绝细节。

图14显示膨胀机的压力-容积图。

图15显示当循环包含延长的燃烧时膨胀机的替代压力-容积图。

图16显示膨胀机压力和容积图。

图17显示膨胀机阀门定时。

图18显示用于活塞压缩机和膨胀机阀门的密封的阀门杆设计。

图19是辅助压缩机模块的示意图。

具体实施方式

参照图1，适合驱动轴194的引擎包括至少两个单独且功能独立的模块，其每一者经最优化以执行其特定任务：压缩机模块100和膨胀机模块150。另外，所述系统可包含辅助压缩机模块190。通过将引擎气缸分成空气压缩和气体膨胀模块，可最优化所述模块以达成更高的效率且热排放气体可用于加热与燃料混合之前的压缩空气，因此减小燃烧后达到既定气体温度所需的燃料量。

压缩机模块

参照图1和2，压缩机模块100优选地包括两个或两个以上压缩机级102、111。原则上，可使用任何数目的压缩机级；理想的数目是由压力降和摩擦损失、总循环效率与机械复杂性之间的平衡来确定的。可针对最小复杂性使用两个级(如所示)，同时可针对更高的输出空气压力和相关联的更高效率来使用三个级。至少一个压缩级102、111具有活塞-气缸压缩机或并行运转的多个活塞-气缸压缩机。所述装置可具有常规的两冲程运转，所述两冲程运转具有以进口压力用空气部分地或全部地填充气缸的进气冲程和排除经压缩空气的排气冲程。在并行运转中，每一气缸以相同的进口空气源压力和相同的输出压力运转。组合来自每一气缸的输出质量流。可定相并行活塞-气缸压缩机以吸入并输送更连续、较少波动的组合流动速率。所述两个并行压缩机的相位可相差180°，其中一个气缸正吸入空气而另一个正压缩并输送出空气。可以0°、120°和240°来定相三个压缩机且可以0°、90°和180°及270°定相四个压缩机。具有空气进口101、110和出口104、112提动阀的往复式活塞-气缸装置具有独立可变的、受控制的阀门定时。

另外地，初步压缩机级119可利用轴向或径向桨叶式或叶片式压缩机或风扇。此风扇或叶片式或桨叶式压缩机还可以是涡轮动力的且通过利用膨胀机150排放气体能量的一个或一个以上涡轮机120经由轴123驱动，其中排放气体进入121涡轮机120且然后排出122到大气。周围的空气可直接或先通过初步压缩机级119和下文描述的可选择中间冷却器113进入压缩机级102。空气通过进口101进入压缩机级102且通过出口104以更高的压力被排除。压缩空气流动通过下文所述的可选择中间冷却器105且通过进口阀110进入第二空气压缩机级111，其中所述压缩空气得到进一步压缩且通过出口112被排除到膨胀机模块150。

每一压缩机级102、111均可由常规润滑剂、周围的空气流108、109和穿过压缩机结构的冷却剂175流的组合来冷却。优选地，冷却剂175流穿过常规地可由金属制成的热交换器103，其中所述冷却剂175流被周围空气流108、109或以其它适合方式被冷却。尽管为简化起见，在图2中显示了冷却两个压缩机级的具有单一流的一个热交换器，但是应理解可以使用具有单独流的两个热交换器或针对单一热交换器每一压缩机可具有单独的流。通过冷却活塞表面、气缸缸盖和气缸壁处的空气，可使空气压缩更接近于等温过程，且更接近于周围的空气温度，从而降低压缩机做功且因此增加总的引擎效率。

为了冷却压缩空气和通过减少进一步压缩所述空气需要的能量来产生引擎效率的相关联改进，可在压缩机级102、111之间采用中间冷却器113、105。如果包含多于两个压缩机级，那么可在压缩机级的每一者之间使用中间冷却器。中间冷却器113、105可以是冷却压缩空气的任何装置，还可以是用周围空气流106、107来冷却压缩空气的常规金属热交换器113、105。另一选择是，可使用水或其他液体冷却剂用于冷却，尤其是在引擎用于固定应用时。

引擎在内在循环的活塞-气缸装置-压缩机级102、111-与平稳流动装置-中间冷却器105、113以及下文更详细地描述的膨胀机模块150中的同流换热器之间具有互连。在所述互连处的相当大压力变化可导致动力损失和效率低下。为了使系统中压缩空气的循环压力变化最小化，在中间冷却器105、113中或在不使用中间冷却器时在连接管道中应存在充分的空气体积。另外地，此引擎可在所述互连处使用针对所添加的体积的累积器或储蓄器178以将压力变化减少到可接受的水平。此外，优选地最优化压缩机102、111的定相以使得在到平稳流动装置的输入处的空气体积增加几乎与输出处的体积减少同时发生。

图3中显示容积式、往复式活塞-气缸装置的压缩机循环。在点310或320处压缩机级开始吸入空气。进口阀101、110打开且活塞朝向下止点移动，在330处到达下止点。从点330、331到340、341发生可逆、绝热、等熵压缩，从而在出口阀104、112处产生所需压力，在点340、341处所述出口阀104、112打开且在点350处当活塞到达上止点时关闭。从点350到320发生余隙容积或死区中压缩空气的完全等熵膨胀(即，进口阀在点320处打开)。另一选择是，从点350到370到310发生不完全等熵膨胀(即，在点370处打开进口阀)。

