CN105020010A - 发动机及具有该发动机的车辆 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种发动机及具有该发动机的车辆。该发动机包括：曲柄连杆机构，曲柄连杆机构包括机体组、活塞连杆组以及曲轴飞轮组，机体组的气缸体内具有至少一个气缸，机体组的气缸盖内形成有与每个气缸对应的进气道和排气道；火花塞，每个气缸对应设置至少一个火花塞；柴油喷油器，每个气缸对应设置至少一个柴油喷油器；汽油喷油器；配气机构，配气机构包括进气门和排气门，进气门和排气门中的每一个均用于打开或关闭对应的燃烧室，燃烧室的涡流比在1-6之间，压缩比在13-17之间。本发明的发动机，通过合理地控制压缩比和涡流比，从而能够获得较佳的燃烧效果，利于提高发动机的燃烧效率、动力输出性能和燃油经济性。

Description

发动机及具有该发动机的车辆

技术领域

本发明涉及汽车领域，尤其是涉及一种发动机及具有该发动机的车辆。

背景技术

发动机的机体组包括气缸盖、气缸盖衬垫、气缸体和油底壳。气缸体内形成有多个气缸，活塞可以在气缸内作往复直线运动。在发动机循环作功时，特别对于压缩冲程以及作功冲程，活塞会施加给气缸壁很大的力，气缸壁长期处于该力作用下容易发生变形，从而降低发动机的燃油经济性、动力性以及排放性能，导致发动机的性能变差。

此外，传统汽油发动机热效率差，不如柴油发动机燃烧效率高，而柴油发动机排放较高，特别对于低温起动时，有害气体排放成倍增加，且存在低温起动困难的问题。

发明内容

本发明旨在至少在一定程度上解决现有技术中的上述技术问题之一。为此，本发明的一个目的在于提出一种发动机，特别是一种双燃料发动机，该发动机具有适宜的压缩比和涡流比，燃烧效率高、动力性强且燃油经济性好。

本发明的另一个目的在于提出一种具有上述发动机的车辆。

根据本发明实施例的发动机，包括：曲柄连杆机构，所述曲柄连杆机构包括机体组、活塞连杆组以及曲轴飞轮组，所述机体组的气缸体内具有至少一个气缸，所述机体组的气缸盖内形成有与每个所述气缸对应的进气道和排气道，所述气缸的气缸壁的内壁面为圆柱形壁面，所述气缸壁的横截面为环形，所述环形沿周向分为依次相连的四段弧形段，每段所述弧形段进一步分为第一段、第二段和第三段，所述第一段对应的圆心角为α1且壁厚为h1，所述第二段对应的圆心角为α2且壁厚为h2，所述第三段对应的圆心角为α3且壁厚为h3，其中每个所述弧形段的第三段距离所述发动机的纵向中心线最远，每个所述弧形段的第一段距离所述纵向中心线最近，其中α1、α2和α3满足关系式：α1+α2+α3＝90°；h1、h2和h3满足下列关系式之一：h1＜h2≤h3，h1≤h2＜h3；火花塞，每个所述气缸对应设置至少一个所述火花塞；柴油喷油器，每个所述气缸对应设置至少一个所述柴油喷油器；用于喷射汽油燃料的汽油喷油器；以及配气机构，所述配气机构包括对应每个所述气缸的进气门和排气门，所述进气门和所述排气门中的每一个均用于打开或关闭对应的燃烧室，其中所述燃烧室的涡流比在1-6之间，压缩比在13-17之间。

根据本发明实施例的发动机，通过合理地控制压缩比和涡流比，从而能够获得较佳的燃烧效果，利于提高发动机的燃烧效率、动力输出性能和燃油经济性。并且，发动机的机体组具有改进的结构，增加了机体组的强度。

另外，根据本发明实施例的发动机，还可以具有如下附加技术特征：

根据本发明的一些实施例，所述燃烧室内的涡流比为1.5-5之间，所述压缩比为14.8-15.5。

根据本发明的一些实施例，，所述燃烧室的涡流比为1.7、1.8或2；以及所述压缩比为15.1或15.3。

根据本发明的一些实施例，所述火花塞位于对应气缸的排气侧，所述火花塞的第一端伸入到对应的气缸内且第二端穿过该气缸对应的排气道并向外延伸。

根据本发明的一些实施例，所述火花塞的中心线与对应气缸的中心线的夹角在20°-30°之间。

根据本发明的一些实施例，所述进气门的中心线与通过所述发动机的纵向中心线的竖直平面的夹角在0°-6°之间；以及所述排气门的中心线与所述竖直平面的夹角在0°-6°之间。

根据本发明的一些实施例，所述柴油喷油器的中心线与对应的气缸的中心线重合，所述柴油喷油器的喷雾锥角在70°-85°之间。

根据本发明的一些实施例，所述气缸盖的底面为平面，所述活塞的顶面上形成有凹坑，所述凹坑为回转体形状，所述凹坑具有缩口结构，其中所述活塞的口径比保持在0.7-0.8之间，所述活塞的缩口比保持在0.8-0.9之间。

根据本发明的一些实施例，所述回转体的回转母线包括用于形成所述凹坑的侧壁的侧壁曲线段以及用于形成所述凹坑的底壁的底壁混合线段，所述侧壁曲线段包括依次相连的侧壁过渡段、侧壁缩口段和侧壁圆弧段，所述底壁混合线段包括依次相连的底壁第一直线段、底壁第一圆弧段、底壁第二直线段、底壁第二圆弧段和底壁第三直线段。

根据本发明的一些实施例，所述侧壁过渡段的曲率半径为18-22mm，所述侧壁缩口段的曲率半径在1.5-2mm，所述侧壁圆弧段的曲率半径在3.5-4.5mm之间，所述底壁第一圆弧段的曲率半径为11-15mm，所述底壁第二圆弧段的曲率半径为23-27mm；以及所述底壁第一直线段和所述底壁第三直线段分别与所述气缸盖的底面平行，所述底壁第二直线段相对所述气缸盖的底面倾斜设置，其中所述底壁第一直线段的长度为3.5-4.5mm，所述底壁第二直线段与所述气缸盖的底面的夹角在20°-24°，所述底壁第三直线段在所述活塞处在上止点时与所述气缸盖的底面的距离为2.5-3.5mm。

根据本发明的一些实施例，所述活塞的顶面与所述活塞的侧壁之间通过倒角过渡，所述倒角的长度为0.5-2mm，所述活塞的压缩余隙为1-2.5mm。

根据本发明的一些实施例，h1、h2和h3分别满足下列关系式：6.5mm≤h1≤7mm，7mm≤h2≤7.5mm，7.5mm≤h3≤9.5mm。

根据本发明的一些实施例，α1＝35°，α2＝20°，α3＝35°。

根据本发明的一些实施例，所述气缸体第一侧的第一侧壁与所述气缸体第二侧的第二侧壁分别形成为关于所述纵向中心线对称的波浪形，所述波浪形具有第一圆弧段和第二圆弧段，所述第一圆弧段在所述机体组的横向上与所述第三段相对，所述第二圆弧段连接在相邻两个所述第一圆弧段之间。

根据本发明的一些实施例，所述第一圆弧段的曲率半径为R1，所述第二圆弧段的曲率半径为R2，其中R2和R1的比值满足关系式：2.1≤R2/R1≤2.5。

根据本发明的一些实施例，所述气缸体的顶部还设置有顶板，所述顶板的厚度为h4，所述气缸的直径为D，其中h4和D的比值满足关系式：0.15≤h4/D≤0.19。

根据本发明的一些实施例，所述气缸体内设置有气缸体水套，所述气缸体水套的深度为h5，所述发动机的活塞在从上止点运动至下止点期间所述活塞上的第一活塞环的行程为h6，其中h5和h6的比值满足关系式：0.75≤h5/h6≤0.85。

