CN112664335B - 匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统及方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开一种匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统和方法，汽油机包括气缸，气缸设置进气道，还设有滚流调节装置，所述滚流调节装置包括滚流调节部，气缸的壁体设置安装位，装位形成朝向所述进气道的开口，滚流调节部可容纳于安装位，且滚流调节部能够动作以自开口伸入进气道的喉口或靠近所述喉口，并处于不同位置，以调节进气道的流通面积。安装位设于气缸的壁体内，则整个滚流调节装置只是在工作时其滚流调节部部分或全部转动进入进气道内，滚流调节装置不需要占用进气道过多的空间，可以设置在靠近进气道的喉口的位置，滚流部调节部相应地可以伸入到喉口或者靠近喉口的位置，这样更容易达到调节喉口位置的进气量和滚流强度的目的。

Description

匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统及方法

技术领域

本发明涉及汽油机技术领域，具体涉及一种匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统及方法。

背景技术

面对日益严格的排放法规和不断增多的清洁能源需求，汽油机的发展对于提高热效率和降低污染物排放提出更高的要求。

汽油机存在多种工况，在各工况下有各自对应的需求。目前，随着压缩比和负荷的增加，汽油机运行在低速大负荷工况时，爆震倾向增大。爆震导致发动机内部零件损坏，动力输出也会大大降低，限制了发动机效率的进一步提升。当汽油机在城市拥堵道路运行时，低速小负荷的怠速工况较为常见。怠速工况由于进气充量少、进气气流强度较弱，导致缸内气流运动和油气混合变差，燃油经济性变差。当汽油机在郊区高速道路上运行时，高速大负荷工况较为常见，此时为了提高功率输出，需要匹配低滚流、高充量的进气气流。

但传统汽油机进气系统结构单一且固定，进气气流的品质（进气充量和滚流强度）无法随着发动机工况的改变而及时调整。

发明内容

本发明提供一种匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，汽油机包括气缸，所述气缸设置进气道，还设有滚流调节装置，所述滚流调节装置包括滚流调节部，所述气缸的壁体设置安装位，所述安装位形成朝向所述进气道的开口，所述滚流调节部可容纳于所述安装位，且所述滚流调节部能够动作以自所述开口伸入所述进气道的喉口或靠近所述喉口，并处于不同位置，以调节所述进气道的流通面积。

可选地，还包括驱动部，所述驱动部驱动所述滚流调节部进行转动或平移的动作，以伸入所述进气道，并能够处于不同位置。

可选地，所述滚流调节部包括凸轮，所述凸轮旋转过程中，其轮尖能够伸入所述进气道内。

可选地，所述滚流调节装置还包括设于所述安装位内的基座，所述基座和所述凸轮抵触，且所述基座的顶面和所述凸轮的顶面共同形成匹配所述开口的上表面；所述基座内设有弹簧，以使所述凸轮旋转时，所述基座和所述凸轮始终抵触。

可选地，所述凸轮第一侧方位靠近所述喉口，第二侧方位相对远离所述喉口；

仅在所述第二侧方位设置所述基座，所述凸轮旋转角度小于360°，或，所述凸轮的第一侧方位和第二侧方位均设有所述基座，所述凸轮能够360°旋转。

可选地，仅在所述第二侧方位设置所述基座，所述凸轮旋转至轮尖正对进气道，并继续朝向喉口旋转预定角度后，所述凸轮的一侧侧面与安装位的壁面贴靠，限制其继续旋转。

可选地，所述基座包括相互嵌套的第一部和第二部，所述弹簧沿嵌套方向设于所述第一部和所述第二部之间，所述第一部定位于所述安装位，所述凸轮与所述第一部抵触，随所述凸轮的旋转，所述第一部与所述第二部嵌套的深度增加或减小。

可选地，所述第一部和所述第二部，均为一侧开口以实现相互嵌套的壳体，且外套者为方形壳体，内嵌者具有弧形底壁。

可选地，所述滚流调节部包括第一进气挡板，所述第一进气挡板的上表面匹配于所述开口，所述第一进气挡板能够绕其一端旋转，以伸入所述进气道并处于不同位置，所述第一进气挡板的另一端靠近所述进气道的喉口。

可选地，所述第一进气挡板的上表面为挡板弧面，和/或，所述第一进气挡板的另一端的端面为挡板斜面。

可选地，所述滚流调节部包括第二进气挡板，所述第二进气挡板平移以伸入所述进气道并处于不同位置，所述第二进气挡板的顶面匹配于所述开口。

可选地，所述第二进气挡板的两端均为向所述喉口倾斜的斜面，所述安装位的两侧壁面为相匹配的斜面。

可选地，所述滚流调节部容纳于所述安装位时，其上表面能够与所述开口气密封，且所述上表面与所述进气道的下表面平齐。

可选地，所述进气道和所述安装位均设于所述气缸的缸盖。

可选地，还包括控制所述滚流调节部的控制单元，所述控制单元根据当前汽油机所处的工况，控制所述滚流调节部处于所述进气道的不同位置。

可选地，所述滚流调节装置包括驱动部，所述驱动部驱动所述滚流调节部动作

本发明还提供一种匹配汽油机不同工况下滚流强度的方法，基于上述任一项所述的配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，调节所述滚流调节部自所述开口伸入所述进气道处于不同位置，以调节所述进气道的流通面积，进而调节滚流强度。

可选地，

在低速小负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道处于第一位置，实现高滚流、低充量；

在低速大负荷和/或中速中负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道处于第二位置，实现高滚流、高充量；

在高速大负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道处于第三位置，实现低滚流、高充量；

其中，所述滚流调节部在所述第一位置遮挡的进气道流通面积>在所述第二位置遮挡的进气道流通面积>在所述第三位置遮挡的进气道流通面积。

可选地，所述滚流调节部处于第一位置时，其遮挡的所述进气道流通面积最大；所述滚流调节部处于第三位置时，所述滚流调节部的上表面与所述进气道的下表面平齐，其遮挡的所述进气道流通面积最小。

可选地，在低速大负荷工况和/或中速中负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道，且往复运动，并满足：随进气门开度增大，所述滚流调节部遮挡的进气道面积减小。

可选地，根据采集的汽油机参数，获得当前汽油机所处的工况，根据对应工况下滚流强度的需求，控制所述滚流调节部处于所述进气道的相应位置。

本方案中提供一种匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统和方法，方案中的滚流调节部安装至安装位后，可以容纳在安装位内，则进气道的流通面积不受影响，处于最大流通面积。滚流调节部可以动作而使其位置发生变化，从完全容纳在安装位内变化到部分或全部伸入至进气道内，并可以在进气道内处于不同的位置，可以理解，一旦进入进气道，则会对进气道的进气截面形成遮挡，其位置变化时，遮挡的面积相应发生变化，进气道的流通面积发生变化，从而达到调节滚流强度和进气充量的目的。

尤为重要的是，由于安装位设于气缸的壁体内，则整个滚流调节装置只是在工作时其滚流调节部部分或全部转动进入进气道内，这样整个滚流调节装置不需要占用进气道过多的空间，所以滚流调节装置可以设置在靠近进气道的喉口的位置，滚流部调节部相应地可以伸入到喉口或者靠近喉口的位置，流通面积的变化调节，即为喉口出流通面积的变化调节，这样更容易达到调节喉口位置的进气量和滚流强度的目的。

