CN103835807A - 具有用于可变循环发动机的相位调整机构的发动机组件 - Google Patents

Abstract

一种发动机组件，包括曲轴，所述曲轴具有第一旋转轴线和与第一旋转轴线偏移的曲柄销。第二轴与曲轴偏移且具有第二旋转轴线。活塞在上死点位置和下死点位置之间在汽缸中可动以驱动曲轴。连接杆从活塞延伸。四关节连杆组件可枢转地连接到连接杆、曲轴、第二轴。驱动系统操作性地连接曲轴和第二轴，以经由曲轴驱动第二轴。相位调整机构连接驱动系统和第二轴，且可控制为改变第二轴相对于曲轴的旋转位置。

Description

具有用于可变循环发动机的相位调整机构的发动机组件

技术领域

本发明通常包括具有多连杆系统和偏移轴的发动机组件，所述偏移轴影响活塞的四冲程循环。

背景技术

车辆设计者努力以燃料高效的发动机或其他动力源为车辆供能动力。连接曲轴、偏心轴和活塞的多连杆系统配置为根据选择的四冲程工作循环（例如Atkinson循环）让活塞在汽缸中运动。尽管适用于其目的意图，但是这些多连杆系统将活塞的运动局限到仅一个四冲程工作循环。

如在本文使用的，Atkinson循环是具有进气冲程、压缩冲程、膨胀冲程、排气冲程的四冲程循环，膨胀冲程比压缩冲程更长（即膨胀量大于压缩量）。四冲程工作循环的膨胀比是膨胀冲程量与压缩冲程量的比。对于汽缸工作腔室，其与膨胀冲程的长度与压缩冲程的长度的比相同。Atkinson循环具有大于1的膨胀比。

与“伪Atkinson循环”发动机相比，真“Atkinson循环”发动机减少泵送，所述“伪Atkinson循环”是具有膨胀比1和迟进气阀关闭的常规的Otto循环发动机。真Atkinson循环在压缩冲程期间减少泵送损失，所述泵送损失与将空气/燃料混合物抽吸进入汽缸和随后将其向外泵送相关，这种损失在具有迟进气阀关闭的伪Atkinson循环发动机中是固有的。本文所说的Atkinson循环发动机意思是真Atkinson循环，而不是伪Atkinson循环发动机。Atkinson循环发动机通常具有比Otto循环发动机更低的功率，所以需要更大排量的发动机来提供相同水平的功率以用于油门全开性能。

发明内容

提供一种发动机组件，其使用多连杆系统和相位调整偏心轴，以使得活塞根据四冲程工作循环运动，但是使得工作循环能够被改变以满足改变的输出需求。进而，发动机组件配置为，在机构从Atkinson循环运行相位调整到Otto循环运行时使得活塞的上死点位置下降不到1毫米，以抵消增加压缩冲程长度对几何压缩比的影响。结果，在机构相位调整时几何压缩比保持相对恒定。例如，在一个实施例中，几何压缩比（CR）可在完全Atkinson运行中限定额定CR的±0.3CR范围。

发动机组件包括限定汽缸的发动机缸体。发动机组件还包括具有第一旋转轴线的曲轴和与第一旋转轴线偏移的曲柄销。第二轴与曲轴偏移，且具有第二旋转轴线和与第二旋转轴线偏移的偏心部分。活塞操作性地连接到曲轴，且在汽缸中在上死点位置和下死点位置之间可动，以驱动曲轴。连接杆从活塞延伸。四关节连杆组件可枢转地连接到连接杆、曲轴、第二轴。活塞可枢转地连接到连接杆以在枢转轴线处枢转，且汽缸配置为使得枢转轴线沿汽缸的中心轴线与第一旋转轴线对准。驱动系统操作性地连接曲轴和第二轴，以经由曲轴驱动第二轴。相位调整机构操作性地连接到第二轴，且可控制为改变第二轴相对于曲轴的旋转位置，以由此在Otto循环和Atkinson循环之间改变汽缸中活塞的运行。