此外，根据本发明的另一方面的实施例，提出了一种包括上述发动机的车辆。

附图说明

图1是根据本发明实施例的机体组的气缸体的俯视图；

图2是根据本发明实施例的机体组的气缸体的主视图；

图3是图1中所示的气缸体的简化示意图；

图4是气缸截面的示意图；

图5是螺纹紧固件的分布示意图；

图6是水套深度与活塞在上、下止点时一环行程的比值与气缸壁所受压力的曲线关系图；

图7是根据本发明实施例的气缸盖的示意图；

图8是进气道和排气道的示意图；

图9是进气门和排气门的示意图；

图10是火花塞的设置位置示意图；

图11活塞与气缸盖的局部示意图；

图12是活塞的局部之意图；

图13是凹坑的任意一个通过回转轴线的竖直截面的示意图；

图14是活塞的立体图；

图15是发动机的立体图；

图16-图18是根据本发明实施例的发动机采用不同压缩比的对比图；

图19-图20是根据本发明实施例的发动机在两个工况下，采用不同喷射锥角的对比图；

图21-图22是根据本发明实施例的发动机的活塞与传统活塞的HC、NOx率的对比图；

图23是根据本发明实施例的发动机燃烧室的涡流比示意图。

具体实施方式

下面详细描述本发明的实施例，所述实施例的示例在附图中示出，其中自始至终相同或类似的标号表示相同或类似的元件或具有相同或类似功能的元件。下面通过参考附图描述的实施例是示例性的，旨在用于解释本发明，而不能理解为对本发明的限制。

在本发明的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“长度”、“宽度”、“厚度”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”“内”、“外”、“顺时针”、“逆时针”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。

此外，术语“第一”、“第二”仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。由此，限定有“第一”、“第二”的特征可以明示或者隐含地包括一个或者更多个该特征。在本发明的描述中，“多个”的含义是至少两个，例如两个，三个等，除非另有明确具体的限定。

在本发明中，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定”等术语应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或成一体；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通或两个元件的相互作用关系。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本发明中的具体含义。

在本发明中，除非另有明确的规定和限定，第一特征在第二特征之“上”或之“下”可以包括第一和第二特征直接接触，也可以包括第一和第二特征不是直接接触而是通过它们之间的另外的特征接触。而且，第一特征在第二特征“之上”、“上方”和“上面”包括第一特征在第二特征正上方和斜上方，或仅仅表示第一特征水平高度高于第二特征。第一特征在第二特征“之下”、“下方”和“下面”包括第一特征在第二特征正下方和斜下方，或仅仅表示第一特征水平高度小于第二特征。

下面参考图1-图23详细描述根据本发明实施例的发动机1000，发动机1000的特点是液体或气体燃料和空气混合后直接输入机器内部燃烧而产生能量，然后再转变成机械能。对于车辆而言，其发动机1000一般可采用四冲程形式，发动机1000一般可以包括配气机构、曲柄连杆机构、供给系统、点火系统、冷却系统和润滑系统等。

其中，曲柄连杆机构的功用是把燃气作用在活塞109上的力转变为曲轴的转矩，以向工作机械输出机械能。一般地，曲柄连杆机构主要包括活塞连杆组、曲轴飞轮组以及机体组。

活塞连杆组将活塞109的往复运动转变为曲轴的旋转运动，同时将作用于活塞109上的力转变为曲轴对外输出的转矩，从而驱动车辆的车轮转动。一般地，活塞连杆组包括活塞109、活塞环(包括第一活塞环114)、活塞销和连杆等，活塞销用于连接活塞与连杆。曲轴飞轮组主要由曲轴与飞轮构成。

机体组是发动机的支架，是活塞连杆组、曲轴飞轮组、配气机构和发动机1000各系统主要零件的装配基体。机体组主要包括气缸盖101、气缸盖衬垫、气缸体201和油底壳301(如图15所示)，气缸盖101设在气缸体201的顶面，气缸盖衬垫夹设在气缸盖101的底面M1(底面M1如图9所示)与气缸体201的顶面之间，用于密封气缸盖101与气缸体201之间的缝隙，油底壳301设置在气缸体201的底部。在本发明的描述中，发动机1000(或机体组)的纵向指的是发动机1000的长度方向，发动机1000(或机体组)的横向指的是发动机1000的厚度(宽度)方向，发动机1000(或机体组)的高度方向指的是平行于气缸203的中心线的方向。

如图1且结合图11所示，气缸体201具有至少一个气缸203，气缸203是为活塞109在其中运动进行导向的圆柱形空腔，气缸203一般形成在气缸体201的上半部，而气缸体201的下半部一般可以是曲轴箱，但不限于此。对于直列发动机1000而言，如图1所示，其多个气缸203是沿发动机1000的纵向中心线200并置的(纵向中心线200如图3和图4所示)，即多个气缸203沿发动机1000的纵向排列成一条直线。对于V形发动机1000而言，其一般分为两组气缸203，该两组气缸203之间的夹角一般在30°-60°之间，但不限于此。

如图7和图8所示，气缸盖101内形成有与每个气缸203对应的进气道103和排气道104，进气道103用于向燃烧室输送油气混合物(或者空气)，排气道104用于排出废气。一般地，可以采用两进两出气道形式，即进气道103和排气道104均为两个，但不限于此，例如还可以采用三进两出或一进一出，对于本领域的普通技术人员而言，可以根据实际需要以及气缸盖101的内部构造而适应性设定。

配气机构设置在气缸盖101上，配气机构的作用是按照发动机1000每一气缸203内进行的工作循环和点火次序的要求，定时开启和关闭进气门108以及排气门110，使新鲜冲量(例如油气混合物或空气)及时进去气缸203内，而废气及时从气缸203排出。

配气机构主要包括气门组和气门传动组零件，气门组一般包括进气侧气门(简称进气门108)以及排气侧气门(简称排气门110)，进气门108和排气门110可以分别通过单独的凸轮轴驱动其定时打开、关闭。凸轮轴可以与发动机1000的曲轴联动，凸轮轴与发动机1000之间可以采用齿轮传动、链传动或带传动等多种方式。

其中，对于四冲程发动机1000而言，每个气缸203至少对应一个进气门108和一个排气门110，一般地，进气门108的数量与进气道103的数量是相同的，排气门110的数量与排气道104的数量是相同的。例如，可以采用两进两出四气门结构，或者三进两出五气门结构，当然也可以采用一进一出两气门结构。每个燃烧室内的进气门108和排气门110通过对应凸轮轴的驱动从而按照一定规律循环打开，从而及时地向燃烧室内补入油气混合物(或新鲜空气)，并在燃烧作功后及时将废气排出。

火花塞105的功用是将点火线圈产生的高压电引入燃烧室，并在两个电极之间产生电火花，从而点燃可燃混合气，火花塞105主要可以由中心电极、侧电极、壳体和绝缘体等组成。在本发明的一些实施例中，每个气缸203都对应设置至少一个火花塞105，该火花塞105可以采用螺纹连接的方式固定在气缸盖101的相应位置处。作为可选的实施方式，每个气缸203只对应设置一个火花塞105。

汽油喷油器用于喷射汽油燃料，在本发明的实施例中，对汽油喷油器的具体设置位置不作特殊限定。例如，汽油喷油器可以与气缸203的数量是一一对应的(即，多点喷射)，汽油喷油器可以设置在气缸盖101上并可直接将燃料喷入对应气缸203的进气门108的前方。当然，一个汽油喷油器也可以对应多个气缸203(即，单点喷射)，该喷油器可以安装在节气门前的区段中，燃料喷入后可随空气流进入进气支管内，并分别分配给每个气缸203。

柴油喷油器107用于喷射柴油燃料，柴油喷油器107可以设置在气缸盖101上，柴油喷油器107的喷嘴部分可以位于对应的燃烧室内。在本发明的一些实施例中，每个气缸203对应设置至少一个柴油喷油器107。作为可选的实施方式，每个气缸203仅对应设置一个柴油喷油器107。