附图说明

图1-1为缸内直喷汽油机控制系统的结构原理图；

图1-2为缸内直喷汽油机燃烧系统的结构原理图；

图2为本发明第一实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；

图3为图2中滚流调节装置设于缸盖内的立体图；

图4为图3中缸盖未安装滚流调节装置时的示意图；

图5为图4的A-A向视图；

图6为图4的B-B向视图；

图7为图4的C-C向视图；

图8为第一实施例中凸轮在安装位的初始位置的示意图；

图9为第一实施例中凸轮自初始位置转动角度θ后的示意图；

图10为图2中凸轮的立体结构示意图；

图11为图2中滚流调节装置的基座的爆炸示意图；

图12为图11中第一部的示意图；

图13为图11中第二部的示意图；

图14为图8中凸轮处于第一位置的示意图；

图15为图8中凸轮处于第二位置的示意图；

图16为图8中凸轮处于第三位置的示意图；

图17为图8中滚流调节装置处于第四位置的示意图；

图18为奥托循环和阿特金森循环进气门升程示意图；

图19为在低速工况下，阿特金森循环进气门升程与第一实施例中凸轮旋转角度相位的匹配示意图；

图20为本发明第二实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；

图21为图20中滚流调节装置设于缸盖内的立体图；

图22为图21中缸盖未安装滚流调节装置时的示意图；

图23为图22的A-A向视图；

图24为图22的B-B向视图；

图25为图22的C-C向视图；

图26为第二实施例中凸轮在安装位的初始位置的示意图；

图27为第二实施例中凸轮自初始位置转动角度θ后的示意图；

图28为图26中凸轮处于第一位置的示意图；

图29为图26中凸轮处于第二位置的示意图；

图30为图26中凸轮处于第三位置的示意图；

图31为在低速工况下，阿特金森循环进气门升程与第二实施例中凸轮旋转角度相位的匹配示意图；

图32为本发明第三实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；

图33为图32中滚流调节装置设于缸盖内的立体图；

图34为图33中缸盖未安装滚流调节装置时的示意图；

图35为图34的A-A向视图；

图36为图34的B-B向视图；

图37为图32中第一进气挡板的结构示意图；

图38为图37中第一进气挡板转动角度θ后的示意图；

图39a为第一进气挡板处于第一位置的示意图；

图39b为第一进气挡板位于第一位置时的旋转角度与进气门开启相位的关系图；

图40a为第一进气挡板处于第二位置的示意图；

图40b为第一进气挡板位于第二位置时的旋转角度与进气门开启相位的关系图；

图41a为第一进气挡板处于第三位置的示意图；

图41b为第一进气挡板位于第三位置时的旋转角度与进气门开启相位的关系图；

图42a为第一进气挡板处于位置连续变化的状态图，示意出变化状态中第一进气挡板的三种位置；

图42b为第一进气挡板处于连续变化状态时的旋转角度与进气门开启相位的关系图；

图43-1为第一进气挡板匹配不同工况的控制策略流程图；

图43-2为汽油机运行工况示意图；

图44为本发明第四实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；

图45为图44中滚流调节装置设于缸盖内的立体图；

图46为图45中缸盖未安装滚流调节装置时的示意图；

图47为图46的A-A向视图；

图48为图46的B-B向视图；

图49为图44中第二进气挡板的结构示意图；

图50为图49中第二进气挡板平移距离L后的示意图；

图51a为第二进气挡板处于第一位置的示意图；

图51b为第二进气挡板处于第一位置时的移动距离与进气门开启相位的关系图；

图52a为第二进气挡板处于第二位置的示意图；

图52b为第二进气挡板处于第二位置时的移动距离与进气门开启相位的关系图；

图53a为第二进气挡板处于第三位置的示意图；

图53b为第二进气挡板处于第三位置时的移动距离与进气门开启相位的关系图；

图54a为第二进气挡板处于连续变化状态的示意图，示意出变化状态中第二进气挡板的三种位置；

图54b为第二进气挡板移动距离与进气门开启相位的关系图；

图55为在低速工况下，阿特金森循环进气门升程与第三实施例中进气挡板旋转角度相位的匹配示意图；

图56a为进气挡板处于第四位置的示意图；

图56b为进气挡板从第四位置旋转到第五位置的示意图；

图57为进气挡板位于第四位置时的旋转角度与进气门开启相位的关系图。

图1-1~57中附图标记说明如下：

100-缸盖、101-安装位、1-进气道、1a-喉口、2-进气门、3-排气道、4-排气门、5-直喷喷油器、6-火花塞、7-缸套、8-活塞、9-ECU控制单元、10-控制单元、11-节气门、12-进气凸轮、13-排气凸轮、14-曲轴；

10-凸轮、10a-轮尖、20-基座、201-第一部、201a-第一顶壁、201b-U型壁、202-第二部、202a-第二顶壁、203-弹簧、30-驱动电机；

10’-第一进气挡板、10’a-挡板弧面、10’b-挡板斜面、10’c-头端；

10’’-第二进气挡板、10’’a挡板弧面、10’’b第一斜面、10’’c第二斜面、40齿条。

具体实施方式

为了使本领域的技术人员更好地理解本发明的技术方案，下面结合附图和具体实施例对本发明作进一步的详细说明。

请参考图1-1，图1-1为缸内直喷汽油机控制系统的结构原理图；图1-2为缸内直喷汽油机燃烧系统的结构原理图。

汽油机的气缸包括缸筒和缸盖100，缸筒内镶有缸套7形成燃烧室，缸盖100设有进气道1和排气道3，并相应地配设有进气门2和排气门3，进气道1设有节气门1111，对进气量进行调节，进气道1与缸内相接的位置即进气入口，进气入口的开度由进气门2控制，排气口的开度由排气门4控制，进气门2和排气门3的开度则由对应的进气凸轮12、排气凸轮13控制。缸盖100安装火花塞6和直喷喷油器5，直喷喷油器5向缸内喷入汽油，空气则从进气道1进入，完成燃烧，活塞8在缸筒内往复运动，完成相应的冲程（曲轴1414相应进行转动动作进行动力输出），压缩时，排气门4打开，废气从排气道3排出。如图1-2所示，进气道1一般存在喉口1a，即靠近进气道1的进气入口的位置，相对整个进气道1而言比较狭窄。如图1-1所示，还设置ECU控制单元9，控制汽油机的工作，另外，还配设有滚流调节装置的控制单元10，下面会详述滚流调节装置。

本方案中提供一种匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，包括滚流调节部，气缸的壁体设有可容纳滚流调节部的安装位101。具体地，进气道1可以设置于气缸的缸盖100，且缸盖100的壁体设有安装位101，安装位101可以形成于进气道1靠近喉口1a的下表面位置。此时安装位101会形成朝向进气道1的开口。滚流调节部安装至安装位101后，可以容纳在安装位101内，优选的方案是，滚流调节部容纳在安装位101内时，其上表面与开口形状基本适配，滚流调节部的上表面也与进气道1的下表面大致平齐，此时，可以保证气密性，进气气流不会进入安装位101，由于与进气道1的下表面平齐，则进气道1的流通面积不受影响，处于最大流通面积。另外，滚流调节部可以动作而使其位置发生变化，从与进气道1下表面近乎平齐的位置，变化到伸入至进气道1内，并可以在进气道1内处于不同的位置，可以理解，一旦进入进气道1，则会对进气道1的进气截面形成遮挡，其位置变化时，遮挡的面积相应发生变化，进气道1的流通面积发生变化，从而达到调节滚流强度和进气充量的目的。

由于安装位101设于气缸（具体是缸盖100）的壁体内，则整个滚流调节装置只是在工作时其滚流调节部部分或全部转动进入进气道1内（实施例1-4中均部分进入进气道1，对于实施例4中第二进气挡板10’’，也可以根据需求全部进入进气道1），这样不需要占用进气道1过多的空间，所以滚流调节装置可以设置在靠近进气道1的喉口1a的位置，滚流部调节部相应地可以伸入到喉口1a或者靠近喉口1a的位置，流通面积的变化调节，即为喉口1a处流通面积的变化调节，这样更容易达到调节喉口1a位置的进气量和滚流强度的目的。

以下通过四个实施例具体描述本发明所提供的匹配汽油机不同工况的滚流强度的设备。

实施例1

请参考图2-9，图2为本发明第一实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；图3为图2中滚流调节装置设于缸盖100内的立体图；图4为图3中缸盖100未安装滚流调节装置时的示意图；图5为图4的A-A向视图；图6为图4的B-B向视图；图7为图4的C-C向视图；图8为第一实施例中凸轮10在安装位101的初始位置的示意图；图9为第一实施例中凸轮10自初始位置转动角度θ后的示意图。

滚流调节部在第一实施例中具体为凸轮10，凸轮10的位置变化，通过其旋转实现，凸轮10的旋转轴平行于进气道1的宽度方向。图8显示的凸轮10处于初始位置，其轮尖10a指向安装位101的底部，如图9所示，随着凸轮10逆时针旋转，凸轮10的轮尖10a逐渐向上移动，并最终能够进入到进气道1内，随着旋转角度的变化，凸轮10轮尖10a伸入进气道1的位置和距离都在发生变化。应知，该实施例通过轮尖10a伸入到进气道1内的距离和位置发生变化，以调节滚流强度和进气充量，而基于轮尖10a的形状，其扰流效果更为明显，从而能够达到较佳的调节滚流强度的效果。值得注意的是，凸轮10的宽度（沿旋转轴延伸方向的尺寸）最好与进气道1宽度匹配，即相等或是略小，以不影响凸轮10转动为必要，这样，凸轮10转动进入进气道1后，可以遮挡整个进气截面的下部，更容易实现滚流强度和进气量的可控调节。