图4显示两个循环之间的阀门定时差。400中所示的定时与从点330到340的压力-容积路径相关联，而401中所示的定时与从点331到341的路径相关联。应注意对于两个循环，出口阀在点450(在或接近上止点)处关闭。出口阀也可仿佛其是被动止回阀门一样被控制以在当气缸中的压力等于下游压力时打开。被驱动的提动阀将实现定时控制同时也最小化阀门压力降，所述阀门压力降将允许处于高压缩机速度的有效压缩机运转。

进口阀定时控制被压缩的空气体积，其中当进口阀在下止点或点330、430处关闭时被压缩的空气体积最大。然而，还可将进口阀关闭延迟到活塞在下止点与上止点之间时的点331、431。应注意从440到441存在相应的出口阀打开定时变化。压缩功降低，如由图3中压力-容积图的路径330到340与331到341之间的区域减少所示；然而，当空气从点310或320到330进入压缩机气缸且然后从点330到331离开气缸返回进口时，可通过使用较大打开阀门流动区域来使进口阀压力降小到可忽略不计以维持较高压缩机效率。通过因此依靠进口阀定时改变每一循环所压缩空气的体积、质量和压力，可控制引擎的总动力输出。

提动阀设计和致动

图5中显示活塞压缩机的进口500和出口501提动阀和其他特征。此设计优选地使用具有当活塞505在上止点处，活塞面509与气缸缸盖510最近时的最小可能距离tc 502和间隙容积Vc 503的平坦活塞面和平坦气缸缸盖。保持较低的间隙容积503以最小化压缩机做功。

图6-7中显示用于压缩机进口阀和用于活塞压缩机和膨胀机出口阀的可能凸轮驱动机制。在气缸630中，每一提动阀600具有圆的提动头601，所述圆的提动头601具有锥形或有角度的圆形外侧密封表面602，所述密封表面602与有角度的阀门座603配对以在当阀门关闭时提供气密密封。可在提动阀杆1803上使用阀门油封1800，在下文结合图18对其进行进一步描述。

每一阀门由阀门弹簧605夹紧，且通过摇臂606推动阀门杆607的端部或另一选择为阀门杆上的头来打开。摇臂606由安装在凸轮轴612上的一个或一个以上凸轮610、611来移动，所述凸轮轴612以与活塞曲轴相同的速度旋转。摇臂606经由凸轮滚子从动件620和枢轴621以操作方式连接到凸轮610、611。可通过相对于另一凸轮旋转一个凸轮以增加或降低两个凸轮轮廓的重叠来改变阀门定时。一个凸轮610固定到凸轮轴上且另一个凸轮611通过轴向移动与凸轮轴612上有角度的或螺旋状的花键616配对的套筒615来相对于所述固定凸轮旋转。附接到旋转凸轮611的导向销617在套筒615的孔中滑动且推动凸轮(不在轴线上移动)相对于所述固定凸轮610旋转。

作为以上阀门设计的替代，图7显示一种包括可在凸轮轴705上轴向移动的三维凸轮700的设计，包含轴向花键706，但不相对于其旋转。凸轮轮廓根据凸轮相对于摇臂711上的凸轮滚子从动件710的轴向位置提供阀门定时变化。

优选地，使用共用曲轴或通过使用直接或间接地耦合在一起(例如通过齿轮或通过滚轮和皮带系统，或通过使用电机)的单独曲轴199通过膨胀机模块150(下文进行进一步描述)来驱动压缩机级。

膨胀机模块

参照图1、8、9和10，膨胀机模块可包括一个或一个以上两冲程、往复式活塞-气缸膨胀机816，其具有空气进口814和排气817阀(优选地，上述的提动阀)，所述阀门具有独立的、可变的、受控制的打开和关闭定时，其在下文将进行详细地描述。

进口阀814控制空气到膨胀机管道910和气缸916中的流动，因为其接通或阻断压缩空气的流动。阀门只是打开和关闭；其不控制流动速率，而所述流动速率是由活塞1115的速度来控制。下文将对阀门定时进行进一步详细地描述。

通过由凸轮1017或曲轴驱动的摇臂1010来运转(如以上相关于压缩机所描述)的提动阀可用于实施进口阀814打开，其通常在或接近上止点处发生。弹簧1015可用于保持阀门处在正常关闭的位置中。作用在同一摇臂1010上的相同或第二凸轮可用于关闭进口阀814。膨胀机进口814阀可经设计以在凸轮致动的摇臂1010向下推动阀门杆1018的顶部时打开，如在图10中所示。推动阀门杆的顶部是用于打开提动阀的常规方法。然而，在此设计中，阀门杆1018穿过进口空气管道1019且阀门密封组件1020移动到压缩空气进口管道中。凸轮1017可接触附接到摇臂1010的滚子从动件1021或另一选择为可以操作方式直接接触摇臂本身的一部分。使用摇臂的选择是允许凸轮直接或用沿阀门杆的轴导向的中间组件接触阀门杆的顶部。