应当理解的是，关于柴油喷油器107以及汽油喷油器的具体构造、工作原理以及相关的供油系统等，均已为现有技术且为本领域的普通技术人员所熟知，因此这里不再一一赘述。

其中，作为可选的实施方式，每个燃烧室均对应一个汽油喷油器和一个柴油喷油器107，且该一个汽油喷油器和该一个柴油喷油器107可以集成为一个整体，该一个整体式喷油器可以具有一个喷嘴，在需要喷射汽油时用于喷射汽油，而在需要喷射柴油时则用于喷射柴油。或者该一个整体式喷油器也可以具有两个喷嘴，一个用于喷射汽油，另一个用于喷射柴油，两个喷嘴互不干涉。在这些实施例中，汽油喷油器喷出的汽油燃料是直接喷入到燃烧室内的，而不经过进气支管或进气道，与上述汽油喷油器的多点喷射以及单点喷射的设置方式不同。

由于根据本发明实施例的发动机1000具有用于喷射柴油的柴油喷油器107以及用于喷射汽油的汽油喷油器，因此根据本发明实施例的发动机1000也可以称之为汽油柴油双燃料发动机1000(简称双燃料发动机1000)。

根据本发明实施例的双燃料发动机1000，在起动发动机1000时，可以通过火花塞105引燃方式进行点火起动。而在双燃料发动机1000正常起动后，可以通过喷射柴油以压燃方式工作，此时火花塞105可以停止工作。从而，使得根据本发明实施例的双燃料发动机1000相比于柴油发动机，在起动时可以有效降低排放，特别对于柴油发动机低温起动困难的问题，通过点燃方式可以顺利起动。在根据本发明实施例的双燃料发动机1000起动后，可以通过压燃方式取代火花塞105的点燃方式，由此高压缩比有助于充分燃烧，提高发动机1000的燃油经济性以及动力输出性能。

此外，根据本发明实施例的发动机1000由于正常工作冲程循环时火花塞105可以停止工作，火花塞105可以只在起动时进行点火，因此可以大大减少火花塞105的点火次数，提高火花塞105的使用寿命，降低使用成本，同时也简化了控制策略。

但是，需要说明的是，上述关于根据本发明实施例的双燃料发动机1000的起动过程以及正常冲程循环仅是示意性地说明，不能理解为是对本发明的一种限制，或者暗示本发明的发动机1000仅能以上述方式起动或以上述方式正常循环工作。

发明人发现，对于双燃料发动机1000而言，合理地设计压缩比与燃烧室的涡流比对于发动机1000的燃油经济性、降低排放以及改善动力输出有着直接关系。

有鉴于此，结合图16-图18、图23所示，发明人根据多年的行业经验以及大量实验发现，通过将压缩比控制在13-17特别是14-16之间，涡流比控制在1-6之间，可以有效解决发动机1000冷起动困难的问题，同时避免高压缩比带来的爆震问题，使发动机1000起动、运行更加平稳、可靠，动力输出性强且达到了较佳的燃油经济性以及较低的有害气体排放。

进一步，结合图23所示，发明人发现，通过将涡流比控制在1.5-5之间，可以更好地提升发动机1000的性能，降低排放。因此作为一种可选的实施方式，燃烧室的涡流比控制在1.5-5之间。

其中，在一个优选的实施例中，燃烧室的涡流比为1.7。在另一个优选的实施例中，燃烧室的涡流比为1.8。在又一个优选实施例中，燃烧室的涡流比为2。

由此，通过气缸壁的引导作用，从进气道103进入到燃烧室内的油气混合物(或新鲜空气)在气缸203内会形成涡流，通过控制涡流比处在1-6之间，特别是处在1.5-5之间，配合较高的压缩比(例如13-17)，从而可以大大降低燃烧排放，同时增加发动机1000的动力输出。

特别地，对于一般车辆而言，如图23所示，，特别是家用车辆而言，经济转速区在1000rpm-2000rpm之间，特别是在1500rpm-2000rpm，并且从图23中可以看出，在发动机1000处于2000rpm以下时，涡流比在1-6特别是1.5-5之间较优。

需要说明一点，对于如何控制气缸203内涡流比的大小已是现有技术，并且已为本领域的普通技术人员所熟知。例如，可以采用切向和/或螺旋进气道103的形式，同时也可以结合涡流阀技术，但是在本发明中，对于采用何种进气道103形式以及涡流阀的具体设置位置并不作特殊限定，对于本领域的普通技术人员而言，可以根据需要而采用相适配的进气道103形式以及适宜的涡流阀设置位置，只要能够实现将涡流比控制在1-6特别是1.5-5之间即可。

发明人发现，对于压缩比的控制同样对发动机1000的动力性、燃油经济性以及排放性能有着至关重要的作用。结合图16-图18所示，发明人发现，通过将压缩比控制在14.8-15.5之间较优。因此，根据本发明的一个实施例，压缩比在14.8-15.5之间。

特别地，根据本发明的一个优选实施例，发动机1000的压缩比为15.1。根据本发明的另一个实施例，压缩比为15.3。

由此，配合适宜的涡流比，例如作为优选的实施方式，压缩比在14.8-15.5，涡流比在1.5-5之间，从而可以更好地解决发动机1000低温起动困难的问题，避免由于高压缩比导致的爆震现象，改善发动机1000的燃油经济性以及动力性，有害气体的排放大大降低。

其中，需要说明的是，图16-18中的横坐标表示转速以及该转速下发动机1000输出的扭矩，纵坐标表示燃油消耗率，可以理解的是，在相同转速下，燃油消耗率越低，证明发动机的燃油经济性越好。从图16-图18中可以清楚地看出，压缩比(CR)为14.8、15.1和15.5时明显好于压缩比为13和17的情况。

下面结合图7-图15对根据本发明实施例的活塞109进行详细描述。

由于活塞109的选型关系到压缩比，同时也关系到发动机1000的整机性能，因此合理地选型活塞109对发动机1000而言至关重要。

结合图11-图14所示，根据本发明的一些实施例，活塞109的顶面形成有凹坑111，该凹坑111与气缸壁的内壁面以及气缸盖101的底面M1共同构成燃烧室。凹坑111的大小、型线直接决定了燃烧室的构造，并进而关联到发动机1000的各项燃烧指标。

在本发明的实施例中，凹坑111优选是回转体形状，该回转体的回转轴线117(如图13所示)与对应气缸203的中心线M2(M2如图10所示)重合，换言之，该凹坑111形成在活塞109顶部的中心。由此，凹坑111居中布置可以避免活塞109受力不均而导致气缸壁局部受力集中，从而可以改善气缸203变形问题，同时凹坑111居中还能在一定程度上减小活塞109与气缸壁之间的摩擦，提高活塞109的寿命以及活塞109与气缸壁之间的密封性，减少从活塞109与气缸壁之间间隙而逸出到曲轴箱内的燃气，避免该部分燃气影响曲轴箱内机油的性能和寿命。

结合图11-图13所示，凹坑111为“ω”形，即凹坑111的通过回转轴线117的竖直截面为“ω”形。这里，需要说明的是，凹坑111为“ω”形应当作广义理解，即可以理解为凹坑111的竖直截面可以是与“ω”形近似的形状，即凹坑111的上部至少应当具备一个缩口特征。关于“ω”形凹坑111的具体型线将在下面结合具体的实施例给出详细描述。

作为优选的实施方式，如图11所示，凹坑111顶部具有缩口结构127，且活塞109的口径比保持在0.7-0.8之间，活塞109的缩口比保持在0.8-0.9之间。具体地，活塞109的口径比指的是凹坑111的缩口结构127最窄处与气缸203的直径的比值，即口径比为K4/D(其中K4如图12所示，气缸直径D结合图1所示)。活塞109的缩口比指的是凹坑111的缩口结构127最窄处与凹坑111缩口结构127下部最宽处的直径之比，即缩口比为K4/K5(K4、K5结合图12所示)。

由此，通过合理地设计活塞109的口径比与缩口比，使得活塞109的口径比保持在0.7-0.8之间，缩口比保持在0.8-0.9之间，这样较大的口径比和较小的缩口比利于柴油向燃烧室余隙和淬熄区的扩散，有利于降低HC排放。同时还降低了燃烧过程中燃烧室的传热损失，使燃料燃烧得更充分，从而提高了发动机1000的热效率。