活塞的四冲程循环可通过相位调整机构改变，以适应被命令功率的变化，由此将所需的输出功率与效率因素平衡。例如，Atkinson循环发动机的效率优点可被保持，同时在需要全开油门性能时将同一发动机运行为Otto循环发动机。如在本文使用的“Atkinson循环”是膨胀冲程比压缩冲程更长的四冲程工作循环，使得膨胀比大于一。如在本文使用的，“Otto”循环是膨胀冲程和压缩冲程基本上相等的四冲程工作循环（即膨胀冲程与压缩冲程基本上为相同的容积，形成的膨胀比为一）。

通过将活塞的枢转轴线沿汽缸的中心轴线与曲轴的旋转轴线对准，除了增加相位调整机构，上死点位置的改变被最小化，同时在一个实施例中，膨胀对压缩的比可从大约1.4：1变化到1：1。没有这种对准，则过多变化会在各种冲程中在活塞的上死点位置和下死点位置处都发生，导致几何压缩的比极大地改变以及从之前的循环而来的捕获残余气体，潜在地使得发动机爆震、发动机误点火、以及低容积效率和功率。

在下文结合附图进行的对实施本发明的较佳模式做出的详尽描述中能容易地理解上述的本发明的特征和优点以及其他的特征和优点。

附图说明

图1是发动机组件的一部分的示意性透视图，显示了活塞、曲轴、偏心轴，其操作性地与多关节连杆连接；

图2是图1的发动机组件的部分的侧视示意图；

图3是图1的发动机组件的部分的局部片段剖视图，沿图1的3-3线截取，显示了形成汽缸的发动机缸体，活塞在所述汽缸中运动；

图4是在各种相位角度和冲程长度下，使用各种多关节连杆组件时的活塞位移对用于活塞运动的曲柄角度的示意性曲线图，其包括图1的活塞和曲轴；

图5是Atkinson四冲程工作循环的排气冲程结束时发动机组件的另一实施例的示意图；

图6是Atkinson四冲程工作循环膨胀冲程结束时图5的发动机组件的示意图；

图7是Atkinson四冲程工作循环压缩冲程结束时图5的发动机组件的示意图；

图8是Atkinson四冲程工作循环进气冲程结束时图5的发动机组件的示意图；

图9是Otto四冲程工作循环的排气冲程结束时图5-8的发动机组件的示意图；

图10是Otto四冲程工作循环膨胀冲程结束时图9的发动机组件的示意图；

图11是Otto四冲程工作循环压缩冲程结束时图9的发动机组件的示意图；

图12是Otto四冲程工作循环进气冲程结束时图9的发动机组件的示意图；

图13的曲线图示出了左侧垂直轴线上毫米表示的压缩冲程长度、右侧垂直轴线上的活塞上死点位置和压缩比对第二轴相位角的关系；

图14是具有与图1相同的发动机组件的第二实施例的混合动力传动系的示意图，但是其使用电动相位器代替机械相位器。

具体实施方式

参见附图，其中相似的附图标记用于在各种视图中表示相似或相同部件，图1-3显示了发动机组件10的第一实施例的一部分，所述发动机组件10包括四关节连杆组件12，其具有相位调整机构14，所述相位调整机构允许第二轴16相对于曲轴18的相位调整，以改变活塞19在两个不同的四冲程工作循环之间的运行，例如但不限于Atkinson四冲程工作循环和Otto四冲程工作循环。而且，发动机组件10配置为使得在活塞19的冲程中在两个循环之间的主要差异是汽缸20中活塞19的下死点位置，同时，相对于Atkinson循环，Otto循环中在压缩冲程结束时活塞19的上死点位置也被降低一个毫米以下。