如图11中所示，可结构化膨胀机进口阀座以使得阀门814被提升离开座960而非被从座朝向管道910向下推。在图10和11所示的设计中，压缩进口空气压力使阀门保持关闭，因为气缸916中的压力一直小于进口空气压力。在图11和12中所示的设计中，可使用凸轮1117和摇臂1121提升阀门814。摇臂1121抵着弹簧1015的偏置(阀门关闭)力来提升阀门814远离阀门座960。凸轮轴1025上的凸轮接触枢轴式1026摇臂1121的另一端以控制阀门814提升和定时。为增加阀门寿命和可靠性，减少阀门驱动力，减少所需阀门质量和减少噪音，当通过确保在排放气体再压缩之后打开阀门时和在燃烧之后关闭阀门时进口空气压力和膨胀机压力几乎相等来使对阀门814的合压力接近零时发生图10和11设计的阀门814的打开和关闭。应进一步注意，当阀门814关闭时且气流变得受约束时，会发生压力差，其提供沿阀门814关闭的方向的纯力，从而帮助确保快速和完全的关闭。

如果需要，可使用相对于驱动其的凸轮轴旋转的凸轮来调节阀门814的打开和关闭以适应宽泛的引擎RPM范围，类似于以上图6和7中结合压缩机阀门定时控制所述的方式或通过所述技术中已知的其他手段的方式。例如，两个凸轮可接触枢轴式摇臂；一个凸轮控制进口阀关闭时间或曲轴角度，且另一个凸轮控制进口阀打开时间。

从进口阀814，经加热、压缩空气流动到管道910中，所述管道910在进口阀814与活塞-气缸空间之间延伸。燃料970通过喷射器918被计量供应或喷洒到管道910中。应了解喷射器918可喷洒液体燃料的小滴，或另一选择为，以高压喷洒气体燃料流。经加热、压缩空气围绕喷射器918流动，且燃料和空气在管道910的上部区域912中混合。优选地，隔绝管道910以防热损失，且可利用陶瓷隔绝且包含平坦化的或椭圆中心和出口端部分930，其在下文将进行进一步描述。管道910还可利用通过金属、金属箔及/或提供耐接触或低热传导性材料和设计的薄陶瓷隔离物与其外部支持结构隔离的陶瓷插入物。

控制所喷射的燃料的流动速率和量以维持膨胀机的气缸916中的恒定燃料空气比和恒定燃烧温度。由管道在其中心部分和出口端部分930的形状所诱发的混合、管道910中空气流和湍流的高速度与液体燃料的气态或极细喷洒相组合促进燃烧开始之前的良好燃料空气混合。在上述膨胀机气缸916中燃烧之前在进口阀814与膨胀机气缸916之间的空气和燃料流的预混合是对最小化来自此引擎的污染排放物重要的过程。

参照图11A，其中活塞在或接近活塞冲程的上止点，处于接近最小气缸容积处，热压缩空气/燃料混合物被引入膨胀机816的气缸916中。优选地，为了改进效率，活塞面915和相对的气缸缸盖919二者都是大致平坦的，其中其之间的余隙最小以最小化在上止点处的容积。

通过可选择地使用排放气体来加热同流换热器802中的压缩空气，如下文进一步所述，排放气体温度的任何降低将会导致膨胀机进口空气温度的降低，因此需要更多的燃料来达到燃烧期间膨胀机816中的最大气体温度。因此，为了增加燃料效率，可隔绝活塞面915和相对的气缸缸盖919二者以防止将会减少排放气体温度的热损失。可使用如图13中所示的平面陶瓷盘1310或类似的陶瓷涂层或另一选择为使用高温金属和低热传导性结构来提供热隔绝。例如，金属箔层1311可包含在陶瓷插入物1310与活塞915或气缸缸盖919的金属结构之间。所述箔层提供热耐接触，其减少从热陶瓷部件到处于可接受的低温度的金属结构的热流动。可通过螺旋定位器1315或所述技术中已知的其他常规方式将陶瓷盘和箔层夹持在适当位置。

参照图11B和C，当活塞1115朝向其冲程的底部移动时，进口阀814关闭。随后，随着活塞1115继续向下止点移动，热压缩空气/燃料混合物膨胀。压缩燃料混合物及因此到管道910中的空气流动的速度和质量均由活塞速度确定，所述活塞速度在上止点时为零且增加直到当活塞移动一些距离远离上止点，或许在最大活塞行程或位移的5％与20％时进口阀814关闭为止。下文进一步描述活塞运转的定时。

继续将燃料喷射到经加热空气流中直到大约进口阀关闭时为止，其中喷射速率随着空气流动的增加而增加以维持大约恒定的空气/燃料比。应了解如本文所述的燃料喷射防止任何引擎敲缸危险，因为气缸中不存在可燃烧混合物直到活塞到达上止点之后为止。

尽管可使用其他、常规方式，但也可通过热管道壁和膨胀机表面与先前在同流换热器802中由排放气体加热的压缩空气组合来起始点火。应注意，在引擎的运转期间不需要任何火花或预热塞920，但在引擎起动时可能需要，直到所述表面和进口空气达到足够高的温度来实现点火为止。