下面将结合图11-图13对凹坑111结构作详细说明。

如图13所示，凹坑111为回转体形状，回转体具有回转母线115和回转轴线117，该回转体为回转母线115围绕回转轴线117旋转360°形成。在图13的示例中，实际上包括回转轴线117的任意竖直截面，在该截面上，回转轴线117左右两侧对称的部分均可以作为回转母线115，在下面的描述中，以位于回转轴线117左侧的部分作为回转母线115进行描述。

具体地，回转母线115包括侧壁曲线段119和底壁混合线段129，该侧壁曲线段119用于形成凹坑111的侧壁，该底壁混合线段129用于形成凹坑111的底壁，其中底壁混合线段129至少包括底壁直线段和底壁曲线段。

由于侧壁曲线段119以及底壁混合线段129的线型直接关系到燃烧室的形状，进而关系到发动机1000的热效率等。因此合理地设计侧壁曲线段119以及底壁混合线段129的具体线型对发动机1000的热效率以及整体性能有着重要作用。

结合图13所示，具体而言，侧壁曲线段119可以包括侧壁过渡段121、侧壁缩口段123和侧壁圆弧段125，侧壁过渡段121、侧壁缩口段123和侧壁圆弧段125从上至下依次相连。侧壁过渡段121用于形成连接缩口结构127与活塞109顶面的过渡部分，侧壁缩口段123用于形成上述的缩口结构127，侧壁圆弧段125用于形成燃烧室的下部侧壁部分。

底壁混合线段129包括底壁第一直线段131、底壁第一圆弧段133、底壁第二直线段135、底壁第二圆弧段137和底壁第三直线段139，其中底壁第一直线段131、底壁第一圆弧段133、底壁第二直线段135、底壁第二圆弧段137和底壁第三直线段139在径向上从外向内依次相连，且底壁第一直线段131的外端与侧壁圆弧段125的下端相连。

发明人发现，通过将侧壁曲线段119以及底壁混合线段129按照上述线型进行设计，有利于柴油向燃烧室余隙和淬熄区的扩散，有利于降低HC等有害气体的排放。

进一步，由于侧壁曲线段119由多种曲线段构成，底壁混合线段129由多种曲线段以及直线段构成，因此各曲线段以及直线段的相关参数直接关系到发动机1000的热效率以及发动机1000的性能。

在本发明的一些实施例，如图13所示，侧壁过渡段121的曲率半径r0可以是18-22mm之间，优选是20mm，侧壁缩口段123的曲率半径r1可以在1.5-2mm之间，侧壁圆弧段125的曲率半径r2在3.5-4.5mm之间，优选在3.5-4mm之间，底壁第一直线段131优选是平行于气缸盖101底面M1的，底壁第一直线段131的长度可以在3.5-4.5mm之间，优选为4mm，底壁第一圆弧段133的曲率半径r3可为11-15mm之间，优选为13mm，底壁第二直线段135相对气缸盖101的底面倾斜设置，倾斜夹角β7可以在20°-24°之间，优选为22°，底壁第二圆弧段137的曲率半径r4可为23-27mm，优选为25mm，底壁第三直线段139优选是平行于气缸盖101底面的，并且底壁第三直线段139位于底壁第一直线段131的上方(斜上方)，即底壁第三直线段139的设置高度大于底壁第一直线段131的设置高度。

上述设计方式可以使得活塞109的口径比保持在0.7-0.8之间，缩口比保持在0.8-0.9之间，并且是一种较优选的实施方式，利于柴油向燃烧室余隙扩散，从而有效降低HC排放。

同时结合图22所示，图22示出了根据本发明实施例的活塞108在采用上述线型设计之后，与原传统活塞进行的比对实验，从图22中可以看出，采用上述线型设计使得发动机1000的HC有害物质排放大大降低，降低NOx，利于燃烧的进行，提高了燃烧的充分程度。

在本发明的一些实施例中，第三直线段在活塞109处于上止点时与气缸盖101的底面M1的距离在2.5mm-3.5mm之间，即K3＝2.5mm-3.5mm(如图11所示)，优选为3mm，即K3＝3mm。通过合理地控制第三直线段与气缸盖101底面M1的距离(活塞109处于上止点时)，从而使得凹坑111能够形成浅盘型汽油燃烧的特点，提高燃烧效率，使燃烧更充分，降低排放。

为了使得柴油能够在活塞109压缩的过程中更好地被混合气导流入压缩余隙和淬熄区域，作为优选的实施方式，活塞109的顶面与活塞109的侧壁之间通过倒角118过渡，如图11所示，该倒角118角度可为45°，长度可为0.5-2mm，并且活塞109的压缩余隙K2为1-2.5mm。这里，压缩余隙指的是活塞109在上止点时活塞109的顶面与气缸盖101底面的距离。

由此，通过在活塞109顶部外缘设置倒角118且控制倒角118的长度在0.5-2mm，同时控制活塞109的压缩余隙在1-2.5mm之间，配合曲率半径在18-22mm的侧壁过渡段121，此三者的结合设计能使柴油在活塞109压缩过程中很好地被压缩的气体导流入压缩余隙和活塞109与气缸壁的淬熄区域，使此区域的燃烧混合物能具有更好的着火特性，能有效的降低HC的排放，提高燃油的利用率，降低油耗。

作为优选的实施方式，活塞109的顶面与活塞109的侧壁之间的倒角118长度在1-1.5mm，活塞109的压缩余隙为1.5-2mm，由此能够使燃烧混合物具有更优的着火特性，提升发动机1000的燃油经济性，大大减少有害气体的排放。

结合图21所示，图21示出了根据本发明实施例的活塞108采用上述压缩余隙、侧壁过渡段121以及倒角118的结合设计相比原传统活塞进行的比对试验，从图21中可以看出，采用上述设计之后，可以使得发动机1000的HC有害物质排放大大降低，降低了NOx，利于燃烧的进行，提高了燃烧的充分程度。

综上，根据本发明实施例的活塞109结构充分结合了传统的柴油“ω”型和浅盘型汽油燃烧的特点，通过对燃烧室线型的优化和创新设计，满足了双燃料发动机1000在不同工作模式下对燃烧室结构的需求。

同时，活塞109顶面的尺寸结构设计构成了活塞109较大的口径比和较小的缩口比，活塞109边缘的倒角118结构和活塞109顶面与气缸盖101底面的配合产生的较大的压缩余隙有利于柴油在压缩过程中被导入到压缩余隙与活塞109与气缸壁之间的淬熄区，能有效的降低HC排放，提高燃料的利用率。

此外，根据本发明实施例的活塞109在整体上形成浅“ω”型，面容比大大降低,从而降低了发动机1000在工作过程中对外的传热损失,提高了发动机1000的热效率。

另外，根据本发明实施例的发动机1000的气缸盖101的底面M1为平面，配合这种“ω”型活塞109以及适宜的涡流比(例如1.5-5)和压缩比(例如14.8-15.5)，从而在整体上提升了发动机1000的各项性能，降低了有害气体的排放。并且，根据本发明实施例的发动机1000可以以柴油发动机作为原型机进行改造。

下面参照图7-图10结合具体实施例对进气门108、排气门110以及火花塞105进行详细描述。

在本发明的实施例，火花塞105设置在气缸盖101上，例如火花塞105可通过螺纹结构紧固在气缸盖101上。火花塞105的设置位置关系到火焰传播距离、火焰面积扩展速率、燃烧速度等，对于起动时的排放有着重要影响。

发明人发现，如图10所示，通过将火花塞105偏置，即偏离气缸203的中心线M2设置，同时控制火花塞105与气缸盖101交点距离气缸203中心线的距离K1对于起动时燃烧火焰以及燃烧速率的控制具有有益影响。

由此，在一些实施例中，火花塞105偏离对应气缸203的中心线M2设置，也就是说，火花塞105的中心线与对应气缸203的中心线M2是不重合的，并且优选地，火花塞105是位于排气侧的，如图7所示。

进一步，在一些实施例中，火花塞105的中心线与气缸盖101的底面的交点距离气缸203的中心线M2的距离K1是气缸203直径D的0.35-0.45之间，即K1＝0.35-0.45D。