图3显示了限定在发动机缸体22中（例如通过铸造或钻孔形成）的汽缸20中的活塞19。汽缸盖24安装到发动机缸体22且在汽缸20上方支撑至少一个进气阀26和至少一个排气阀28。阀26、28通过任何已知的方式（例如通过凸轮轴、液压器件或以其他方式）被控制，以上升和下降，以在活塞19的四冲程工作循环期间允许空气通过进气通道30进入和通过排气通道32离开。汽缸盖24还支撑火花塞34和燃料喷射器36以在汽缸24中实现燃烧，如在本文所述的。虽然仅显示了一个活塞19和一个汽缸20，但是发动机缸体22限定多个汽缸20，其每一个容纳与活塞19类似的活塞，活塞通过与所示连杆组件类似的连杆组件12而操作性地连接到曲轴18和偏心轴16。具有多个汽缸20的相似的发动机缸体22显示为是图13中的混合动力传动系300的一部分。

最佳如图3所示，曲轴18具有第一旋转轴线38。曲轴18是偏心轴，因为其包括曲柄销40，所述曲柄销具有从第一旋转轴线38偏移且与之平行的曲柄销轴线42。与曲轴18相同，第二轴16也是偏心轴。第二轴16具有第二旋转轴线44且具有偏心部分46，所述偏心部分46具有从第二旋转轴线44偏移且与之平行的偏心部分轴线48。

活塞19操作性地连接到曲轴18且根据期望的四冲程循环在汽缸20中作线性运动，以驱动曲轴18，所述四冲程循环具有进气冲程、压缩冲程、膨胀冲程、排气冲程。在图5-8所示的第一四冲程循环中，在进气冲程（活塞19从图5运动到图8）中活塞19的上表面53从上死点位置50运动到下死点位置52，而在压缩冲程（活塞19从图8运动到图7）中从下死点位置52运动到上死点位置50。活塞19在膨胀冲程（活塞从图7运动到图6）中从上死点位置50运动到下死点位置54，且在排气冲程（活塞从图6运动到图5）中从下死点位置54运动到上死点位置50。下死点位置54比下死点位置52低。因而，膨胀冲程的长度（从上死点位置50到下死点位置54）比压缩冲程的长度（从位置52到位置50）更长。图5-8的四冲程工作循环由此具有大于1的膨胀比，且是真Atkinson循环。

如本文描述的，通过相位调整机构14的操作且由于汽缸20和曲轴18的相对取向，在Otto循环（图9-12示出的）期间进气冲程中下死点位置可改变到更低的下死点位置59，提供为1的膨胀比。压缩冲程的上死点位置57也略微下降，大约下降0.8mm，达到图11的位置57。如本文进一步描述的，这确保Otto循环的几何压缩比（CR）仅从Atkinson循环的几何压缩比略微变化。膨胀冲程的长度（从上死点位置57到下死点位置55）等于压缩冲程（从下死点位置59到上死点位置57）的长度，提供等于1的膨胀比。即下死点位置59与下死点位置55相同。可选地，位置52、54之间的其他下死点位置和比50更低的上死点位置也可通过相位调整机构14的控制而获得。

连接杆56在枢转轴线58处可枢转地连接到活塞19且在枢转轴线58处自活塞19延伸，所述枢转轴线58在本文中称为第四枢转轴线。在枢转轴线62处连接杆56可枢转地在相对端部连接到第一连杆构件60，所述枢转轴线62在本文中称为第一枢转轴线。曲轴18和曲柄销40相对于第一连杆构件60绕第一旋转轴线38旋转，从而曲柄销轴线42用作第一连杆构件60的枢转轴线。

第二连杆构件64，也称为摇摆杆，在第三枢转轴线66处在一个端部可枢转地连接到第一连杆构件60且在相对的端部连接到偏心部分46。第二轴16和偏心部分46相对于第二连杆构件64绕第二旋转轴线44可旋转，从而偏心部分轴线48用作第二连杆构件64的枢转轴线。