点火之后，空气和燃料继续在管道910中混合，但作为活塞1115从上止点位置移动后立即发生的高速度空气流动的结果，燃烧主要在气缸916中进行。排出管道910的混合物在气缸916中通过燃烧来点火。结果是具有相对较短火焰的火炬状的燃烧，其在到气缸916的入口处稳定且与间歇地执行的燃气轮机的燃烧过程相似。将压缩气体从大约800°K-1200°K的温度加热到数量级为1800°K-2600°K的温度。火炬火焰在其周边撞击隔绝的活塞面915和气缸缸盖919，由于隔绝的原因，所述经隔绝的活塞面915和气缸缸盖919处在较高温度，从而防止火焰对所述表面进行淬火。由于燃烧在火炬火焰内完成，因此在气缸中不存在未燃烧的燃料-空气混合物以供燃烧延伸到气缸中。来自火焰的燃烧产物在接触冷却器气缸壁917之前与气缸中的气体混合。瞬间热释放大约与瞬间燃料流动速率成比例。燃烧继续进行直到因进口阀814的关闭而停止空气流动和燃料喷射中止为止。期望燃烧大约在空气进口阀814关闭时燃料喷射停止之后的若干微秒内快速结束。应注意，通过由于燃烧期间的高压缩空气温度和空气流受控的燃烧过程(其中进口阀是打开的)所致的短点火延迟可防止爆炸或不寻常高峰值气缸压力。应了解，在给出本发明与燃气轮机燃烧之间的相似性的情况下，当前在所述技术中用于提高燃烧之前燃料和空气的预蒸发和预混合且实现燃气轮机中的低污染物排放的机制可成功地用在所述引擎中。

为最小化效率损失，需要在进口阀814打开时气缸916中的压力应该与进入的压缩空气的压力大约相同或稍微低于所述进入的压缩空气压力。需要实现此条件以补偿余隙容积-当活塞在上止点时气缸916中活塞915与气缸缸盖919之间的容积-和与膨胀机的空气进口管道910相关联的不可避免的“死区”及其他缝隙和容积的潜在降级效应。参照图14，通过有选择地定时输入和输出阀的打开和关闭(如下文进一步所述)，完全地再压缩膨胀机排气(如从1410到1460的路径所示)或部分地再压缩膨胀机排气(如从1480到1470的路径所示)。再压缩的程度取决于排气阀317是在点1410或1480处关闭。排气的此再压缩可逆地且绝热地或等熵地用排放气体填充余隙容积和死区达到进口阀814处的空气压力或稍微低于所述空气压力的压力。图11F中显示当气体被再压缩时，活塞离开下止点在图14中1470与1460之间的一点处的位置。从不再压缩排放气体的方面来说，进入的压缩空气填充余隙容积，从而增加流入到膨胀机150中压缩空气的质量且因此降低系统效率。通过将排气再压缩到进口空气压力水平，进入的压缩空气不会填充余隙容积，因为此容积已经被再压缩的膨胀机排放气体所填充。

图5和10分别显示压缩机和膨胀机在上止点处的t_c或余隙距离502、1017和V_c或余隙容积503、1032。如以上论述中所建议，需要最小化所述参数来最大化系统效率。因此，优选地活塞面和气缸缸盖为大致平坦的且活塞面和气缸缸盖表面区域应最小化，由此最小化所述表面处的热损失且降低系统中总的“死区”。进一步优选地最小余隙间隙应尽可能小。理想地，通过减少余隙容积，压缩机或膨胀机的包含管道或类似物的总“死区”也减少到最小，即，少于气缸容积最大时总装置容积的3到5％。

如在图9、10和12中所示和在以上论述中所建议，需要管道910具有平坦化的或椭圆中心和出口端部分930，且定形并定位所述管道以使得到气缸916的出口在活塞的运动和面915的方向上较狭窄但在大致平行于气缸缸盖919的方向上较宽。需要配置燃料喷射以配合此形状，其中燃料喷射阵列可能在平行于气缸缸盖及/或导流片或遮护板(其传导喷射到所述形状中)的平面内以使得优选地喷射被引导到平行于活塞面及/或气缸缸盖的狭窄平面内。

进一步参照图14和11F且如以上所述，在点1410或1480处排气阀和进口阀都关闭。参照图11A和B，进口阀814在点1470或1460处打开且压缩空气流到膨胀机816中。将燃料流计量供应到空气流中并与空气流混合，借助如上所述的火炬状燃烧和如上所述在点1460与1450之间的压缩空气温度的相关联增加，空气流从如上所述和图11A中所示的点1460处的零速率增加到进口阀关闭的点1450处的最大，如图11C中所示。应注意，从点1460到1450压力保持基本恒定，因为进口阀814仍打开着。如在图11C中所示，在点1450处，进口阀814关闭，同时排气阀117保持关闭且活塞继续向点1440处的下止点附近移动。点1450与1440之间的过程基本上是可逆的且绝热的或等熵的。随着气缸容积增加，气体压力降低，且膨胀机吸取功，如图14中所示。优选地，所达到的最小压力大于周围空气压力。如图14D中所示，在点1440处，排气阀817打开。当排气阀打开时，气缸916中存在相当大的压力且当活塞朝上止点向回移动时(如图11D中所示)排气冲到周围空气或通过处于基本上恒定且接近周围空气压力的可选择同流换热器802。由于阀门、管道、同流换热器802和排气系统(未显示)中的压力降，所述压力可超过周围环境。应注意，图14中所示图的点1440、1430与1420之间的区域表示从膨胀机输出的损失功。然而，“完全”膨胀所需的气缸容积使气缸大小增加及因此重量和摩擦损失。另外，当系统中包含同流换热器802时，本发明的唯一特征是：所述功的损失未必降低总效率，因为与点1430结果相比，点1440处排气处“释放”热含量的较高温度可用于将进入的压缩空气加热到更高温度。排气阀817保持打开直到图11F中所示的完成循环的点1410或1480为止。