由此，在起动发动机1000时，可以避免发生爆震现象，改善火焰面积扩展速率以及燃烧速率，均衡火焰传播距离，有效避免早燃，同时也方便发动机1000清扫废气，更好地改善点火困难问题，且大大提高了起动以及低速低负荷工况(此时火花塞105也可以参与点火工作)的工作稳定性。此外，由于根据本发明实施例的发动机1000具有柴油喷油器107，通过将火花塞105偏置，从而为柴油喷油器107的中心布置方式提供有效空间，避免二者在安装位置上发生干涉而影响发动机1000的性能。

作为优选的实施方式，火花塞105的中心线与气缸盖101的底面的交点距离气缸203的中心线的距离是气缸203直径的0.375-0.425之间，即K1＝0.375-0.425D。

在本发明的实施例中，如图7所示，火花塞105的第一端伸入到对应的气缸203内，火花塞105的第二端穿过该气缸203对应的排气道104并向外延伸，这里的向外延伸指的是向背离燃烧室的方向延伸。通过这种布置，可以使得气缸盖101结构更加紧凑，同时避免与柴油喷油器107发生干涉，火花塞105穿过排气道104可以最大限定地节约布置空间，同时对于排气性能影响较小，大大提高了气缸盖101顶面的空间利用率。

作为进一步优化的实施例，如图8所示，每个气缸203对应的排气道104为两个，两个排气道104的尾部彼此靠近并紧邻以形成共用通道112，火花塞105的第二端可以穿过该共用通道112并向外延伸。这样，火花塞105位于两个排气道104的正中，使得气缸盖101的整体结构更加紧凑，空间利用率更高，利于减少机体组占用的体积，特别为配气机构以及柴油喷油器107的布置提供了便利。

发明人发现，对于传统发动机1000而言，其火花塞105一般居中布置，且火花塞105的中心线与气缸203的中心线重合。而本申请中火花塞105偏置设置，因此火花塞105的设置角度对火焰面积扩展速率以及燃烧速率会产生一定的影响。

发明人发现，将火花塞105倾斜设置可以改善这一情况，因此在本发明的一个实施例中，火花塞105相对于该火花塞105对应的气缸203倾斜设置，即火花塞105的中心线与气缸203的中心线是不平行的，如图10所示。

进一步，在一些实施例中，如图10所示，火花塞105的中心线与对应气缸203的中心线的夹角β6在20°-30°之间。由此，可以改善火焰面积扩展速率以及燃烧速率，均衡火焰传播距离，有效避免早燃，同时也方便发动机1000清扫废气，更好地改善点火困难问题。

此外，将火花塞105倾斜设置还有利于火花塞105穿过排气道104，避免与配气机构等结构发生干涉。

作为优选的实施方式，如图10所示，火花塞105的中心线与对应气缸203的中心线的夹角β6在23°-26°之间。

由此，不仅可以有效避免液态燃油碰撞火花塞105以及向火花塞105供应过浓的混合气而在火花塞105上形成积碳，还权衡了火花塞105附近的冷却效果。同时通过采用柴油喷油器107与火花塞105较大间距的布置形式，且火花塞105倾斜布置于排气侧，从而利于提高火焰面积扩展速率以及燃烧速率，均衡火焰传播距离，从而更好地避免早燃。此外，这种角度设计也最有利于穿过排气道104，避免与其它结构发生干涉。

下面结合图9对进气门108和排气门110进行描述。

由于根据本发明实施例的气缸盖101上不仅要布置柴油喷油器107，同时还要布置火花塞105，因此对气缸盖101的结构要求较高，同时也增加了配气机构的布置难度。

结合图7和图9所示，由于进气门108封闭进气道103末端(燃烧室处)的进气口102且进气门108的中心线与该进气口102是大致正交的，类似地，排气门110封闭排气道104头端(燃烧室处)的排气口106且排气门110的中心线与该排气口106是大致正交的，因此进气门108以及排气门110的设置角度间接反映了该进气口102与气缸盖101底面M1以及排气口106与气缸盖101底面M1之间的夹角。

例如，以进气门108与通过发动机1000的纵向中心线200的竖直平面M3(M3如图9所示)的夹角为5°为例，则该进气门108与气缸盖101底面M1的夹角为85°左右，而由于该进气口102与进气门108是大致正交的，因此该进气口102与气缸盖101底面的夹角在5°左右，从而可以认为进气道103特别是进气道103尾段与气缸盖101的底面夹角即为5°左右。

类似地，以排气门110与上述竖直平面M3的夹角为5°为例，则该排气门110与气缸盖101底面M1的夹角为85°左右，而由于该排气口106与排气门110是大致正交的，因此该排气口106与气缸盖101底面的夹角在5°左右，从而可以认为排气道104特别是排气道104初始段与气缸盖101的底面夹角即为5°左右。

简言之，进气门108和排气门110的设置角度间接反映了排气道104(特别是排气道104的尾段，可以认为是排气口104)以及进气道103(特别是进气道103的初始段，可以认为是进气口102)与气缸盖101底面的夹角。即，如图9所示，可以近似地认为β1＝β4，β2＝β5。

而基于此，发明人发现，通过合理设计进气道103(间接反映进气口102)、排气道104(间接反映排气口106)与气缸盖101底面M1的夹角，从而不仅能够方便设计气缸盖101，降低气缸盖101的内部构造(例如为柴油喷油器107、火花塞105、各种气道、水套)的设计难度，同时特别地，通过合理设计该夹角，从而保证发动机1000在各转速下均具有较佳地扩散燃烧阶段的混合速率，并在达到一定范围内时能够增大湍流强度，进而利于燃烧过程的顺利进行，同时降低烟度。

发明人发现，通过将进气口102和排气口106设计成与气缸盖101底面M1的夹角β4、β5分别在0°-6°之间，对燃烧过程的顺利进行以及烟度的降低具有显著效果。因此，在本发明的一些实施例中，进气门108的中心线与通过发动机1000的纵向中心线的竖直平面M3的夹角β2为0°-6°之间，类似地，排气门110的中心线与该竖直平面M3的夹角β1也在0°-6°之间。

由此，进气门108与排气门110之间的夹角小于12°，即气门夹角相对较窄，这种较窄的气门夹角可使气缸盖101结构紧凑，减少冷却损失并得到最佳的表面积/容积。

作为优选的实施方式，进气门108的中心线与排气门110的中心线之间的夹角β3在10°内。其中，需要说明的是，这里的进气门108和排气门110的夹角指的是在发动机1000横向上彼此对应的一个进气门108和排气门110。由此，使得气缸盖101结构更加紧凑，同时能够更好地减少冷却损失并得到最佳的表面积/容积。

下面结合图7、图19-图20详细描述根据本发明实施例的柴油喷油器107。

参照图7所示，柴油喷油器107的中心线与对应的气缸203的中心线重合，即柴油喷油器107居中布置。由此，柴油喷油器107可以均匀地向燃烧室内喷射柴油燃料，同时配合居中布置的“ω”型凹坑111，可以使得柴油燃料更均匀地分布在燃烧室内，形成均值混合气，利于充分燃烧。

发明人发现，柴油喷油器107的喷雾锥角对碳烟、NOx(氮氧化合物的排放率)以及燃油消耗率三项发动机1000指标影响显著。结合图19-图20所示，发明人通过大量实验发现，通过将柴油喷油器107的锥角控制在70°-85°之间时，碳烟排放水平较低，同时NOx排放降低，即氮氧化合物排放减少，同时燃油消耗率也有所降低。

结合图19和图20所示，图19和图20给出了发动机1000处于不同转速(两种工况)下柴油喷油器107的多组喷雾锥角的对比图，即喷雾锥角分别为65°、70°、75°、78°、78.5°、85°和90°，并且每个喷雾锥角均对应三个衡量指标，从左向右依次为soot(污染物、碳烟)、Nox(氮氧化合物排放率)以及ISFC(燃油消耗率)，从图19-图20中可以清楚的看出，喷雾锥角在大于70°、小于85°时三项指标均偏小，即小于喷雾锥角为65°以及90°。

进一步，如图19-图20所示，作为优选的实施方式，柴油喷油器107的喷雾锥角在75°-80°之间较佳。其中，作为一个优选的实施方式，柴油喷油器107的喷雾锥角为75°。在另一个优选的实施方式中，柴油喷油器107的喷雾锥角为78°。在又一个优选的实施方式中，柴油喷油器107的喷雾锥角为78.5°。