下面详述本方案中滚流调节装置的具体结构和调节滚流强度以及充量的具体过程。

如图2所示，该实施例中的滚流调节装置包括滚流调节部、基座20以及驱动滚流调节部动作的驱动部，驱动部具体可为电机，也可以是其他常规的驱动装置。滚流调节部具体为凸轮10。由于凸轮10是偏心结构，存在较大的头部和轮尖10a，这样，凸轮10在旋转过程中，为保证气密性，防止进气气流进入安装位101内，还与凸轮10配套设置基座20。

请继续参考图10-13，图10为图2中凸轮10的立体结构示意图；图11为图2中滚流调节装置的基座20的爆炸示意图；图12为图11中第一部201的示意图；图13为图11中第二部202的示意图。

如图11所示，滚流调节装置的基座20包括相互嵌套的第一部201和第二部202，弹簧203沿嵌套方向设于第一部201和第二部202之间，其中，第一部201定位于安装位101，具体可以固定于安装位101的壁面。而凸轮10则与第一部201抵触，且随着凸轮10的旋转，凸轮10始终与第一部201抵触，只是凸轮10与底部抵触的位置发生变化，这样，凸轮10旋转中心与第一部201之间的距离会随着旋转角度变化而变化，则第一部201与第二部202嵌套的深度会随凸轮10的旋转而增加或减小。如图8、9所示，当凸轮10逆时针旋转角度θ后，右侧的基座20的第一部201和第二部202逐渐受到挤压，嵌套深度增加，当轮尖10a抵触第一部201时，压缩程度最大，头部抵触第一部201是，压缩程度最小。

为达到气密性要求，基座20和凸轮10配合后，整个基座20的顶部可以共同匹配开口，在凸轮10旋转动态变化过程中，也能够达到基本封住开口的目的。从图8可以看出，基座20的顶部大致为平面（凸轮10的头部有一定弧度），与进气道1的下表面基本平齐。

具体在图11中，第一部201和第二部202，均为一侧开口以实现相互嵌套的壳体，且外套者为方形壳体，内嵌者具有弧形底壁，可以减少第一部201和第二部202之间的摩擦力，便于实现伸缩，图11为第一部201嵌套于第二部202。图12中，第一部201的周壁由第一顶壁201a和U型壁201b（形成弧形的第一底壁）形成，U型壁201b的第一底壁和第二部202的第二底壁之间会形成间隙，从而减少伸缩时的摩擦。第一部201的第一顶壁201a和第二部202的第二顶壁202a存在重叠，二者共同形成的顶壁为基座20的顶壁。可以理解，基座20的设置是为了匹配凸轮10旋转，以尽量保持安装位101开口处的气密性，此时，基座20显然不限于该结构，也可以是自身具有伸缩性能的实心材质制成，例如具有较大弹性的弹性块体等。

该滚流调节装置可以匹配汽油机不同工况的滚流强度需求，具体请参考图14-16，图14为图8中凸轮10处于第一位置的示意图；图15为图8中凸轮10处于第二位置的示意图；图16为图8中凸轮10处于第三位置的示意图。三种位置匹配汽油机的三种工况需求，说明如下：

1.汽油机处于低速小负荷工况，比如怠速工况

如图14所示，此工况下，驱动滚流调节部，具体是驱动凸轮10旋转，使凸轮10的轮尖10a伸入进气道1至第一位置，具体在图14中，凸轮10从初始位置旋转180度，其轮尖10a正对进气道1，此时凸轮10对进气道1的遮挡面积最大，进气道1喉口1a的流通面积处于最小值，则更多的进气气流从进气门2上部区域进入缸内。由此实现高滚流、低充量系数的进气品质，配合喷油器喷油和火花塞6点火，实现汽油机在低速小负荷工况的良好运转。

2. 汽油机处于低速大负荷或中速中负荷工况

如图15所示，当汽油机运行在低速大负荷或中速中负荷工况时，驱动滚流调节部，具体即驱动凸轮10的轮尖10a伸入进气道1至第二位置，第二位置对进气道1进气截面的遮挡面积小于第一位置的遮挡面积，具体在图15中，驱动凸轮10旋转到225°，则进气道1喉口1a的流通面积处于中间水平，同时节气门11开度处于全开和关闭之间的中间值，相对于未安装的凸轮10的常规汽油机，凸轮10既充当高滚流气流的发生装置，又充当节流的作用，因此，其节气门11开度能够相对于常规汽油机略微增大，有助于降低泵气损失。此时缸内滚流强度和充量系数均维持在中等水平，即中滚流、中充量，配合喷油器喷油和火花塞6点火，实现汽油机低速大负荷或中速中负荷的良好运转。

可知，在凸轮10旋转到180°时，遮挡面积最大，为了使得进气道1喉口1a的流通面积处于中间水平，凸轮10不限于按照图15旋转到225°，只要是保证凸轮10的轮尖伸入进气道1，而遮挡面积又小于在180°位置时的遮挡面积即可。比如，可以是旋转到115°~180°之间，或者180°~225°之间。当然，凸轮10旋转到115°~180°之间时，轮尖和喉口1a的距离会更长，为了更好地调节喉口1a位置的进气，则需要将凸轮10更靠近喉口1a位置布置，而凸轮10旋转到180°~225°之间时，则轮尖更靠近喉口1a，对于凸轮10靠近喉口1a布置的要求相对宽松，当然，无论是哪一种方式，凸轮10都应当尽量靠近喉口1a布置。其他实施例也同样如此。

3. 汽油机高速大负荷工况

如图16所示，当汽油机运行在高速大负荷工况时，驱动滚流调节部，具体即驱动凸轮10的轮尖10a伸入进气道1至第三位置，第三位置对进气道1进气截面的遮挡面积小于第二位置的遮挡面积。如图16所示，驱动凸轮10旋转到245°，此时凸轮10的上表面与进气道1的下表面基本贴合，几乎不对进气道1进行遮挡，进气道1喉口1a的流通面积最大，从进气门2上部和下部区域进入缸内的进气气流相近。同时节气门11开度增大，可实现低滚流、高充量系数的进气品质，配合喷油器喷油和火花塞6点火，实现汽油机高速大负荷的良好运转。

还可以参考图17，图17为图8中滚流调节装置处于第四位置的示意图。第四位置与第三位置虽然不同，但都是满足凸轮10上表面与进气道1下表面基本平齐，进气道1的流通面积最大，所以对进气的影响基本相同，故而图17也匹配于上述的汽油机处于高速大负荷的工况。图17中，驱动凸轮10转动115°，与图16的旋转245°相对初始位置对称。

另外，该实施例中的滚流调节装置还可匹配更多的工况。

请参考图18、19理解，图18为奥托循环和阿特金森循环进气门2升程示意图，这是两种循环方式控制下进气门2升程的曲线图，为现有技术；图19为在低速工况下，阿特金森循环进气门2升程与第一实施例中凸轮10旋转角度相位的匹配示意图。

汽油机工作循环一般为奥托循环，但为了进一步提高汽油机的燃油经济性，通过可变气门正时电控装置，可将进气门2关闭时刻推迟到换气下止点之后（如图18所示），即进气门2关闭延迟，则汽油机工作循环由奥托循环切换为阿特金森循环，由此实现膨胀比大于压缩比，较长的膨胀行程可以更为有效地利用做功后的废气，进而提高燃油效率。

但是可知，上述描述的阿特金森循环，需要推迟进气门2关闭，在压缩冲程会从进气门2排出部分混合气，减少进气量，这将导致阿特金森循环在低转速扭矩和高转速动力性上有所减弱。此外，从进气门2排出部分混合气，势必导致进气回流，对进气道1的进气造成扰动，从而影响汽油机下一个工作循环的进气过程。