作为图14中所示的循环的替代，图15显示进口阀关闭后的燃料-空气混合和燃烧(对应于图11C)可导致沿路径1501的膨胀机峰值压力的持续时间的增加。其还可导致膨胀1502处于更高压力和膨胀机功输出的增加，但在模块式引擎效率方面几乎没有改变。在某些应用中可需要此增加功和动力输出的方法。

更一般而言，应注意，膨胀机的输入和输出阀定时可变化以控制系统的压力水平和持续时间及最终动力输出。参照图16和17，气体压力图1600对应于定时图表1700，1610对应于1710且1620对应于1720。当在1640、1641、1740、1741处排气阀关闭且活塞接近上止点时，气缸中的压力开始提高。在点1643、1642、1743、1742处在上止点附近进口阀打开。压力在点1645、1651处之后立即达到最大，其中最大压力幅度取决于排气阀关闭的定时。膨胀比且因此所做的功可通过修改点1622、1612、1646、1722、1712、1746处进口阀关闭的定时来得到控制且尤其可在1610与1620的比较中看出来。在点1647、1648、1649、1747、1748、1749处排气阀在下止点附近打开且在点1650处又开始循环。

如同压缩机级的情况一样，膨胀机116可通过常规润滑剂、周围空气流和通过压缩机结构的冷却剂流的组合得到冷却。优选地，冷却剂流穿过热交换器820(其按常规可由金属制成)，其中通过周围空气流或通过其他适当方式冷却冷却剂流。冷却膨胀机并不会增加效率但是维持活塞环、轴承和其他移动部件的结构整合和有效润滑所必需的。此冷却保持组件温度处于确保充分强度的水平。

如以上论述中所述，膨胀机模块150可包含换热器或同流换热器802，其可以是小型金属热交换器，所述热交换器执行来自膨胀机816的出口阀817的低压力、高温度排气与来自压缩机模块100的出口阀112的高压力、中温度空气流之间的热交换。所述两个流动流并不混合，但以高有效性交换热以使得在进口阀814处进入膨胀机的空气与膨胀机816的排气温度极接近。优选地，隔绝同流换热器802以最小化热损失且因此增加系统总有效性。

此外，应针对两个流最小化压力降以增加同流换热器802的效率。而且，因为同流换热器802(类似于以上所论述的中间冷却器105、113)基本上是平稳流动装置，而压缩机100和膨胀机150模块是间歇流动装置，因此同流换热器802和其输入814处及输出817处的管道系统必须具有足够防止大于同流换热器802中空气压力的可忽略循环变化的空气体积。为进一步最小化压力变化，应该定相系统的输入和输出阀门的定时以使压缩机模块100的最后空气输出或多或少与膨胀机模块150的空气进入同时发生。尽管，通常，最后一个压缩机级111和膨胀机150以相同的RPM运转(由共用曲轴199驱动)，但所述两个模块之间的理想相位定时关系可随着增加的或降低的RPM而变化，因此需要将RPM考虑在内的定时最优化。同流换热器中的摩擦压力降通过同流换热器空气体积对减少排出压缩机并进入膨胀机的流动过渡和高峰值流的效应来最小化。

膨胀机和压缩机进口阀杆油封

在本发明中，某些提动阀杆继续暴露于高压缩空气压力。此不同于在其它内部燃烧引擎中所使用的提动阀的情况，其中阀门杆在关闭时暴露于接近周围环境的压力。即使在增压式或涡轮增压式引擎中，其中进口及/或排气提动阀杆暴露于大致高于周围环境的压力，压力也不如关于膨胀机进口阀或压缩机出口阀可能看到的那些压力那样高。

例如，参照图9，膨胀机进口阀914定位在膨胀机气缸缸盖中。如以上所述，其功能是在或接近活塞上止点位置处打开并允许高压力压缩空气进入膨胀机气缸。进入膨胀机气缸的空气与燃料混合且在此气缸内发生燃烧，从而大致上增加空气燃料燃烧产物混合物的温度同时保持处于大约恒定的压力，因为在燃烧的大部分时间期间空气进口阀是打开的。因此，阀门杆950总是暴露于来自压缩机模块100的输出的高空气压力。

相反，图10显示具有暴露于膨胀机气缸压力的阀门油封的进口阀设计。此是可从可以是如约3000psi高的峰值压力到可以是接近周围环境的排气压力变化的循环压力。

在图5中所示的压力机进口阀设计中发生类似的问题，其中进口阀550油封可暴露于来自各个压力机级的高压缩空气压力。第一级活塞压缩机可使用提动阀用于进口和出口阀，且在此配置中出口阀杆将经历连续的高压力。然而，在第二或随后级中，相同设计的活塞压缩机在进口和出口阀550、560杆二者处将经历连续的高压力。