第一连杆60和第二连杆64共同建立四关节连杆组件12，其控制连接杆56的运动且由此控制在四冲程工作循环期间活塞19的冲程长度。连接杆56的运动还被通过相位调整机构14建立的、曲轴18和第二轴16的相对的角取向影响。四关节连杆组件的四个关节位于枢转轴线62和66、曲柄销轴线42、偏心部分轴线48处。换句话说，连接杆56与第一连杆构件60的连接部是第一关节，第二连杆构件64与第一连杆构件60的连接部是第二关节，曲柄销42与第一连杆构件60的连接部是第三关节，且偏心凸起部（lobe）46与第二旋转轴线64的连接部是第四关节。

如图14示意性地所示的，曲轴18和第二轴16通过轴承被发动机缸体22可旋转地支撑。相应旋转轴线38、44因此不平移。曲轴18通过图1和2所示的驱动系统70可旋转地驱动第二轴16。在发动机组件10的第一实施例中，驱动系统70包括连接于曲轴18且可与之一起绕第一旋转轴线38旋转的第一带轮72。第一带轮72具有与第二带轮78的齿76啮合的齿74。第二带轮78可通过发动机缸体22在轴承处被可旋转地支撑。第三带轮80连接于第二轴16且可与之一起绕第二旋转轴线44旋转。传动带82接合第二带轮78和第三带轮80。传动带82接合第三带轮80上的齿84。第二轴16由此通过驱动系统70而被曲轴18驱动。带轮72、78、80大小设置为使得第二轴16沿与曲轴18的旋转方向相反的方向旋转且是其一半的旋转速度。

驱动系统的其他实施例可用于驱动第二轴16。例如，图5-12示意性地显示了功能与发动机组件10相同的另一实施例的发动机组件110。发动机组件110具有驱动系统170，所述驱动系统包括安装为与曲轴18一起绕第一旋转轴线38旋转的第一齿轮172、和安装为与第二轴16一起绕第二旋转轴线44旋转的第二齿轮180。第二齿轮180的直径是第一齿轮172直径的两倍，从而第二轴16将以曲轴18旋转速度一半的速度旋转。齿轮172、180每一个具有为了清楚而在附图未示出的齿。曲轴18、第二轴16、相位调整机构114如图5所示但是未在图6-12中示出。

再次参见图1，发动机组件10的相位调整机构14是机械相位器，且更具体地是液压叶片相位器。相位调整机构14具有转子85，其连接为与第二轴16一起绕第二旋转轴线44旋转。相位调整机构14还具有定子86，其连接为与第三带轮80一起旋转。叶片87在转子85上径向地向外延伸。空腔88形成在叶片87和定子86之间。电子控制器89控制阀门机构90，以在叶片87的任一侧在空腔88中增加或释放液压流体，由此改变转子85相对于定子86的相对角取向。通过改变转子85相对于定子86的相对角取向，第二轴16的角取向相对于第一轴18的角取向有所改变。由于四关节连杆组件12，活塞19的压缩冲程的冲程长度改变，由此建立不同的四冲程工作循环。针对图5-12的发动机组件110更具体地描述冲程长度的改变。

发动机组件110利用电动相位器114，代替机械相位器。电动相位器114通过控制器189被控制为调整第二轴16的角取向，其方式与控制器89调整第二轴16的角取向的方式相同。电动相位器114可包括电动机，例如DC电动机和为电动机供电的电源。虽然图1-3的发动机组件10具有带轮和传动带驱动系统70及液压相位器14，但是带轮和传动带驱动系统70可用于与图5的电动相位器相同的电动相位器114，或图5-12的啮合齿轮驱动系统170可用于与相位器14相同的机械相位器。

再次参见图3，活塞19在第四枢转轴线58处可枢转地连接到连接杆56。发动机缸体22配置使得汽缸20的中心轴线C相对于垂直线L成角度A。在该实施例中，角度A是25度。通过汽缸20的该取向，枢转轴线58沿中心轴线C在活塞19的所有位置对准第一旋转轴线38，因为活塞19被发动机缸体22限制为在发动机缸体22中线性地运动，且旋转轴线38通过曲轴18的安装而固定。即曲轴18可旋转但是相对于发动机缸体22固定。