由此，结合柴油喷油器107居中布置方式，使得柴油油束在燃烧室内分布均匀，避免各油束长度不一而造成混合气均匀性差，影响燃烧，同时适宜的喷雾锥角可以有效降低碳烟、NOx排放和燃油消耗率，从整体上增加发动机1000动力输出性、燃油经济性，改善发动机1000的热效率，降低有害气体的排放。

综上，结合火花塞105的布置方式、活塞109的凹坑111线型、涡流比、压缩比以及柴油喷油器107的喷雾锥角等，使得根据本发明实施例的发动机1000的汽油油气、柴油油气和空气可以更好地形成均质混合气，实现均质燃烧，火焰燃烧充分，相对于柴油的扩散燃烧，提高了发动机1000起动过程中的燃烧效率，降低发动机1000起动时的排放效果，而相比于汽油机而言，高压缩比可以进一步提高燃烧效率，增加发动机1000的动力性能和燃油经济性。

下面参考图1-图6详细描述根据本发明实施例的机体组部分，由于根据本发明实施例的发动机1000为双燃料发动机，不同于传统的汽油机和柴油机，例如存在气缸内压力爆发大、气缸壁易变性、机体组寿命短等诸多问题，因此需要对机体组进行重新设计，以适应双燃料燃烧模式。

下面将结合具体实施例详细描述气缸体201部分。

气缸203具有气缸壁，气缸壁的内壁面为圆柱形壁面。气缸壁的横截面(正交于气缸中心线方向的截面)为环形，其中图4示出了根据本发明一个实施例的气缸壁的横截面的示意图。气缸壁的外侧可以是气缸体水套，冷却水可以在气缸体水套内流动并与气缸壁接触换热，从而降低气缸203以及气缸203内活塞的工作温度。

参照图1且结合图4所示，气缸壁的环形截面沿周向分为依次相连的四段弧形段205、207、209、211，即第一弧形段205、第二弧形段207、第三弧形段209和第四弧形段211。并且每段弧形段进一步分为第一段213、第二段215和第三段217，其中每个弧形段的第三段217距离发动机的纵向中心线200最远，每个弧形段的第一段213距离该纵向中心线200最近，如图4所示。

换言之，结合图4所示，第一弧形段205的第一段213与第四弧形段211的第一段213相连，并且连接处处在纵向中心线200上，第一弧形段205的第三段217与第二弧形段207的第三段217相连，并且连接处是该环形截面距离纵向中心线200最远处。类似地，第二弧形段207的第一段213与第三弧形段209的第一段213相连，并且连接处处在纵向中心线200上，第三弧形段209的第三段217与第四弧形段211的第三段217相连，并且连接处是该环形截面距离纵向中心线200最远处。

其中，如图4所示，第一段213对应的圆心角为α1且壁厚为h1，第二段215对应的圆心角为α2且壁厚为h2，第三段217对应的圆心角为α3且壁厚为h3。需要说明一点，在图4的示例中，仅以第三弧形段209为例对其第一段、第二段和第三段进行了标注，而第一弧形段205、第二弧形段207以及第四弧形段211具有与第三弧形段209一样的结构，因此在图4中并未一一标注。

其中α1、α2和α3满足关系式：α1+α2+α3＝90°。由此，该四段弧形段的弧长是相等的，即每段弧形段对应的圆心角均为90°，从而每个气缸203的横截面具有高度的对称性，如图4所示。

进一步，h1、h2和h3满足下列关系式之一：h1＜h2≤h3，h1≤h2＜h3。换言之，距离纵向中心线200最远的第三段217的厚度相比距离纵向中心线200最近的第一段213的厚度要厚，即按照从第一段213朝向第三段217的方向，每个弧形段的厚度呈现逐渐变厚的大致变化趋势。

这样，根据气缸203所受活塞的径向力可知，每个气缸203的气缸壁所受活塞施加的力是随着与纵向中心线200的距离增加而逐渐增加的，即越靠近纵向中心线200，气缸壁的受力相对越小，而越远离纵向中心线200，气缸壁的受力相对越大。

从而，通过将第三段217设计成厚度相对最厚、第一段213设计成厚度相对最薄、第二段215的厚度设计成介于第一段213与第三段217之间(或者可选地，第二段215设计成与第一段213和第三段217之一相等)，从而使得气缸壁受力最大的部分强度明显提高，可以更好地防止该处气缸壁的变形，而对于受力相对较小的部分则壁厚相对较薄，降低了机体组的质量和体积，并且也避免盲目对气缸壁进行加厚而导致气缸203的冷却不足。

简言之，根据本发明实施例的气缸203的气缸壁的内壁面为圆柱形而外壁面是近似圆柱形的不规则曲面(如图4所示)，该不规则曲面使得气缸壁在受力较大的部分变厚，而在气缸壁受力较小的部分变薄，从而改善了气缸203变形以及气缸203的冷却效果，同时也降低了机体组的质量和尺寸。

需要说明的是，上述第一段213、第二段215和第三段217中的每一个可以是等壁厚结构，当然也可以是壁厚渐变结构，或者也可以是二者的结合。但是需要满足第二段215不小于第一段213的厚度，第三段217不小于第二段215的厚度，且排除三段厚度均相等的情况，即第一段213、第二段215和第三段217的厚度大体上是呈递增趋势的，至于是渐变递增还是跳跃性递增则可以根据具体情况而适应性设定，这对于本领域的普通技术人员而言，应当都是容易理解的。

发明人发现，合理地设计h1、h2和h3，不仅可以有效减低机体组的质量和体积，避免盲目增加气缸壁的壁厚所造成的机体组质量过大、气缸203冷却不足等问题，同时还能改善气缸203的变形，并针对易变形区域而有针对性的增加强度。

有鉴于此，发明人发现，h1、h2和h3分别满足下列关系式时，不仅可以起到增加气缸壁强度的目的，改善气缸203变形问题，同时还能兼顾机体组的质量以及壁厚过厚所引起的气缸203冷却不足，其中6.5mm≤h1≤7mm，7mm≤h2≤7.5mm，7.5mm≤h3≤9.5mm。

由此，在第一段213区域，由于壁厚相对较薄，可以减少该部分结构对应的水套内的冷却水的流动阻力，降低压力损失。同时，通过将第二段215区域的壁厚控制在7-7.5mm之间，可以避免水套内冷却水流速的突变，又能够减小气缸203变形。进一步，通过将第三段217的厚度加工成最大，从而很好地增加了气缸壁受力最大处部分的强度，进而更好地抵抗变形。可以理解的是，第一段213、第二段215和第三段217中任意两段之间优选采用平滑过渡方式进行过渡，这样便于铸造加工。

在本发明的一些可选实施例中，每个弧形段的壁厚按照从该弧形段的第一段213朝向该弧形段的第三段217的方向逐渐变厚，换言之，第一段213的距离第二段215较远的一端最薄，第三段217的距离第二段215较远的一端最厚，即气缸壁横截面的最厚处出现在气缸203的横向两侧处。由此，同样可以起到增加气缸203强度的目的，改善气缸203变形问题，同时还能兼顾机体组的质量以及壁厚过厚所引起的气缸203冷却不足。

发明人发现，合理地设计α1、α2和α3同样可以减低机体组的质量和体积，而且还可以改善气缸203的变形，增加发动机的寿命。有鉴于此，发明人发现，α1、α2和α3分别满足下列关系式，可以起到增加气缸壁强度的目的，改善气缸203变形问题，其中30°≤α1≤40°，15°≤α2≤25°，30°≤α3≤40°。

作为优选的实施方式：α1＝35°，α2＝20°，α3＝35°。由此，配合第一段213、第二段215和第三段217的壁厚设计，即6.5mm≤h1≤7mm，7mm≤h2≤7.5mm，7.5mm≤h3≤9.5mm，从而可以更好地增加气缸壁的强度，改善气缸203变形问题，同时还能兼顾机体组的质量以及壁厚过厚所引起的气缸203冷却不足。