因此，优选地，必须优选地密封阀门杆以防止压缩空气或燃烧气体通过阀门杆泄露出来，从而将降低引擎效率。此与图5和13中所示的在气缸壁处密封活塞类似，其中活塞环515、1316和润滑剂防止通过活塞的气体泄露。

参照图18，阀门1800包含可使用具有与阀门杆1803紧密配合的一堆叠环1801的油封设计，其中经加压润滑剂1802在接近周围压力端处被馈送到此堆叠。可采用波形弹簧1805用于偏置且使用保持器1806用于将弹簧和阀门夹持在适当位置处。润滑剂允许阀门杆1803在环堆叠内的低摩擦滑动，但也以适中速度的液体润湿且涂覆所有环和阀门杆表面，所述液体防止或最小化通过此密封的空气或气体泄露。需要增加润滑剂1802的压力和流速，因为管道1810中的空气压力及因此阀门杆处的空气压力增加。

动力输出的控制和辅助压缩机模块

存在四种可用于控制引擎的动力输出的方法。第一种是变化引擎的速度或RPM，其中每个循环的纯功输出保持固定。

第二种，如以上结合压缩机模块所述，可改变压缩机进口阀打开时间和膨胀机输入空气质量流速率和压力且由此改变处于恒定引擎速度的每个循环的纯功输出。

第三种，如以上结合膨胀机模块所述，可通过增加以固定进口压力和恒定RPM进入膨胀机的空气量和体积(通过改变进口阀814的定时)来增加动力输出。膨胀比由进口阀814关闭来确定，因为在或接近下止点处排气阀总是打开的。通过调节在不同曲轴角度发生的进口阀关闭，可改变动力输出，如参照图16中的水平轴所示。具有10的膨胀比的第一循环1610具有比具有20的膨胀比的第二循环1620高的膨胀机动力输出；从点1622的气体膨胀提供比从点1612的膨胀少的P-V区域且因此少的功。

辅助压缩机模块

参照图19，动力输出控制的第四种方法利用辅助压缩机模块1900。打算将辅助压缩机模块用于将空气压缩到高压力且将此经压缩的空气存储在气缸或罐中以供未来使用。此使用可针对得益于能量存储或引擎动力输出的快速改变的那些引擎应用，例如大多数的车辆应用。在互连处(特别是压缩机模块到膨胀机模块的互连)使用相当大的空气累积器将使引擎过渡响应缓慢。所述辅助压缩机模块可使此过渡响应快得多。其使用一个或一个以上级的活塞-气缸装置1901来压缩从压缩机级输出或通过受控制的进口阀1905从周围空气获取的空气。将此空气压缩到高压力，或许2500到5000psi。通过受控制的出口阀1906释放此经压缩的空气并将其存储在气缸或罐1902中。在需要时，此空气以受控制的流动速率通过流动控制阀1910被馈送到压缩机出口或膨胀机模块的进口。

辅助压缩机可以是轴199，其由模块式引擎膨胀机动力输出轴194或车辆应用中的车轮驱动轴，或由从引擎驱动的发电机或交流发电机接收电能的电机或由某些其他源驱动。

如同压缩机模块的情况一样，辅助压缩机可在其空气进口1905之前使用中间冷却器(未显示)以降低进入压缩机的空气温度且由此降低压缩空气的具体体积和压缩功。其还可使用热交换器用于压缩机冷却。

进入到辅助压缩机中的空气可以处于连续的低流动速率直到达到压缩空气存储罐的容量；然后辅助压缩机停止通过所属技术领域的技术人员了解的方式吸入并压缩空气，例如保持辅助压缩机进口阀打开或使用离合器。

每当压缩机模块输出压力降低时(例如在引擎空转的情况下模块式引擎输出扭矩降低)，流到辅助压缩机中的空气可增加。此通过辅助压缩机将空气从压缩机模块输出移除更快速地降低压缩机模块输出压力。

辅助压缩机可从模块式引擎或从车辆驱动轴来吸取动力以帮助车辆减速，从而以高压力存储在罐中的压缩空气的形式从减速中捕获某些能量。此再生制动的形式可通过提供存储在罐中的压缩空气来补充或替代由压缩机模块压缩的空气来减少总的模块式引擎燃料消耗。

快速增加模块式引擎动力输出的需要(如在车辆加速中)可通过将压缩空气从压缩空气存储罐馈送到压缩机输出来得到满足。此允许压缩机出口空气压力快速增加，从而导致模块式引擎输出扭矩快速增加。此使用来自罐的压缩空气降低引擎加速期间(例如在车辆加速中扭矩和动力均增加)的压缩机动力且降低总的模块式引擎燃料消耗，如以上所述。

尤其在引擎从高动力水平(高RPM和高膨胀机进口压力)到低动力水平(低RPM和低膨胀机进口压力)或从低动力水平到高动力水平的不稳定或过渡运转的情况下，系统会得益于使用包括空气压缩机和压缩空气存储装置的辅助压缩机模块。