在曲柄销轴线42直接垂直地定位在第一旋转轴线38上方时可限定相位角D，如图5和9所示，相位角D表示第二轴16相对于曲轴18的相位。相位角D限定在延伸通过曲柄销轴线42和第一旋转轴线38的第一线E和延伸通过偏心部分轴线48和第二旋转轴线44的第二线F之间。第一线E是垂直线，因为曲柄销轴线42直接垂直地位于第一旋转轴线38上方。在图5中，相位角D是18度。相位调整机构14或114和四关节连杆组件12允许相位角D在如图5所示的18度和如图9所示的-40度（即320度）之间变化。在相位角D为18度时，活塞19根据如图5所示的Atkinson四冲程工作循环在排气冲程结束时运动在上死点位置50处，在图6中在膨胀冲程结束时在下死点位置54处，在图7中在压缩冲程结束时在上死点位置50处，且在进气冲程结束时在下死点位置52，下死点位置52比下死点位置54更高。即活塞19在膨胀冲程结束时比在进气冲程结束时更低，与Atkinson循环一致。活塞19根据四冲程循环运动，以从图8的位置（下死点52，进气冲程结束时）运动到图7的位置（上死点50，压缩冲程结束时）、到图6的位置（更低的下死点54，膨胀冲程结束时）、到图5的位置（上死点50，排气冲程结束时）。

如果相位调整机构14（或图5-12的相位调整机构114）被控制为改变第二轴16相对于曲轴18的相位从而相位角为-40度（相位角的总改变为58度），如图9所示，则活塞19将在膨胀冲程结束时达到下死点位置59（见图12），其比Atkinson循环的膨胀冲程的下死点位置52更低。这导致Otto循环中形成与Atkinson循环相比更长的压缩冲程。活塞19如图11所示在压缩冲程结束时具有上死点位置57，其与Atkinson循环的压缩冲程结束时的上死点位置50相比大约低0.8mm，从而在从Atkinson循环相位变化到Otto循环（Atkinson循环中压缩冲程长度为68.4且Otto循环中压缩冲程长度为78.5）时，几何压缩比CR将仅通过增加0.29而从11.0增加到11.29。这在图9-12的四冲程工作循环上建立了1.0的膨胀比，与Otto工作循环一致。这使得汽缸孔为74mm且具有28398立方毫米的间隙量。活塞19根据四冲程循环以从图12的位置（下死点59，进气冲程结束时）到图11的位置（上死点57，压缩冲程结束时）、到图10的位置（下死点55，膨胀冲程结束时）、到图9的位置（上死点51，排气冲程结束时）的顺序运动。

相对于Atkinson循环，Otto循环压缩冲程结束时更低的上死点位置确保几何压缩比仅增加0.29，而不是1.5（如果压缩冲程结束时活塞19的上死点位置保持与Atkinson循环中相同，则发生1.5）。增加的几何压缩比可造成增加的发动机爆震。爆震的最终决定因素是有效的压缩比，其是几何压缩比和进气阀关闭正时的函数。如果相位器被增添到发动机组件10或110的凸轮轴，则Otto循环期间有效的压缩比将通过将进气阀控制为根据迟进气阀关闭正时运行而被微调。然而，因为发动机组件10、110的设计使得在Atkinson循环和Otto循环中几何压缩比相对恒定，更少地需要依赖于Otto循环中的迟进气阀关闭，实现更大的容积效率和功率。

图4是活塞位移对曲柄角度（即曲轴的角位置）的曲线图，其用于在各种相位角和冲程长度下各种多连杆组件的四冲程工作循环中活塞的运动。以进气冲程（部分I）、压缩冲程（部分II）、膨胀冲程（部分III）、排气冲程（部分IV）为顺序的四冲程循环在曲线图中从右到左展示。曲线202代表根据图5-8的Atkinson循环运行的、具有18度的相位角D的图1-3的活塞19的位移，具有最佳的效率。曲线204以一长线和两短线的方式示出，表示根据图9-12的Otto循环运行的具有320度（-40度）相位角D的图1-3的活塞19的位移，具有最佳功率。曲线206以更长的长线和两更短的短线示出，表示具有0度相位角D的活塞19的位移。曲线208代表具有340度相位角D的活塞19的位移。对于曲线202、204、206、208每一个，汽缸20布置为使得汽缸20的中心轴线C相对于垂直方向为25度，允许枢转轴线58和第一旋转轴线38沿中心轴线C对准，如上所述。