为了改善在阿特金森循环下，即进气门2延迟关闭的工况下，汽油机在低速工况扭矩不足或者高速工况动力性减弱的现象，可以采用本实施例中的滚流调节装置。

针对低速扭矩不足的工况，如图19所示，采用阿特金森循环进气门2晚关的进气门2升程曲线的同时，在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），凸轮10的旋转控制可以参考上述的低速小负荷工况，即驱动凸轮10至第一位置，最好是最大限度地减小进气道1流通面积，对于凸轮10作为滚流调节部，则可驱动凸轮10维持在180°（如图19所示），即轮尖10a正朝向进气道1，此时进气道1喉口1a流通面积最小有利于缸内形成高滚流气流促进油气混合；在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动凸轮10按如图19所示的旋转角度进行逆时针旋转，即在当前凸轮10的位置基础上，继续朝向喉口1a位置转动，此时凸轮10充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高低速扭矩输出，如图19所示，凸轮10迅速从180°（进气道1喉口1a流通面积最小）运动到245°（凸轮10上表面与进气道1下表面平齐，进气道1喉口1a流通面积最大）。

此外由于凸轮10充当增压泵的作用，在进气门2即将关闭时刻，凸轮10将进气道1主气流方向重新规整为朝向缸内，在整个进气过程中，进气道1主气流方向经历了进气，回流再进气。在压缩冲程末期和膨胀冲程，凸轮10逆时针旋转回到旋转角度为180°的位置，等待下一个汽油机循环的开始。汽油机一个工作循环对应曲轴14转角720°；凸轮10旋转周期为360°，凸轮10旋转到360°时即完成一个旋转周期，进入下一个旋转周期，从0°开始。

实施例1中，凸轮10的两侧均安装基座20，凸轮10可以360°旋转，安装位101的形状设置满足凸轮10360°的旋转需求。如图4所示，安装位101包括位于两侧的用于安装两侧基座20的腔体，中部则是大致圆形，便于凸轮10的旋转。

针对高速动力性减弱的工况，汽油机燃烧系统采用阿特金森循环进气门2晚关的进气门2升程曲线的同时，在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），凸轮10的旋转控制可以参考上述的高速大负荷工况，驱动凸轮10至第三或第四位置，尽可能不遮挡进气面积，此时进气道1喉口1a流通面积最大有利于缸内形成低滚流、高进气充量，具体可维持在115°或225°，但下述要求凸轮10继续逆时针旋转充当气泵作用，所以选择维持在115°，如图19所示。在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动凸轮10在当前的位置基础上，继续进行逆时针旋转，即继续朝向喉口1a位置转动，此时凸轮10充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高高速动力的输出。如图19所示，凸轮10迅速从115°运动到245°（凸轮10转角为115°和245°时均对应进气道1喉口1a流通面积最大），在压缩冲程末期和膨胀冲程，凸轮10逆时针旋转回到旋转角度为115°的位置，等待下一个汽油机循环的开始（汽油机一个工作循环对应曲轴14转角720°；凸轮10旋转周期为360°，凸轮10旋转到360°时即完成一个旋转周期，进入下一个旋转周期，从0°开始）。

实施例2

请参考图20-27，图20为本发明第二实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；图21为图20中滚流调节装置设于缸盖100内的立体图；图22为图21中缸盖100未安装滚流调节装置时的示意图；图23为图22的A-A向视图；图24为图22的B-B向视图；图25为图22的C-C向视图；图26为第二实施例中凸轮10在安装位101的初始位置的示意图；图27为第二实施例中凸轮10自初始位置转动角度θ后的示意图。

实施例2与实施例1的滚流调节装置基本相同，只是实施例1中，滚流调节装置的凸轮10两侧均设置基座20，而实施例2中，滚流调节装置的凸轮10具有第一侧方位和第二侧方位，仅第二侧方位设置基座20（基座20结构与实施例1相同，可以参照理解，不赘述），且第二侧方位相对第一侧方位远离喉口1a，第一侧方位对应于喉口1a或靠近喉口1a位置，该实施例，由于靠近喉口1a的一侧方位并未设置基座20，则滚流调节装置可以更加靠近喉口1a和燃烧室设置，从而进一步提高对滚流强度调节的能力。

当然，由于一侧方位未设置基座20，则相应地，开设于缸盖100的安装位101的形状也与单侧设置基座20的滚流调节装置匹配，以维持气密性。如图22所示，安装位101包括位于单侧的用于安装一个基座20的腔体，安装位101用于放置凸轮10的腔体近似半圆，凸轮10的转动范围不再是360°，小于360°。

实施例2同样可以适用于与实施例1相同的多工况，只是由于一侧未设置基座20，为了保证气密性，以及更靠近喉口1a设置，凸轮10的旋转角度受到一定限制，图27中，凸轮10继续逆时针旋转的最大角度设定为225°。当然也可以是其他角度，当凸轮10旋转至轮尖10a正对进气道1（旋转180°），可再继续朝向喉口10a旋转预定角度后（最大角度是225°时，则预定角度为45°），以形成中滚流、中充量，此时，凸轮10的一侧侧面与安装位101的壁面贴靠，限制其继续旋转。

请参考图28-30，图28为图26中凸轮10处于第一位置的示意图；图29为图26中凸轮10处于第二位置的示意图；图30为图26中凸轮10处于第三位置的示意图。三种位置匹配汽油机的三种工况需求，说明如下：

1.汽油机处于低速小负荷工况，比如怠速工况

如图28所示，此工况下，驱动滚流调节部，具体是驱动凸轮10旋转，使凸轮10的轮尖10a伸入进气道1至第一位置，具体在图28中，凸轮10从初始位置旋转180°，其轮尖10a正对进气道1，此时凸轮10对进气道1的遮挡面积最大，进气道1喉口1a的流通面积处于最小值，则更多的进气气流从进气门2上部区域进入缸内。由此实现高滚流、低充量系数的进气品质，配合喷油器喷油和火花塞6点火，实现汽油机在低速小负荷工况的良好运转。

2. 汽油机处于低速大负荷或中速中负荷工况

如图29所示，当汽油机运行在低速大负荷或中速中负荷工况时，驱动滚流调节部，具体即驱动凸轮10的轮尖10a伸入进气道1至第二位置，第二位置对进气道1进气截面的遮挡面积小于第一位置的遮挡面积，具体在图29中，驱动凸轮10旋转到225°，则进气道1喉口1a的流通面积处于中间水平，同时节气门11开度处于全开和关闭之间的中间值，相对于未安装的凸轮10的常规汽油机，凸轮10既充当高滚流气流的发生装置，又充当节流的作用，因此，其节气门11开度能够相对于常规汽油机略微增大，有助于降低泵气损失。此时缸内滚流强度和充量系数均维持在中等水平，即中滚流、中充量，配合喷油器喷油和火花塞6点火，实现汽油机低速大负荷或中速中负荷的良好运转。

可知，在凸轮10旋转到180°时，遮挡面积最大，为了使得进气道1喉口1a的流通面积处于中间水平，凸轮10不限于按照图29旋转到225°，只要是保证凸轮10的轮尖伸入进气道1，而遮挡面积又小于在180°位置时的遮挡面积即可。比如，可以是旋转到115°~180°之间，或者180°~225°之间。当然，凸轮10旋转到115°~180°之间时，轮尖和喉口1a的距离会更长，为了更好地调节喉口1a位置的进气，则需要将凸轮10更靠近喉口1a位置布置，而凸轮10旋转到180°~225°之间时，则轮尖更靠近喉口1a，对于凸轮10靠近喉口1a布置的要求相对宽松，当然，无论是哪一种方式，凸轮10都应当尽量靠近喉口1a布置。其他实施例也同样如此。

3. 汽油机高速大负荷工况

如图30所示，当汽油机运行在高速大负荷工况时，驱动滚流调节部，具体即驱动凸轮10的轮尖10a伸入进气道1至第三位置，第三位置对进气道1进气截面的遮挡面积小于第二位置的遮挡面积。如图30所示，驱动凸轮10旋转到115°，此时凸轮10的上表面与进气道1的下表面基本贴合，几乎不对进气道1进行遮挡，进气道1喉口1a的流通面积最大，从进气门2上部和下部区域进入缸内的进气气流相近。同时节气门11开度增大，可实现低滚流、高充量系数的进气品质，配合喷油器喷油和火花塞6点火，实现汽油机高速大负荷的良好运转。