参照图1到8，当需要引擎以增加的动力水平运转时，可使用空气流控制阀1910将所存储的压缩空气计量供应到压缩机模块100中(具体来说在同流换热器进口112处)以加强或替代离开最后压缩机级111的压缩空气流。此空气流加强快速提高同流换热器802中的空气压力且因此提高进入膨胀机模块150的空气中的压力。此压力的快速增加使动力输出快速增加。在没有此空气加强的情况下，过渡响应将完全依靠压缩机空气质量流增加，但此增加必须发生得足够慢以至于允许膨胀机动力输出比压缩机动力输入快速地增加。由于同流换热器中压缩空气的体积可相对较大，因此如果仅由于增加的压缩机空气质量流导致此压力增加，那么提高同流换热器中的压力的时间可能相当长。在所述情况下，压缩机动力输入增加，但其中膨胀机动力输出增加延迟以至于可能存在引擎动力输出的暂时降低。因此，尽管变化或加强的空气流入到同流换热器中的较慢速率将允许动力输出的增加，但空气加强可能实现快得多的增加。当空气加强用于增加同流换热器压力(也是最后一级压缩机出口压力)时，可控制到压缩机级的动力输入以增加、保持相同或降低。主要压缩机级的进口阀控制可用于调节压缩空气质量流速率。质量流速率的适当降低可允许压缩机输入动力在空气加强期间保持相同或降低，同时膨胀机动力输出和系统动力输出增加。

降低引擎动力输出来降低同流换热器压力水平需要利用或消散存储在同流换热器中的压缩空气中的能量。辅助空气压缩机可从同流换热器进口移除空气且由此降低同流换热器和膨胀机进口中的压力，从而减少系统动力水平。然后，此压缩空气可存储在罐中以供动力增加过渡期间使用。

压缩空气存储罐可具有约为最大压缩机模块输出空气压力的1.2到2.5倍的压力水平。此最大压力可以是约2000psi，其中压缩空气存储罐然后在或许2400psi到5000psi的范围内运转。

引擎的车辆用途还可通过使用辅助压缩机来在制动期间消耗更多动力且压缩更多空气以供未来使用于实现制动中损失的某些动能的回收。辅助压缩机使用进口阀定时来以与主要压缩机级相同的方式控制每次循环所压缩空气的质量。

虽然参照前述优选的实例性来显示并描述本发明，但所属技术领域的技术人员应了解，可在形式、连接及细节上对本发明做出各种改变，而不背离所附权利要求书所界定的本发明的精神和范围。

Claims

1.一种引擎，其包括：

空气压缩模块，其包括第一压缩机和第二压缩机，每一者具有压缩机进口和压缩机出口，其中所述压缩机的至少一者包括：第一活塞-气缸装置，其具有在所述进口处的压缩机进口阀和在所述出口处的压缩机出口阀；用于将压缩空气从所述第一压缩机的所述压缩机出口传导到所述第二压缩机的所述进口的第一构件；及用于传导来自所述第二压缩机的所述出口的压缩空气的第二构件；

膨胀机模块，其包括：

第二活塞-气缸装置，其具有可变容积，其中所述第二活塞-气缸装置包括：

气缸，其界定缸盖，

活塞，其具有面，其中所述活塞在所述气缸内从其中所述面接近所述缸盖且所述第二活塞-气缸装置的容积最小化的上止点位置到其中所述面移动离开所述缸盖且所述第二活塞-气缸装置的容积最大化的下止点位置往复运动；

管道，其具有通过所述缸盖在进入所述气缸中的一端处的第一开口和用于接收来自所述第二压缩机的压缩空气的第二开口；

膨胀机进口阀，其在所述管道的所述第二开口附近，用于控制压缩空气到所述管道中的流动，所述膨胀机进口阀在所述活塞在所述上止点位置处时打开且在所述活塞到达所述上止点位置与所述下止点位置之间的选定点时关闭；

喷射器，其用于将燃料喷射到所述管道中，在所述管道中燃料与压缩空气混合，以形成混合物，

点火构件，其用于当所述活塞在所述上止点位置附近时对所述混合物进行点火，借此所述混合物燃烧并膨胀，从而朝向所述下止点位置驱动所述活塞且形成经加热排放气体；

且其中所述第二活塞气缸装置进一步包括膨胀机出口阀，其在所述缸盖的附近，用于控制经加热排放气体的逐出，且其中所述膨胀机出口阀在所述活塞在所述下止点位置处时打开且在所述活塞朝向所述上止点位置移动时在选定点处关闭，从而允许排放气体停留在所述气缸中以被再压缩；且

其中所述引擎进一步包括用于传导来自所述膨胀机出口阀的所述排放气体的构件。

2.如权利要求1所述的引擎，其中所述膨胀机模块进一步包括同流换热器，所述同流换热器包括与用于传导所述压缩空气的所述第二构件和用于传导所述排放气体的所述构件成热交换关系的热交换器，借此加热所述压缩空气。