曲线210代表具有四关节连杆组件的发动机组件中活塞的位移，所述发动机组件类似于发动机组件10或110，但是没有第二轴16相对于曲轴18调整相位的能力，且汽缸20布置为使得中心轴线C是垂直的。如果该发动机组件的第二轴能相对于曲轴调整相位，则在Otto循环中压缩冲程结束时活塞的上死点将相对于Atkinson循环中压缩冲程结束时活塞的上死点极大地改变，引起在Otto循环中减低8毫米的压缩比CR的改变。

曲线212和214分别代表在具有60mm和78mm压缩冲程长度的Otto循环运行时具有常规的曲轴结构（即没有四关节连杆组件）的发动机上活塞的位移情况。曲线204和214的比较显示，根据伪Otto循环运行（即根据具有等于1的膨胀比的Otto循环运行，但是在四冲程循环中下死点位置和上死点位置二者被改变）的发动机组件10、110实现等于1的膨胀比，正如根据真Otto循环运行的具有相同压缩冲程长度的发动机组件那样。

图13示出了Otto循环的压缩冲程的更低的（相对于Atkinson循环）上死点位置的影响，其通过具有74毫米汽缸孔、在Atkinson循环中具有68.4毫米的压缩冲程和在Otto循环中具有78.5毫米的压缩冲程的发动机组件10和110获得。图11的上死点位置57比图7的上死点位置50低0.79毫米。这提供了在Atkinson循环中为0的挤压容积（即燃烧室容积）和在Otto循环中3402立方毫米的挤压容积、在Atkinson循环中293978立方毫米的排出容积和在Otto循环中337476立方毫米的排出容积、以及在Atkinson循环中29398立方毫米的间隙容积和Otto循环中32800立方毫米的间隙容积。

曲线250显示了发动机缸体22中相对于汽缸孔的上死点位置，其中汽缸20中向下运动表示为在右侧垂直轴线上的正值。水平轴线代表在58相位调整行程中第二轴16相对于曲轴18的角取向，从0度（对应于Atkinson循环中18度的相位角D）到58度（对应于Otto循环中-40度的相位角D）。曲线252代表在右侧垂直轴线上的发动机组件10和110的几何压缩比CR。几何压缩比CR保持相对恒定。在相对相位为0度（Atkinson循环中18度的相位角D）时，CR为11.0。在相对相位为58度（Otto循环中-40度的相位角）时，CR为11.29。如果Otto循环的上死点位置没有相对于Atkinson循环降低0.791，如当根据Otto循环运行时所述的，则Otto循环期间压缩比为12.48。这种相对大的压缩比激增将增加发动机爆震问题。汽缸20的结构使得汽缸20的中心轴线C与垂直方向为25度（即角度A为25度），允许枢转轴线58和第一旋转轴线38沿中心轴线C对准，使得Otto循环的压缩冲程的上死点位置相对于Atkinson循环下降，以在发动机组件10或110相位调整为Otto循环时实现相对小的几何压缩比CR的改变。若没有该结构，例如，如果角度A为0度，则将发生大得多的压缩比CR变化。曲线254以毫米显示了压缩冲程长度（左边垂直轴线）。