另外，该实施例中的滚流调节装置同样还可匹配更多的工况。

请参考图31，图31为在低速工况下，阿特金森循环进气门2升程与第二实施例中凸轮10旋转角度相位的匹配示意图。

阿特金森循环和奥托循环的区别已经在实施例1中作出说明，此处不再赘述。

实施例2中，针对阿特金森循环下，低速扭矩不足的工况，如图31所示，采用阿特金森循环进气门2晚关的进气门2升程曲线的同时，在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），凸轮10的旋转控制可以参考上述的低速小负荷工况，即驱动凸轮10至第一位置，最好是最大限度地减小进气道1流通面积，对于凸轮10作为滚流调节部，则可驱动凸轮10维持在180°（如图31所示），即轮尖10a正朝向进气道1，此时进气道1喉口1a流通面积最小有利于缸内形成高滚流气流促进油气混合；在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动凸轮10按如图31所示的旋转角度进行逆时针旋转，即在当前凸轮10的位置基础上，继续朝向喉口1a位置转动，此时凸轮10充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高低速扭矩输出，如图31所示，凸轮10迅速从180°（进气道1喉口1a流通面积最小）运动到最大限度225°。

此外由于凸轮10充当增压泵的作用，在进气门2即将关闭时刻，凸轮10将进气道1主气流方向重新规整为朝向缸内，在整个进气过程中，进气道1主气流方向经历了进气，回流再进气。在压缩冲程末期和膨胀冲程，凸轮10顺时针旋转回到旋转角度为180°的位置，等待下一个汽油机循环的开始。（汽油机一个工作循环对应曲轴14转角720°；凸轮10旋转周期为225°，凸轮10旋转到225°时即完成一个旋转周期，需要顺时针回到0°，开始下一个旋转周期）。

针对高速动力性减弱的工况，汽油机燃烧系统采用阿特金森循环进气门2晚关的进气门2升程曲线的同时，在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），凸轮10的旋转控制可以参考上述的高速大负荷工况，驱动凸轮10至第三位置，尽可能不遮挡进气面积，此时进气道1喉口1a流通面积最大有利于缸内形成低滚流、高进气充量，具体可维持在115°。在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动凸轮10在当前的位置基础上，继续进行逆时针旋转，即继续朝向喉口1a位置转动，此时凸轮10充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高高速动力的输出。如图31所示，凸轮10迅速从115°运动到225°（凸轮10转角为115°对应进气道1喉口1a流通面积最大，225°是实施例2中凸轮10逆时针转动的极限角度），在压缩冲程末期和膨胀冲程，凸轮10顺时针旋转回到旋转角度为115°的位置，等待下一个汽油机循环的开始（汽油机一个工作循环对应曲轴14转角720°；凸轮10旋转周期为225°，凸轮10旋转到225°时即完成一个旋转周期，需要顺时针回到0°，开始下一个旋转周期）。

可见，实施例1、实施例2的滚流调节装置均适用于阿特金森循环，从泵气补气的过程来看，在高速工况，实施例1中的凸轮10可从115°旋转到245°，旋转130°，实施例2的凸轮10可从115°旋转到225°，旋转110°；在低速工况，实施例1中的凸轮10可从180°旋转到245°，旋转65°，实施例2的凸轮10可从180°旋转到225°，旋转45°。可见，实施例1基于更大幅度的转动，使得其在阿特金森循环适用时具有更好的补气效果。

实施例1和实施例2存在共同的技术特征，即滚流调节部为凸轮10，由凸轮10转动过程中，轮尖10a伸入到进气道1内的位置变化，而起到调节滚流强度和进气充量的目的，从而匹配于低速、中速、高速等多工况需求。而且，滚流调节部在旋转时，通过对速度的调节，使得滚流调节部可以迅速向喉口1a方向转动，从而具备泵气功能，以改善阿特金森循环所导致的低速扭矩不足和高速动力性减弱的现象，尤其是轮尖10a呈脊状，对气流的引导作用更为显著。可以理解，基于调节滚流强度的目的，滚流调节部不限于为凸轮10，只要安装在靠近喉口1a的安装位101处且能够动作，以改变在进气道1中的位置，从而调节流通面积大小，都可以纳入本申请的保护范围。至于滚流调节部的动作为转动动作时，则滚流调节部是偏心结构即可，即旋转时由于结构为偏心，则朝向进气道1的部分会出现位置变化。当然，如果是基于阿特金森循环的工况，则滚流调节部应当是偏心结构，以转动实现泵气作用，尤其是凸轮10结构。

针对滚流强度和进气充量的调节，滚流调节装置还可以是其他结构形式，请继续参考实施例3、4。

实施例3

请参考图32-36，图32为本发明第三实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；图33为图32中滚流调节装置设于缸盖100内的立体图；图34为图33中缸盖100未安装滚流调节装置时的示意图；图35为图34的A-A向视图；图36为图34的B-B向视图。

该实施例中，进气道1也是设置于气缸的缸盖100，且缸盖100的壁体设有安装位101，如图34所示，进气道1靠近喉口1a的位置的下表面向下凹陷，形成凹槽，作为滚流调节装置的滚流调节部的安装位101使用。此时安装位101需要形成朝向进气道1的开口。滚流调节装置包括滚流调节部和驱动部，滚流调节部在实施例3中具体为第一进气挡板10’，驱动部可以是驱动电机30。第一进气挡板10’绕其一端旋转，则另一端可以从安装位101的开口位置伸入到进气道1内，并随转动角度的不同，处于不同位置，以调节进气道1进气截面大小，改变流通面积。

下面详述本方案中滚流调节装置的具体结构和调节滚流强度以及充量的具体过程。

请继续参考图37、38，图37为图32中第一进气挡板10’的结构示意图；图38为图37中第一进气挡板10’转动角度θ后的示意图。

此实施例中，滚流调节部具体为图37中的第一进气挡板10’，第一进气挡板10’旋转的旋转轴可以插装在第一进气挡板10’的一端，另一端处于喉口1a位置或靠近喉口1a位置，第一进气挡板10’安装到安装位101中，第一进气挡板10’的上表面与开口匹配，与进气道1的下表面大致平齐，此时喉口1a处流通面积最大，驱动第一进气挡板10’绕其一端的旋转轴旋转时，第一进气挡板10’的另一端会逆时针转动而伸入到进气道1内，并且随着旋转角度的增加，不断增加伸入的深度。

可以继续参考图39a-39b，图39a为第一进气挡板10’处于第一位置的示意图；图39b为第一进气挡板10’位于第一位置时的旋转角度与进气门2开启相位的关系图。

当第一进气挡板10’的旋转角度为0°时，第一进气挡板10’的上表面与缸盖100处的进气道1的下表面基本贴合，进气道1喉口1a流通面积较大，从进气门2上部和下部区域进入缸内的进气气流相近，此时缸内滚流较弱，但是充量系数较高。

如图40a-40b，图40a为第一进气挡板10’处于第二位置的示意图；图40b为第一进气挡板10’位于第二位置时的旋转角度与进气门2开启相位的关系图。

当第一进气挡板10’旋转一定角度（大于0°），处于第二位置时，第一进气挡板10’靠近进气门2的区域上抬，使得进气道1喉口1a流通面积缩小，较多进气气流从进气门2上部区域进入缸内，此时缸内滚流强度和充量系数均维持在中等水平。实施例3中，此时的旋转角度可以是7.5°，对应于第二位置。

如图41a-41b，图41a为第一进气挡板10’处于第三位置的示意图；图41b为第一进气挡板10’位于第三位置时的旋转角度与进气门2开启相位的关系图。

当第一进气挡板10’的旋转角度进一步增加，处于第三位置时，第一进气挡板10’靠近进气门2的区域继续上抬，使得进气道1流通喉口1a面积进一步缩小，更多的进气气流从进气门2上部区域进入缸内，此时缸内滚流强度较高，充量系数较低。实施例3中，此时的旋转角度可以是15°，对应于第三位置。

如图42a-42b，图42a为第一进气挡板10’处于位置连续变化的状态图，示意出变化状态中第一进气挡板10’的三种位置；图42b为第一进气挡板10’处于连续变化状态时的旋转角度与进气门2开启相位的关系图。

当第一进气挡板10’的旋转角度如图42b所示的曲线进行连续变化时，可以形成连续变化滚流的气流。在进气门2刚开启和即将关闭时刻，进气门2和缸盖100之间的流通区域较小，此时第一进气挡板10’的旋转角度可设定在最大值附近，进气道1的喉口1a流通面积较小，有助于进气气流在进气门2上部区域形成较强的进气射流，提高滚流强度；在进气门2升程达到最大值附近，进气门2和缸盖100之间的流通区域较大，此时第一进气挡板10’的旋转角度可设定在零值附近，进气道1喉口1a流通面积较大，有助于降低滚流，提高充量系数。