3.如权利要求1所述的引擎，其进一步包括中间冷却器，用于在将所述压缩空气从一个压缩机的所述出口传导到另一压缩机的所述进口时冷却所述压缩空气。

4.如权利要求1所述的引擎，其中所述压缩机模块进一步包括用于冷却所述至少两个压缩机的冷却构件。

5.如权利要求1所述的引擎，其中所述膨胀机模块进一步包括用于冷却所述缸盖和所述气缸的冷却构件。

6.如权利要求1所述的引擎，其中所述压缩机中的至少一者是叶片式空气压缩机。

7.如权利要求6所述的引擎，其中所述叶片式空气压缩机通过由所述排放气体提供动力的涡轮机驱动。

8.如权利要求1所述的引擎，其中喷射的压缩空气和燃料被控制，以保持恒定的燃料-空气比例。

9.如权利要求1所述的引擎，其中当所述膨胀机活塞到达所述上止点位置时，停留在所述气缸中的所述排放气体被再压缩到达一压力，所述压力接近所述第二压缩机的出口的压力。

10.如权利要求1所述的引擎，其中所述喷射器将燃料喷洒在大致平行于所述活塞面的平面内。

11.如权利要求1所述的引擎，其中所述管道具有平坦化的中心和平坦化的第一开口且经定位以使得所述第一开口在大致平行于所述气缸缸盖的方向上最宽。

12.如权利要求11所述的引擎，其中所述喷射器将燃料喷洒在大致平行于所述气缸缸盖的平面内。

13.如权利要求1所述的引擎，其进一步包括辅助压缩机，所述辅助压缩机包含压缩构件和用于容纳由所述压缩构件产生的压缩空气的储蓄器，用于有选择地控制所述压缩空气从所述储蓄器中释放的构件，用于将所述储蓄器中的所述压缩空气传导到所述第二压缩机的出口的第三构件。

14.如权利要求1所述的引擎，其中所述膨胀机进口阀进一步包括用于控制阀门的所述打开和关闭的定时构件，在所述引擎的运转过程中，所述定时构件可调节，借此在所述引擎的运转过程中可改变所述选定点，且所述定时构件包括以可操作的方式与所述膨胀机进口阀相连接的可旋转的凸轮。

15.如权利要求1所述的引擎，其中所述膨胀机进口阀进一步包括用于控制阀门的所述打开和关闭的定时构件，在所述引擎的运转过程中，所述定时构件可调节，借此在所述引擎的运转过程中可改变所述选定点，所述定时构件包括以可操作的方式与所述膨胀机进口阀连接的三维凸轮。

16.如权利要求1所述的引擎，其中所述压缩机进口阀进一步包括用于控制阀门的打开和关闭的定时构件，在所述引擎的运转过程中，所述定时构件可调节。

17.如权利要求16所述的引擎，其中所述定时构件包括可以操作方式与所述压缩机进口阀连接的可旋转凸轮。

18.如权利要求17所述的引擎，其中所述定时构件包括可以操作方式与所述压缩机进口阀连接的三维凸轮。

19.一种引擎，其包括：

空气压缩模块，其包括第一压缩机和第二压缩机，每一者具有压缩机进口和压缩机出口，其中所述第一压缩机和第二压缩机的至少一者包括：第一活塞-气缸装置，其具有在所述进口处的压缩机进口阀和在所述出口处的压缩机出口阀；用于将来自所述第一压缩机的所述压缩机出口的压缩空气传导到所述第二压缩机的所述进口的第一构件和用于当将所述压缩空气从一个压缩机的所述出口传导到另一个压缩机的所述进口时冷却所述压缩空气的中间冷却器；及用于传导来自所述第二压缩机的所述出口的压缩空气的第二构件；

膨胀机模块，其包括：

气缸，其界定缸盖，

膨胀机进口阀，其在所述管道的所述第二开口附近，用于控制压缩空气到所述管道中的流动，所述膨胀机进口阀在所述活塞在所述上止点位置时打开且在所述活塞到达所述上止点位置与所述下止点位置之间的选定点时关闭；

点火构件，其用于当所述活塞接近所述上止点位置时对所述混合物进行点火，借此所述混合物燃烧并膨胀，从而驱动所述活塞朝向所述下止点位置且形成经加热排放气体；

且其中所述第二活塞气缸装置进一步包括膨胀机出口阀，其在所述缸盖的附近，用于控制经加热排放气体的逐出，且其中所述膨胀机出口阀在所述活塞在所述下止点位置处时打开且在所述活塞朝向所述上止点位置移动时在选定点处关闭，从而允许排放气体停留在所述气缸中，以当所述膨胀机活塞到达所述上止点位置时，所述排放气体被再压缩到达一压力，所述压力接近所述第二压缩机出口的压力；且

其中所述引擎进一步包括用于传导来自所述膨胀机出口阀的所述排放气体的构件，且

进一步包括同流换热器，所述同流换热器包括与用于传导所述压缩空气的所述第二构件和用于传导所述排放气体的所述构件成热交换关系的热交换器，借此加热所述压缩空气。

20.如权利要求19所述的引擎，其进一步包括辅助压缩机，所述辅助压缩机包含压缩构件和用于容纳由所述压缩构件产生的压缩空气的储蓄器，用于有选择地控制所述压缩空气从所述储蓄器中释放的构件，用于将所述储蓄器中的所述压缩空气传导到所述第二压缩机的出口的第三构件。