在图14所示的一个实施例中，发动机组件110是混合动力传动系300的一部分，所述混合动力传动系包括具有两个电动机/发电机304、306和三个行星齿轮组308、310、312的混合动力变速器302。两个离合器314和316及两个制动器318和320可被选择性地接合，且电动机/发电机304、306和发动机组件110可被控制为建立不同运行模式，以在输出构件315处提供扭矩。本领域技术人员可以理解仅发动机、仅电动、混合动力运行模式（其中发动机组件110和一个或全部两个电动机/发电机304、306在输出构件315处提供扭矩）。缓冲机构322显示为在曲轴18和变速器输入构件324之间。

发动机组件110的相位调整机构114可被控制器189控制，以让发动机组件110根据发动机运行条件运行，所述运行条件例如在输出构件315处命令的扭矩。例如，Otto循环可在输出构件315处命令高输出扭矩时获得，且希望更大的效率时发动机组件110可根据Atkinson循环运行。发动机组件10还可用于类似变速器302的混合动力变速器，且可以类似的方式被控制，以通过控制相位器14而在Otto循环和Atkinson循环之间切换。

第二轴16相对于曲轴18的相位还可响应于其他发动机运行条件而被控制，所述运行条件例如表示冷起动、热起动和大于预定高度的高度中至少一个发动机运行条件。电动相位器114在发动机启动期间实现完全灵活的相位角D。换句话说，相位角D的不同位置和因此不同的发动机膨胀比可通过控制器针对不同发动机起动条件（冷起动，热起动和在高地处起动）建立。如在本文使用的，“冷起动”是在燃料已经预先被切断且车辆已经停止达到至少预定时间段时发动机组件10的起动。“热起动”是在燃料已经切断之后但是车辆仍在运转时发动机组件10或110的起动，或是发动机10或110仅关闭小于预定时间量从而发动机缸体22仍高于预定温度的起动。例如，热起动可以是在发动机组件10或110已经暂时地停止而车辆在停车灯下等待时的起动。在从仅电动运行模式（其中仅一个或多个电动机/发电机为车辆提供动力）改变到混合动力运行模式（其中发动机组件和一个或多个电动机/发电机都为车辆提供动力）时，可在混合动力传动系上发生热起动。“高地起动”是发动机组件10或110在车辆位于预定高度时的起动，例如但不限于海平面以上1600米处。

电子控制器189可被配置为在车辆关闭期间将相位调整机构114置于建立相位角D的位置（即相位器停靠位置），其赋予相对较低的膨胀比，例如Otto循环，以赋予更长压缩冲程和更短的膨胀冲程。更长的压缩冲程赋予更高的汽缸内温度以促进燃料蒸发和燃烧，且更短的膨胀冲程造成更高的排气温度以促进催化剂加热。对于热起动，相位器停靠位置可通过控制器189建立以赋予更高的膨胀比、赋予更短的压缩冲程并降低有效压缩比。这有助于在发动机起动期间由于更低的汽缸内压力震荡而减少发动机振动，且防止在电动机/发电机204、206处的会干扰电动机扭矩的振动。

电动相位器114可还响应于作为一种发动机运行条件的高高度而被控制器189控制。相位器停靠位置（即在发动机在高的高度起动时建立的角度D）可被选择为在高的高度起动期间提供更低的膨胀比（更少的Atkinson），赋予更高的汽缸内压力和温度以促进燃料蒸发和燃烧。发动机组件110的膨胀比灵活性可由此用于在不同运行条件下通过电动相位器114优化发动机。

如果相位调整机构为例如液压叶片相位器14这样的机械相位器，则必须通过设计令相位器14在每次发动机起动（无论热起动、冷起动或预定高度以上的起动）期间停靠在相同的相位角D位置，因为没有流体压力可用于保持叶片87相对于定子86的位置。转子85的停靠位置必须因此通过停靠销建立，所述停靠销例如从转子85延伸的停靠销92，如图1的虚线所示。停靠销92接合以在没有发动机油压力时锁定转子85的角位置。即，发动机油压力防止销92接合，但是在没有油压力时，偏压构件（例如弹簧）将销92偏压到定子86中的凹部中以将定子86锁定到转子85，建立第二轴16的单个发动机关闭锁定旋转位置。如果使用类似于相位调整机构14的单停靠位置液压相位器，则单停靠位置被选择为能最好地满足用于如上所述的冷起动、热起动和在预定高度以上的起动的不同最佳位置。