即，在第四种旋转控制模式下，第一进气挡板10’根据进气门2的开启程度，进行往复运动，进气门2开度较小时，第一进气挡板10’伸入到进气道1形成的遮挡面积较大，流通面积最小，以提高滚流强度；进气门2开度较大时，第一进气挡板10’伸入到进气道1形成的遮挡面积较小，流通面积最大，以提高充量系数。

与实施例1、2的控制目的相同，上述描述的第一位置能够实现低滚流、高充量，匹配于高速大负荷的工况，描述的第二位置能够实现中等滚流、中等充量，匹配于中速中负荷或者低速大负荷的工况，描述的第三位置能够实现高滚流、低充量，匹配于低速小负荷工况。对于位置连续变化的模式，也可以匹配低速大负荷和中速大负荷的工况，实现滚流强度和充量的动态控制。

可以参考图43-1理解，图43-1为第一进气挡板10’匹配不同工况的控制策略流程图，图43-1中的进气挡板即第一进气挡板40’。该实施例以及其他实施例所提及的多种工况中，发动机转速和发动机扭矩的对应关系可参考图43-2理解，图43-2为汽油机运行工况示意图。

需要说明的是，连续变化控制模式中的第一进气挡板10’往复运动，以匹配低速大负荷和中速中负荷的工况，可以理解，在实施例1和实施例2中，针对低速大负荷和中速中负荷的工况，滚流调节部也可以往复运动，比如，上述的凸轮10进行顺时针和逆时针旋转的往复运动，以形成与进气门2开度对应的旋转角度，即进气门2开度较小时，凸轮10旋转后遮挡面积最大，进气门2开度较大时，进气门2旋转后遮挡面积最小。比如，进气门2刚开启或关闭时，凸轮10旋转至180°，进气门2完全开启时，凸轮10旋转至115°。即，随进气门2开度的增大，滚流调节部遮挡的进气道面积反向减小。

实施例3中，第一进气挡板10’为板状结构，请参考图37、38，第一进气挡板10’的一端作为基端，安装旋转轴，另一端作为远端，靠近喉口1a或者后述图56a所示远离喉口1a的设置方式能同时适用于阿特金森循环下的低速扭矩不足或高速动力性不足的工况），为自由端，自由端的表面为斜向喉口1a的挡板斜面10’b，安装位101与之相对应也是斜面，这样，既满足第一进气挡板10’转动的需求（不与安装位101的壁面干涉），也可以保证第一进气挡板10’自由端端面与安装位101的斜面贴合，而进一步提高气密性。当然，第一进气挡板10’自由端的端面也不限于斜面，只要能从安装位101中转动移入进气道1即可。滚流调节部采用挡板结构时，能够与安装位101更加匹配，保证气密性。

另外，如图37、38所示，第一进气挡板10’的上表面有一定弧度，形成挡板弧面10’a，如此设计，则第一进气挡板10’的上表面与缸盖100处的进气道1的底面相对平滑过渡，组成“鱼肚子”型进气道1，使得进气气流受第一进气挡板10’的上表面的引流作用，进入缸内，有利于在燃烧室内形成较高的滚流。第一进气挡板10’的上表面并不限于弧面，也可以设计为平面，当然滚流效果会次于弧面的设计。为了形成相对进气方向较为平滑的弧面，从图38可看出，安装旋转轴的一端更高，可定义为头端10’c，头端10’c的顶部从最高点逐渐向左降低高度，形成平缓的上述的挡板弧面，从而更好地引流。

上述实施例1、2、3均描述了一种能够通过转动实现进气气流调节的滚流调节装置，显然，滚流调节装置的滚流调节部不限于转动的方式动作，也可以是平动，可参考下述实施例4。

实施例4

图44为本发明第四实施例所提供的滚流调节装置的结构示意图；图45为图44中滚流调节装置设于缸盖100内的立体图；图46为图45中缸盖100未安装滚流调节装置时的示意图；图47为图46的A-A向视图；图48为图46的B-B向视图。

该实施例中，进气道1也设置于气缸的缸盖100，且缸盖100的壁体设有安装位101，如图34所示，进气道1靠近喉口1a的位置的下表面向下凹陷，形成凹槽，作为滚流调节装置的滚流调节部的安装位101使用。此时安装位101需要形成朝向进气道1的开口。滚流调节装置包括滚流调节部和驱动部，滚流调节部在实施例4中具体为第二进气挡板10’’，驱动部可以是驱动电机30，在驱动电机30驱动作用下，第二进气挡板10’’可平移以伸入进气道1或缩回至安装位101。如图45所示，滚流调节装置还包括齿条40，齿条40连接第二进气挡板10’’，驱动电机30的输出轴转动时，与齿条40啮合，带动齿条40沿其长度方向平移，从而驱动第二进气挡板10’’平移。当然，驱动方式不限于驱动电机30和齿条40的配合方式，例如也可以是丝杠、螺母等传动方式。

下面详述本方案中滚流调节装置的具体结构和调节滚流强度以及充量的具体过程。

请继续参考图49、50，图49为图44中第二进气挡板10’’的结构示意图；图50为图49中第二进气挡板10’’平移距离L后的示意图。

此实施例中，滚流调节部具体为图49中的第二进气挡板10’’，第二进气挡板10’’可以平移，具体是从安装位101中平移移出，以伸入到进气道1中，或者再平移缩回到安装位101内。在安装位101内时，第二进气挡板10’’的上表面与开口匹配，与进气道1的下表面大致平齐，进气道1喉口1a处的流通面积最大，第二进气挡板10’’平移一定距离，改变位置后，则第二进气挡板10’’逐渐伸入到进气道1内，并且随着平移距离的增加，不断增加伸入的深度，流通面积逐渐缩小。

可以继续参考图51a-51b，图51a为第二进气挡板10’’处于第一位置的示意图；图51b为第二进气挡板10’’处于第一位置时的移动距离与进气门2开启相位的关系图。

当第二进气挡板10’’移动第一距离而处于第一位置时，进气道1喉口1a流通面积较大，从进气门2上部和下部区域进入缸内的进气气流相近，此时缸内滚流较弱，但是充量系数较高（如图51a所示）。对应于第一位置的第一距离可以设定为0mm，即第二进气挡板10’’相对于初始位置不移动，第二进气挡板10’’的上表面与缸盖100处的进气道1的下表面基本平齐，气道喉口1a流通面积最大。

如图52a、52b所示，52a为第二进气挡板10’’处于第二位置的示意图；图52b为第二进气挡板10’’处于第二位置时的移动距离与进气门2开启相位的关系图。

当第二进气挡板10’’移动第二距离而处于第二位置时，第二进气挡板10’’向进气道1内伸入，使得进气道1喉口1a流通面积缩小，较多进气气流从进气门2上部区域进入缸内，此时缸内滚流强度和充量系数均维持在中等水平（如52a所示）。对应于第二位置的第二距离可以设定为3.3mm。

如图53a、53b所示，图53a为第二进气挡板10’’处于第三位置的示意图；图53b为第二进气挡板10’’处于第三位置时的移动距离与进气门2开启相位的关系图。

当第二进气挡板10’’移动第二距离而处于第三位置时，第二进气挡板10’’继续向进气道1内平移，使得进气道1喉口1a面积进一步缩小，更多的进气气流从进气门2上部区域进入缸内，此时缸内滚流强度较高，充量系数较低（如图53a所示）。对应于第三位置的第三距离可以设定为6.6mm。

如图54a、54b，图54a为第二进气挡板10’’处于连续变化状态的示意图，示意出变化状态中第二进气挡板10’’的三种位置；图54b为第二进气挡板10’’移动距离与进气门2开启相位的关系图。

当第二进气挡板10’’的移动距离根据如54b所示的曲线进行连续变化时，可以形成连续变化滚流的气流。在进气门2刚开启和即将关闭时刻，进气门2和缸盖100之间的流通区域较小，此时移动第二进气挡板10’’的移动距离在最大值附近，进气道1喉口1a面积较小，有助于进气气流在进气门2上部区域形成较强的进气射流，提高滚流强度；在进气门2升程达到最大值附近，进气门2和缸盖100之间的流通区域较大，此时第二进气挡板10’’的移动距离可以设定在零值附近，即移动较小或不移动，使得进气道1喉口1a面积较大，有助于降低滚流，提高充量系数。