下面结合图1-图5示出的具体实施例详细描述机体组的侧壁形状。

对于传统发动机而言，其机体组的侧壁一般都采用平直的设计方式(即侧壁为平面)。这样会导致机体组的质量大，占用空间多，对于空间布置要求日趋严峻的发动机舱而言，如何在不影响发动机各项性能的前提下缩小发动机的体积已成为一种趋势，同时这种侧壁为平面的机体组还存在气缸易变性的问题。

在本发明的一些实施例中，结合图1和图3所示(其中图3是图1的简化视图)，气缸体201第一侧的第一侧壁219和气缸体201第二侧的第二侧壁221分别形成为波浪形。这里，需要说明的是，该第一侧壁219和第二侧壁221是气缸体201的上半部的侧壁面，即曲轴箱上方的侧壁部分。通过将第一侧壁219和第二侧壁221设置为波浪形，从而可以提高机体组的强度，改善气缸203的变形问题。

其中，第一侧壁219与第二侧壁221关于发动机的纵向中心线200对称，由此便于铸造加工，且使发动机的质量分布更加均匀，避免出现局部质量集中的缺陷，使得发动机运行更加平稳。

关于波浪形侧壁，结合图1和图3所示，该波浪形由两种圆弧段构成，即第一圆弧段223和第二圆弧段225，第一圆弧段223和第二圆弧段225交替布置且依次相连，换言之，两个第一圆弧段223之间连接一个第二圆弧段225，且两个第二圆弧段225之间连接有一个第一圆弧段223。

其中第一圆弧段223形成为外凸式圆弧形状，第二圆弧段225形成为内凹式圆弧形状，并且第一圆弧段223与第二圆弧段225在连接处相切。由此，第一圆弧段223和第二圆弧段225过渡平滑，加工方便。

每个第一圆弧段223在发动机的横向上与对应的气缸203相对，具体地，如图3且结合图1所示，第一圆弧段223在横向上与第三段217相对。由此，一方面可以保证气缸体水套不至于过窄，降低冷却水的流动阻力，另一方面还能对气缸203起到辅助加强的作用，防止气缸203发生变形。

发明人发现，合理地设计第一圆弧段223的曲率半径R1以及第二圆弧段225的曲率半径R2对气缸203的加强以至整个机体组的加强起到至关重要的作用。有鉴于此，发明人发现，第二圆弧段225的曲率半径R2与第一圆弧段223的曲率半径R1的比值满足2≤R2/R1≤3时，可以有效改善气缸203的变形，提高发动机的寿命。

进一步，作为优选的实施方式，R2和R1的比值进一步满足关系式：2.1≤R2/R1≤2.5。由此，可以进一步改善气缸203的变形问题，相比传统平面式侧壁结构，既减轻了机体组的重量以及占用体积，同时又保证了机体组特别是侧壁部分具有充足的强度和刚度，可以有效地避免侧壁压力分布不均匀造成的气缸203受力不均匀而导致的变形问题。

在一些实施例中，如图2所示，气缸体201的顶部还设置有顶板227，顶板227的厚度为h4，气缸203的直径为D，其中h4和D的比值满足关系式：0.15≤h4/D≤0.19。由此，通过配合波浪形侧壁结构，可以进一步减少气缸203受力的不均匀性，从而大大降低气缸203的变形。

基于上面气缸203的截面尺寸、波浪形侧壁以及顶板227厚度等对气缸203的加强作用，发明人发现气缸203变形是一个综合因素，而从燃烧模式方面考虑，气缸203内存在大量的均值混合气，既要减少高涡流强度造成的湿壁问题，同时又要提高燃气在气缸203内的雾化程度，实现高效燃烧。

同时，发明人还发现，在传统布置中，将活塞在上止点和下止点运动过程中，活塞的一环覆盖的区域作为水套深度，这样大部分热量可以通过水套散失，从而水套带走过多热量的同时会导致气缸203上部和下部形成一定的温度梯度，从而加剧了气缸203的热变形。

有鉴于此，发明人通过多年的行业经验和大量的实验发现，气缸体水套的深度是活塞在上止点和下止点时其第一活塞环走过行程的75％-85％最优，如图6所示。换言之，气缸体水套的深度为h5，发动机的活塞在从上止点运动至下止点期间(或从下止点运动至上止点期间)活塞上的第一活塞环(活塞侧周壁上的多个活塞环中距离活塞顶面最近的一个)的行程为h6，其中h5和h6的比值满足关系式：0.75≤h5/h6≤0.85。

由此，通过控制气缸体水套的深度，起到了减少冷却损失、降低气缸203变形、提高燃烧效率的目的。并且特别地，结合图6所示，通过控制h5和h6的比值满足关系式：0.75≤h5/h6≤0.85，对于降低气缸壁的压力效果明显，从而大大改善了气缸203变形。

对于爆发力较高或高压缩比的发动机而言，例如对于双燃料发动机而言，燃烧室内的压力极高，因此对于用于紧固气缸体201和气缸盖的螺栓有着严格的要求，如果紧固不牢靠，可能导致气缸体201与气缸盖之间漏气，严重影响发动机的性能。

具体地，结合图5所示，根据本发明实施例的机体组，其气缸体201和气缸盖是通过螺纹紧固件229例如螺栓紧固的，并且可选地，每个气缸203对应四个螺纹紧固件229。

该四个螺纹紧固件229环绕在对应的气缸203的外周且可以分布在矩形的四个交点处(如图5所示)。这样，可以提高固定效果，进而增加气缸体201与气缸盖之间的密封性。

进一步，发明人发现，同侧的两个螺纹紧固件229的纵向距离(L1)与对应气缸203的中心距保持一致，从而可以保证两纵向螺纹紧固件229之间的压紧力均匀分布在前后两个气缸203上。而对于横向间距布置(L2)则可以根据具体布置需要在一定范围内进行调整，若横向间距(L2)选择过大，在相邻两气缸203距离最近的地方处将成为密封薄弱点，难以密封两气缸203鼻梁区处高压燃气，而横向间距(L2)选取过小，将造成气缸203距离纵向中心线200最远处的密封困难，同时还会导致相邻两气缸203距离最近的区域受力不均，造成气缸203变形严重。

有鉴于此，发明人发现，通过合理地设计纵向间距与横向间距的比值，可以获得良好的紧固以及密封效果。作为一种实施方式，横向距离与纵向距离之比控制在0.95-1.15之间较优。换言之，四个螺纹紧固件229分布的矩形沿发动机的纵向的长度为L1，该矩形沿发动机的横向的宽度为L2，从而0.95≤L2/L1≤1.15。

由此，通过合理布置螺纹紧固件229，从而在装配工况、热应力工况等条件下均可以将螺纹紧固件229的预紧力均匀的分布在气缸203顶面，达到预紧力合理覆盖气缸体201、气缸盖之间间隙的目的，大大提高气缸体201与气缸盖之间的密封性，防止燃烧室内的高温气体泄漏，保证发动机可以正常、稳定运行。

特别地，作为其中一个优选的实施方式，L2/L1＝0.95。作为另一个优选的实施方式，L2/L1＝1。作为再一个优选的实施方式，L2/L1＝1.15。

关于螺纹紧固件229的分布情况，在另一些可选的实施方式中，每个气缸203对应的四个螺纹紧固件229也可以与对应气缸203的中心线的距离相等，这样每个螺纹紧固件229受力均匀，避免单个或部分螺纹紧固件229受力集中而导致该螺纹紧固件229发生脱丝现象，影响气缸体201与气缸盖的密封性以及发动机运行的可靠性。

对于机体组以及气缸203的加强作用，还可以通过设置加强结构来实现。特别对于气缸盖水套处的侧壁部分，由于空间上的允许，可以通过增设加强结构例如加强肋板来进一步提高气缸体水套以至整个机体组的强度与刚度。

对于机体组的第一侧壁219和第二侧壁221上可以分别设置加强肋板，该加强肋板可以是一条且沿纵向布置，当然也可以是多条并沿发动机的高度方向彼此间隔开。每条加强肋板在纵向上可以是连续的，当然也可以根据需要而断开。每条肋板的下面可以设置两条倾斜的肋板，从而构成凳式肋板结构，减小气缸体水套强度不足造成的气缸203受力不均匀，进而更好地增加气缸203的强度，防止气缸203变形。