尽管已经对执行本发明的较佳模式进行了详尽的描述，但是本领域技术人员可得知在所附的权利要求的范围内的用来实施本发明的许多替换设计和实施例。

Claims (10)

1.一种发动机组件，包括：

发动机缸体，限定汽缸；

曲轴，具有第一旋转轴线和与第一旋转轴线偏移的曲柄销；

第二轴，与曲轴偏移，且具有第二旋转轴线和与第二旋转轴线偏移的偏心部分；

活塞，操作性地连接到曲轴，且在汽缸中可动，以驱动曲轴；其中活塞可枢转地连接到连接杆，以在枢转轴线处枢转；且其中汽缸配置为使得所述枢转轴线沿汽缸的中心轴线与第一旋转轴线对准；

连接杆，从活塞延伸；

四关节连杆组件，可枢转地连接到连接杆、曲柄销、和偏心部分；

驱动系统，操作性地连接曲轴和第二轴，以经由曲轴驱动第二轴；和

相位调整机构，操作性地连接到第二轴，且可控制为改变第二轴相对于曲轴的旋转位置，以由此在Otto循环和Atkinson循环之间改变活塞在汽缸中的运行。

2.如权利要求1所述的发动机组件，其中汽缸的中心轴线与垂直方向大约为25度。

3.如权利要求1所述的发动机组件，其中Otto循环和Atkinson循环每一个具有进气冲程、压缩冲程、燃烧冲程和排气冲程；和

其中活塞的上死点位置在Otto循环的压缩冲程中比在Atkinson循环的压缩冲程中更低。

4.如权利要求3所述的发动机组件，其中Otto循环的压缩冲程中活塞的上死点位置比Atkinson循环中的低不到一毫米。

5.如权利要求1所述的发动机组件，其中曲柄销具有基本上平行于第一旋转轴线的曲柄销轴线，且偏心部分具有基本上平行于第二旋转轴线的偏心部分轴线；

其中相位角限定在延伸通过曲柄销轴线和第一旋转轴线的第一线与延伸通过偏心部分轴线和第二旋转轴线的第二线之间；其中在曲柄销轴线直接垂直地定位在第一旋转轴线上方时限定所述相位角；和

其中相位调整机构可操作为将相位角改变58度。

6.如权利要求1所述的发动机组件，其中相位调整机构是液压叶片相位器。

7.如权利要求1所述的发动机组件，其中驱动系统包括：

第一带轮，与曲轴连接，且随其绕第一旋转轴线旋转；

第二带轮，通过第一带轮驱动；

第三带轮，与第二轴连接，且随其绕第二旋转轴线旋转；和

传动带，接合第二带轮和第三带轮，从而第二轴相对于第一轴以一半的速度旋转。

8.如权利要求1所述的发动机组件，其中驱动系统包括第一齿轮和第二齿轮，所述第一齿轮连接为与曲轴一起绕第一旋转轴线旋转，所述第二齿轮与第一齿轮啮合且连接为与第二轴一起绕第二旋转轴线旋转，从而第二轴相对于第一轴以一半的速度旋转。

9.如权利要求1所述的发动机组件，其中相位调整机构是电动相位器，且进一步包括：

电子控制器，操作性地与电动相位器连接，且配置为控制电动相位器以改变第二轴相对于曲轴的旋转位置；和

其中控制器基于发动机运行条件改变第二轴的旋转位置，所述运行条件表示冷起动、热起动、大于预定高度的高度中的至少一个。

10.如权利要求1所述的发动机组件，其中相位调整机构是机械相位器，其具有连接为与第二轴一起绕第二旋转轴线旋转的转子、与驱动系统连接的定子、配置为将定子锁定到转子的停靠销，由此建立相对于曲轴的、第二轴的单个发动机关闭锁定旋转位置。

Images