与实施例3相同，实施例4在连续变化的控制模式下，第二进气挡板10’’也是根据进气门2的开启程度，进行往复运动，进气门2开度较小时，第二进气挡板10’’平移更多距离，伸入到进气道1形成的遮挡面积较大，流通面积较小，以提高滚流强度；进气门2开度较大时，第二进气挡板10’’平移距离较小，伸入到进气道1形成的这样面积较小，流通面积较大，以提高充量系数。

与实施例1、2、3的控制目的相同，实施例4中描述的第二进气挡板10’’处于第一位置能够实现低滚流、高充量，匹配于高速大负荷的工况，描述的第二位置能够实现中等滚流、中等充量，匹配于中速中负荷或者低速大负荷的工况，描述的第三位置能够实现高滚流、低充量，匹配于低速小负荷工况。对于连续变化的往复运动控制模式，可以更好地匹配低速大负荷的工况，也可以参考图43理解。

如图49、50所示，第二进气挡板10’’具有靠近喉口1a的第一端和相对远离喉口1a的第二端，第一端和第二端的端面，相应地设置为斜向喉口1a方向的第一斜面10’’b、第二斜面10’’c。这样，当第二进气挡板10’’在平移时，实际上是向靠近喉口1a的方向平移，并逐渐伸入进气道1内，安装位101对应的壁面也设置为斜面，则还可以保证气密性。可见，该种设计使得第二进气挡板10’’的上表面可以更为靠近进气道1的喉口1a，更靠近燃烧室，更大限度地改变进气道1喉口1a流通面积，更有效地影响缸内滚流强度。因此，实施例4的第二进气挡板10’’在设置出斜面后，不仅能够向上运动进入进气道1内，又能朝燃烧室的方向运动，对进气道1喉口1a流通面积影响更大，能够获得更好的高滚流效果。

另外，从图49、50，还可以看出，第二进气挡板10’’的顶面也设置为挡板弧面，形成挡板弧面，与实施例3的挡板弧面设置目的相同，第二进气挡板10’’的上表面与缸盖100处的进气道1组成“鱼肚子”型进气道1，使得进气气流受第二进气挡板10’’的上表面的引流作用，进入缸内，有利于在燃烧室内形成较高的滚流。同样，第二端的顶部更高，高度逐渐降低地向第一端延伸形成弧形的顶面，以形成沿进气方向更为平滑的挡板弧面。

针对实施例3、4，与实施例1、2相似，在高速大负荷工况，进气道1的喉口1a流通面积最大，同时节气门开度增大，实现低滚流、高充量系数的进气品质。对于中速中负荷工况或者低速大负荷工况，进气道1的喉口1a流通面积处于中间水平，节气门开度处于全开和关闭之间的中间值，由此实现中等滚流、中等充量系数的进气品质。

对于低速小负荷工况，进气道1的喉口1a流通面积处于最小值同时节气门开度处于全开和关闭之间的中间值。由此实现高滚流、低充量系数的进气品质。。

对于低速大负荷工况和/或中速中负荷工况，滚流调节部还可以采用连续变化的控制方式。则进气道1的喉口1a流通面积连续变化。相对于未安装的滚流调节部的常规汽油机，滚流调节部既充当高滚流气流的发生装置，又充当节流的作用，因此其节气门开度能够相对于常规汽油机略微增大，有助于进一步提高充量系数。由此实现高滚流、高充量系数的进气品质。

需要说明的是，上述实施例中，汽油机设置为双进气道1、双进气门2结构，则相应地，滚流调节装置均包括两个滚流调节部，以对应于两个进气道1，驱动部可以同时驱动两个滚流调节部，也可以设置两个驱动部分别驱动，滚流调节部是凸轮10时，为每一个滚流调节部设置基座20，安装位101相应设置为两个。可以理解，当汽油机是单气门、单进气道1结构，则仅设置一个滚流调节部即可，其他部件相应配套设置一组即可。

另外，为了更好并可控地调节流通面积，上述的滚流调节部的宽度均应与对应进气道1的宽度匹配，即相等或略小于。

值得提醒的是，上述各实施例在例举滚流调节部匹配不同工况的位置时，通过旋转角度或者移动距离来进行表征，并具体到具体的角度、距离数值，例如上述提到的凸轮10旋转到180°、225°、115°、245°等，第一进气挡板10’旋转7.5°（第二位置可以是7.5°-15°之间的数值）、15°等，第二进气挡板10’’移动3.3mm、6.6mm等，可以理解，以上数值只是示例性说明，并不限制本发明方案保护范围，针对不同的汽油机机型以及调节目标，旋转角度、移动距离等参数的设定可以变化，只要形成的滚流强度和进气充量满足工况需求即可。当然，在选择上述参数时，可以考虑几何参数布置的约束和试验结果，比如，进气道1的底面与水平面会存在夹角，该夹角会限制凸轮10的旋转角度，而第一进气挡板10’的尺寸大小则会限制其旋转角度，第二进气挡板10’’的挡板厚度会限制其移动的距离，所以实际数值可以根据进气道1和相关部件的具体参数进行调整，最终达到满足所需滚流强度和进气充量的目的。

另外，从图1-1可以看出，整个设备配设有ECU控制单元10以及滚流调节装置的控制单元11，ECU控制单元10根据采集的汽油机的参数，结合图43-2，可以判断出当前汽油机所处的工况，根据不同的工况需求，发出指令至控制单元11，则控制单元11可以控制滚流调节装置的驱动部，例如上述的驱动电机30，以使对应的滚流调节部调整到对应的位置，以使滚流强度和进气充量的调节结果满足当前的工况需求。

针对上述提到的进气门延时关闭的工况，进气挡板10’旋转伸入到进气道1内后，可以朝向喉口1a逆时针旋转，从而达到泵气的效果。

实施例3中，针对阿特金森循环下，低速扭矩不足的工况，在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），进气挡板10’的旋转控制可以参考上述的低速小负荷工况，即驱动进气挡板10’至第三位置，最好是最大限度地减小进气道1流通面积，此时进气道1喉口1a流通面积最小有利于缸内形成高滚流气流促进油气混合；在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动进气挡板10’逆时针旋转，即在当前进气挡板10’的位置基础上，继续朝向喉口1a位置转动，此时进气挡板10’充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高低速扭矩输出，如图55所示，图55为在低速工况下，阿特金森循环进气门2升程与第三实施例中进气挡板10’旋转角度相位的匹配示意图。

此外由于进气挡板10’充当增压泵的作用，在进气门2即将关闭时刻，进气挡板10’将进气道1主气流方向重新规整为朝向缸内，在整个进气过程中，进气道1主气流方向经历了进气，回流再进气。

针对高速动力性减弱的工况，通过安装位101的设置，可以扩大进气挡板10’的转动范围，图39a进气挡板10’只能从初始位置顺时针旋转，可以设置为进气挡板10’与进气道1底面平齐时，可以逆时针旋转。

如图56a、56b所示,图56a为进气挡板10’处于第四位置的示意图，此时对应为旋转初始位置，角度为0°，与图39a相反，图56a中进气挡板10’的一端插装有旋转轴，另一端为远端，远离喉口1a位置；图56b为进气挡板10’处于第五位置的示意图；图57为进气挡板10’位于第四位置时的旋转角度与进气门2开启相位的关系图。

这样，汽油机燃烧系统采用阿特金森循环进气门2晚关的进气门2升程曲线的同时，在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），进气挡板10’的旋转控制可以参考上述的高速大负荷工况，驱动进气挡板10’处于与进气道1底面平齐的位置，尽可能不遮挡进气面积，此时进气道1喉口1a流通面积最大有利于缸内形成低滚流、高进气充量。在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动进气挡板10’在当前的位置基础上，继续进行逆时针旋转，即继续朝向喉口1a位置转动，此时凸轮10充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高高速动力的输出。逆时针旋转最大角度可达到85°，如图56b所示。在压缩冲程末期和膨胀冲程，进气挡板10’顺时针旋转回到原位置，等待下一个汽油机循环的开始，如图57所示。

针对图56a这种进气挡板10’的设置位置，同样适用阿特金森循环下，低速扭矩不足的工况。在进气冲程初期和中期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之前），进气挡板10’的旋转控制可以参考上述的低速小负荷工况，即驱动进气挡板10’逆时针旋转一定角度，最好是最大限度地减小进气道1流通面积，此时进气道1喉口1a流通面积最小有利于缸内形成高滚流气流促进油气混合；在进气冲程末期（曲轴14转角运动到540°CA下止点之后），由于进气门2晚关导致进气回流，此时驱动进气挡板10’继续逆时针旋转，即在当前进气挡板10’的位置基础上，继续朝向喉口1a位置转动，此时进气挡板10’充当向缸内泵气的作用，由此能够降低进气回流量，增加缸内工质量，提高低速扭矩输出。