另外，为减小螺纹紧固件229与主轴承盖螺栓之间相互作用产生附加力矩，可以在螺纹紧固件229与主轴承盖螺栓之间增加一条或多条上下方向的肋板，减少因附加弯曲力矩造成的气缸203变形。

此外，为减小因曲轴箱模态差造成的气缸203变形，可以在曲轴箱拱形结构外侧布置一条或多条横向肋板，并增加横向肋板的辅助肋板结构，以形成相互交叉的网状结构，降低因模态差造成的气缸203。

作为优选的实施方式，上述的肋板突出相应壁面的高度应控制在该肋板厚度的2-3倍左右，优选为2.5倍左右，由此加强效果明显。例如，以第一侧壁219上的加强肋板为例，该加强肋板突出第一侧壁219表面的高度是该加强肋板厚度的2.5倍较优。

综上，根据本发明实施例的机体组，通过结构的改进从而有效增加了气缸203的强度和刚度，可以有效防止气缸203的变形，保证发动机可以稳定、高效运行，提高发动机的燃油经济性以及动力输出性能。根据本发明实施例的机体组特别适于双燃料发动机，例如汽油柴油双燃料发动机。

此外，根据本发明的实施例进一步提供了包括如上所述的发动机1000的车辆。应当理解的是，根据本发明实施例的车辆的其它构成例如行驶系统、转向系统、制动系统等均已为现有技术且为本领域的普通技术人员所熟知，因此对习知结构的详细说明此处进行省略。

在本说明书的描述中，参考术语“一个实施例”、“一些实施例”、“示例”、“具体示例”、或“一些示例”等的描述意指结合该实施例或示例描述的具体特征、结构、材料或者特点包含于本发明的至少一个实施例或示例中。在本说明书中，对上述术语的示意性表述不必须针对的是相同的实施例或示例。而且，描述的具体特征、结构、材料或者特点可以在任何的一个或多个实施例或示例中以合适的方式结合。此外，本领域的技术人员可以将本说明书中描述的不同实施例或示例进行接合和组合。

尽管上面已经示出和描述了本发明的实施例，可以理解的是，上述实施例是示例性的，不能理解为对本发明的限制，本领域的普通技术人员在本发明的范围内可以对上述实施例进行变化、修改、替换和变型。

Claims (18)

1.一种发动机，其特征在于，包括：

曲柄连杆机构，所述曲柄连杆机构包括机体组、活塞连杆组以及曲轴飞轮组，所述机体组的气缸体内具有至少一个气缸，所述机体组的气缸盖内形成有与每个所述气缸对应的进气道和排气道，所述气缸的气缸壁的内壁面为圆柱形壁面，所述气缸壁的横截面为环形，所述环形沿周向分为依次相连的四段弧形段，每段所述弧形段进一步分为第一段、第二段和第三段，所述第一段对应的圆心角为α1且壁厚为h1，所述第二段对应的圆心角为α2且壁厚为h2，所述第三段对应的圆心角为α3且壁厚为h3，其中每个所述弧形段的第三段距离所述发动机的纵向中心线最远，每个所述弧形段的第一段距离所述纵向中心线最近，其中α1、α2和α3满足关系式：α1+α2+α3＝90°；h1、h2和h3满足下列关系式之一：h1＜h2≤h3，h1≤h2＜h3；

火花塞，每个所述气缸对应设置至少一个所述火花塞；

柴油喷油器，每个所述气缸对应设置至少一个所述柴油喷油器；

用于喷射汽油燃料的汽油喷油器；以及

配气机构，所述配气机构包括对应每个所述气缸的进气门和排气门，所述进气门和所述排气门中的每一个均用于打开或关闭对应的燃烧室，其中

所述燃烧室的涡流比在1-6之间，压缩比在13-17之间。

2.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所述燃烧室内的涡流比为1.5-5之间，所述压缩比为14.8-15.5。

3.根据权利要求2所述的发动机，其特征在于，所述燃烧室的涡流比为1.7、1.8或2；以及

所述压缩比为15.1或15.3。

4.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所述火花塞位于对应气缸的排气侧，所述火花塞的第一端伸入到对应的气缸内且第二端穿过该气缸对应的排气道并向外延伸。

5.根据权利要求4所述的发动机，其特征在于，所述火花塞的中心线与对应气缸的中心线的夹角在20°-30°之间。

6.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所述进气门的中心线与通过所述发动机的纵向中心线的竖直平面的夹角在0°-6°之间；以及

所述排气门的中心线与所述竖直平面的夹角在0°-6°之间。

7.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所述柴油喷油器的中心线与对应的气缸的中心线重合，所述柴油喷油器的喷雾锥角在70°-85°之间。

8.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所述气缸盖的底面为平面，所述活塞的顶面上形成有凹坑，所述凹坑为回转体形状，所述凹坑具有缩口结构，其中所述活塞的口径比保持在0.7-0.8之间，所述活塞的缩口比保持在0.8-0.9之间。

9.根据权利要求8所述的发动机，其特征在于，所述回转体的回转母线包括用于形成所述凹坑的侧壁的侧壁曲线段以及用于形成所述凹坑的底壁的底壁混合线段，所述侧壁曲线段包括依次相连的侧壁过渡段、侧壁缩口段和侧壁圆弧段，所述底壁混合线段包括依次相连的底壁第一直线段、底壁第一圆弧段、底壁第二直线段、底壁第二圆弧段和底壁第三直线段。

10.根据权利要求9所述的发动机，其特征在于，所述侧壁过渡段的曲率半径为18-22mm，所述侧壁缩口段的曲率半径在1.5-2mm，所述侧壁圆弧段的曲率半径在3.5-4.5mm之间，所述底壁第一圆弧段的曲率半径为11-15mm，所述底壁第二圆弧段的曲率半径为23-27mm；以及

所述底壁第一直线段和所述底壁第三直线段分别与所述气缸盖的底面平行，所述底壁第二直线段相对所述气缸盖的底面倾斜设置，

其中所述底壁第一直线段的长度为3.5-4.5mm，所述底壁第二直线段与所述气缸盖的底面的夹角在20°-24°，所述底壁第三直线段在所述活塞处在上止点时与所述气缸盖的底面的距离为2.5-3.5mm。

11.根据权利要求10所述的发动机，其特征在于，所述活塞的顶面与所述活塞的侧壁之间通过倒角过渡，所述倒角的长度为0.5-2mm，所述活塞的压缩余隙为1-2.5mm。

12.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，h1、h2和h3分别满足下列关系式：

6.5mm≤h1≤7mm，

7mm≤h2≤7.5mm，

7.5mm≤h3≤9.5mm。

13.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，α1＝35°，α2＝20°，α3＝35°。

14.根据权利要求1所述的发动机，其特征在于，所述机体组的气缸体第一侧的第一侧壁与所述气缸体第二侧的第二侧壁分别形成为关于所述纵向中心线对称的波浪形，所述波浪形具有第一圆弧段和第二圆弧段，所述第一圆弧段在所述机体组的横向上与所述第三段相对，所述第二圆弧段连接在相邻两个所述第一圆弧段之间。

15.根据权利要求14所述的发动机，其特征在于，所述第一圆弧段的曲率半径为R1，所述第二圆弧段的曲率半径为R2，其中R2和R1的比值满足关系式：

2.1≤R2/R1≤2.5。

16.根据权利要求14所述的发动机，其特征在于，所述气缸体的顶部还设置有顶板，所述顶板的厚度为h4，所述气缸的直径为D，其中h4和D的比值满足关系式：

0.15≤h4/D≤0.19。

17.根据权利要求14所述的发动机，其特征在于，所述气缸体内设置有气缸体水套，所述气缸体水套的深度为h5，所述发动机的活塞在从上止点运动至下止点期间所述活塞上的第一活塞环的行程为h6，其中h5和h6的比值满足关系式：

0.75≤h5/h6≤0.85。

18.一种车辆，其特征在有，包括根据权利要求1-17中任一项所述的发动机。