还可以继续参考图43-1理解，图43-1为进气挡板10’匹配不同工况的控制策略流程图。该实施例以及其他实施例所提及的多种工况中，发动机转速和发动机扭矩的对应关系可参考图43-2理解，图43-2为汽油机运行工况示意图。

需要说明的是，连续变化控制模式中的进气挡板10’往复运动，以匹配低速大负荷和中速中负荷的工况，可以理解，在实施例1和实施例2中，针对低速大负荷和中速中负荷的工况，偏心旋转部也可以往复运动，比如，上述的凸轮10进行顺时针和逆时针旋转的往复运动，以形成与进气门2开度对应的旋转角度，即进气门2开度较小时，凸轮10旋转后遮挡面积最大，进气门2开度较大时，进气门2旋转后遮挡面积最小。比如，进气门2刚开启或关闭时，凸轮10旋转至180°，进气门2完全开启时，凸轮10旋转至115°。即，随进气门2开度的增大，滚流调节部遮挡的进气道面积反向减小。

上述实施例1、2、3均描述了一种能够针对阿特金森循环（进气门延时关闭）的调节装置。三个实施例提供的滚流调节部实际上是偏心旋转部，偏心旋转部包括靠近其旋转轴线的基端和远离其旋转轴线的远端，偏心旋转部旋转时，远端能够朝向进气道1喉口1a的方向转动，以向气缸的缸内泵气，以适应阿特金森循环。以上仅是本发明的优选实施方式，应当指出，对于本技术领域的普通技术人员来说，在不脱离本发明原理的前提下，还可以做出若干改进和润饰，这些改进和润饰也应视为本发明的保护范围。

Claims (16)

1.匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，汽油机包括气缸，所述气缸设置进气道，其特征在于，还设有滚流调节装置，所述滚流调节装置包括滚流调节部，所述气缸的壁体设置安装位，所述安装位形成朝向所述进气道的开口，所述滚流调节部可容纳于所述安装位，且所述滚流调节部能够动作以自所述开口伸入所述进气道的喉口或靠近所述喉口，并处于不同位置，以调节所述进气道的流通面积；所述滚流调节部容纳于所述安装位时，其上表面能够与所述开口气密封，且所述上表面与所述进气道的下表面平齐;

还包括驱动部，所述驱动部驱动所述滚流调节部进行转动或平移的动作，以伸入所述进气道并能够处于不同位置;

所述滚流调节部包括凸轮，所述凸轮旋转过程中，其轮尖能够伸入所述进气道内;所述滚流调节装置还包括设于所述安装位内的基座，所述基座和所述凸轮抵触，且所述基座的顶面和所述凸轮的顶面共同形成匹配所述开口的上表面；所述基座内设有弹簧，以使所述凸轮旋转时，所述基座和所述凸轮始终抵触。

2.如权利要求1所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，所述凸轮第一侧方位靠近所述喉口，第二侧方位相对远离所述喉口；

仅在所述第二侧方位设置所述基座，所述凸轮旋转角度小于360°，或，所述凸轮的第一侧方位和第二侧方位均设有所述基座，所述凸轮能够360°旋转。

3.如权利要求2所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，仅在所述第二侧方位设置所述基座，所述凸轮旋转至轮尖正对进气道，并继续朝向喉口旋转预定角度后，所述凸轮的一侧侧面与安装位的壁面贴靠，限制其继续旋转。

4.如权利要求2所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，所述基座包括相互嵌套的第一部和第二部，所述弹簧沿嵌套方向设于所述第一部和所述第二部之间，所述第一部定位于所述安装位，所述凸轮与所述第一部抵触，随所述凸轮的旋转，所述第一部与所述第二部嵌套的深度增加或减小。

5.如权利要求4所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，所述第一部和所述第二部，均为一侧开口以实现相互嵌套的壳体，且外套者为方形壳体，内嵌者具有弧形底壁。

6.匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，汽油机包括气缸，所述气缸设置进气道，其特征在于，还设有滚流调节装置，所述滚流调节装置包括滚流调节部，所述气缸的壁体设置安装位，所述安装位形成朝向所述进气道的开口，所述滚流调节部可容纳于所述安装位，且所述滚流调节部能够动作以自所述开口伸入所述进气道的喉口或靠近所述喉口，并处于不同位置，以调节所述进气道的流通面积；所述滚流调节部容纳于所述安装位时，其上表面能够与所述开口气密封，且所述上表面与所述进气道的下表面平齐;

还包括驱动部，所述驱动部驱动所述滚流调节部进行转动的动作，以伸入所述进气道并能够处于不同位置;

所述滚流调节部包括第一进气挡板，所述第一进气挡板的上表面匹配于所述开口，所述第一进气挡板能够绕其一端旋转，以伸入所述进气道并处于不同位置，所述第一进气挡板的另一端靠近所述进气道的喉口;所述第一进气挡板的上表面为挡板弧面，所述第一进气挡板的安装旋转轴的一端向另一端逐渐降低。

7.如权利要求6所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，所述第一进气挡板的另一端的端面为挡板斜面。

8.匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，汽油机包括气缸，所述气缸设置进气道，其特征在于，还设有滚流调节装置，所述滚流调节装置包括滚流调节部，所述气缸的壁体设置安装位，所述安装位形成朝向所述进气道的开口，所述滚流调节部可容纳于所述安装位，且所述滚流调节部能够动作以自所述开口伸入所述进气道的喉口或靠近所述喉口，并处于不同位置，以调节所述进气道的流通面积；所述滚流调节部容纳于所述安装位时，其上表面能够与所述开口气密封，且所述上表面与所述进气道的下表面平齐;

还包括驱动部，所述驱动部驱动所述滚流调节部进行平移的动作，以伸入所述进气道并能够处于不同位置;

所述滚流调节部包括第二进气挡板，所述第二进气挡板平移以伸入所述进气道并处于不同位置，所述第二进气挡板的顶面匹配于所述开口;

所述第二进气挡板的两端均为向所述喉口倾斜的斜面，所述安装位的两侧壁面为相匹配的斜面。

9.如权利要求1-8任一项所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，所述进气道和所述安装位均设于所述气缸的缸盖。

10.如权利要求1-8任一项所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，还包括控制所述滚流调节部的控制单元，所述控制单元根据当前汽油机所处的工况，控制所述滚流调节部处于所述进气道的不同位置。

11.如权利要求1-8任一项所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，所述滚流调节装置包括驱动部，所述驱动部驱动所述滚流调节部动作。

12.匹配汽油机不同工况下滚流强度的方法，基于权利要求1-11任一项所述的配汽油机不同工况下滚流强度的汽油机燃烧系统，其特征在于，调节所述滚流调节部自所述开口伸入所述进气道处于不同位置，以调节所述进气道的流通面积，进而调节滚流强度。

13.如权利要求12所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的方法，其特征在于，

在低速小负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道处于第一位置，实现高滚流、低充量；

在低速大负荷和/或中速中负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道处于第二位置，实现高滚流、高充量；

在高速大负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道处于第三位置，实现低滚流、高充量；

其中，所述滚流调节部在所述第一位置遮挡的进气道流通面积>在所述第二位置遮挡的进气道流通面积>在所述第三位置遮挡的进气道流通面积。

14.如权利要求13所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的方法，其特征在于，所述滚流调节部处于第一位置时，其遮挡的所述进气道流通面积最大；所述滚流调节部处于第三位置时，所述滚流调节部的上表面与所述进气道的下表面平齐，其遮挡的所述进气道流通面积最小。

15.如权利要求13所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的方法，其特征在于，在低速大负荷工况和/或中速中负荷工况，驱动所述滚流调节部伸入所述进气道，且往复运动，并满足：随进气门开度增大，所述滚流调节部遮挡的进气道面积减小。

16.如权利要求12-15任一项所述的匹配汽油机不同工况下滚流强度的方法，其特征在于，根据采集的汽油机参数，获得当前汽油机所处的工况，根据对应工况下滚流强度的需求，控制所述滚流调节部处于所述进气道的相应位置。