Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа

Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа

Иллюстрации

Показать все

Реферат

Настоящее изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа.

В области техники известен двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, снабженный механизмом переменной степени сжатия, выполненным с возможностью изменения механической степени сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, выполненным с возможностью индивидуального управления моментом открытия и моментом закрытия впускного клапана и сдвигом момента закрытия впускного клапана в направлении от нижней мертвой точки впуска и повышением механической степени сжатия при более низкой нагрузке на двигатель (например, см. японскую патентную публикацию №2002-285876). В этом двигателе внутреннего сгорания во время работы на малых оборотах впускной клапан открывается после того, как верхняя мертвая точка впуска осталась значительно позади, и закрывается после короткого времени открытия.

Вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания чем более низкая нагрузка на двигатель, тем более худший термический КПД, следовательно, чтобы улучшить термический КПД во время эксплуатации транспортного средства, т.е. улучшить расход топлива, необходимо улучшить термический КПД во время работы двигателя при пониженной нагрузке. Однако в двигателе внутреннего сгорания, чем больше степень расширения, тем более длинный период, в течение которого сила прижимает поршень во время такта расширения, следовательно, чем больше степень расширения, тем больше улучшается термический КПД. С другой стороны, при повышении степени сжатия двигателя степень расширения становится выше. Следовательно, чтобы улучшить термический КПД во время эксплуатации транспортного средства, предпочтительно повышать механическую степень сжатия во время работы двигателя при низкой нагрузке насколько возможно, чтобы позволить получить максимальную степень расширения во время работы двигателя при низкой нагрузке.

Однако, если повышается степень сжатия двигателя, объем камеры сгорания в верхней мертвой точке впуска становится меньше. Соответственно, существует проблема в том, что, если открыть впускной клапан намного ранее верхней мертвой точки впуска, впускной клапан столкнется с верхним концом поршня. Следовательно, при повышении механической степени сжатия необходимо предотвратить возникновение этой проблемы, открывая впускной клапан в области без столкновения- клапанов и поршня, где поршень не сталкивается с ним. В этом случае, при открытии впускного клапана после верхней мертвой точки впуска обычно впускной клапан не будет сталкиваться с поршнем. Впускной клапан сталкивается с поршнем, когда впускной клапан открывается перед верхней мертвой точкой впуска. Следовательно, чтобы предохранить впускной клапан от столкновения с поршнем, впускной клапан должен быть открыт в области без столкновения клапанов и поршня перед верхней мертвой точкой впуска или должен быть открыт после верхней мертвой точки впуска.

Однако, в этом случае, если впускной клапан открывается после верхней мертвой точки впуска, внутри камеры сгорания возникает разрежение, пока впускной клапан открывается, и, соответственно, происходит насосная потеря. Следовательно, как и в вышеуказанном известном двигателе внутреннего сгорания, во время холостого хода происходит значительная насосная потеря, когда впускной клапан открывается значительно позже после прохождения верхней мертвой точки впуска.

Теперь, как объяснено выше, чтобы улучшить термический КПД во время эксплуатации транспортного средства, предпочтительно получить максимальную степень расширения во время работы двигателя при низкой нагрузке, делая механическую степень сжатия настолько высокой, насколько возможно. Однако в то же время происходит насосная потеря и термический КПД заканчивается падением, таким образом, означая, что эффективность от повышения механической степени сжатия наполовину уменьшается.

Целью настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, способного предотвратить столкновение впускного клапана с поршнем, предотвратить возникновение насосной потери и получить высокий термический КПД при повышении термического КПД двигателя посредством повышения механической степени сжатия.

Согласно настоящему изобретению создан двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, содержащий механизм переменной степени сжатия, выполненный с возможностью изменения механической степени сжатия, и механизм регулирования фаз газораспределения, выполненный с возможностью индивидуального управления моментом открытия и моментом закрытия впускного клапана, причем момент закрытия впускного клапана смещается в направлении от нижней мертвой точки впуска при более низкой нагрузке на двигатель, чтобы подавать в камеру сгорания объем всасываемого воздуха в соответствии с требуемой нагрузкой, при этом механическая степень сжатия устанавливается максимальной, так что максимальная степень расширения, равная 20 или более, достигается во время работы двигателя при низкой нагрузке, и момент открытия впускного клапана удерживается на намеченном моменте открытия, по существу, в верхней мертвой точке впуска в области без столкновения клапанов и поршня, причем поршень не сталкивается с клапаном, по меньшей мере, в течение времени, когда механическая степень сжатия является максимальной.

Предпочтительно, фактическая степень сжатия во время работы двигателя при низкой нагрузке является фактической степенью сжатия, по существу, такой же, что и во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке.

Предпочтительно, при низкой скорости вращения двигателя, независимо от нагрузки на двигатель, фактическая степень сжатия находится в диапазоне около ±10% относительно фактической степени сжатия во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке.

Предпочтительно, чем выше скорость вращения двигателя, тем выше фактическая степень сжатия.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой на работу при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, операция изменения механической степени сжатия задерживается относительно операции изменения момента открытия впускного клапана, так что механическая степень сжатия становится максимальной после того, как момент открытия впускного клапана становится намеченным моментом открытия в области без столкновения клапанов и поршня.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой на работу при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, операция изменения механической степени сжатия начинается после того, как момент открытия впускного клапана становится намеченным моментом открытия в области без столкновения клапанов и поршня.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой на работу при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, операция изменения механической степени сжатия начинается после того, как началась операция изменения момента открытия впускного клапана, и до того, как момент открытия впускного клапана становится намеченным моментом открытия в области без столкновения клапанов и поршня.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой на работу при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, скорость изменения механической степени сжатия задерживается.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, на работу при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой, операция изменения момента открытия впускного клапана начинается после того, как началась операция изменения механической степени сжатия до более низкой механической степени сжатия.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, на работу при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой, операция изменения момента открытия впускного клапана начинается после того, как механическая степень сжатия падает до намеченной механической степени сжатия согласно рабочему состоянию двигателя.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, на работу при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой, операция изменения момента открытия впускного клапана начинается, пока механическая степень сжатия падает до намеченной механической степени сжатия согласно рабочему состоянию двигателя.

Предпочтительно, когда рабочее состояние двигателя меняется с работы при низкой нагрузке, при которой механическая степень сжатия является максимальной, на работу при средней и высокой скорости вращения со средней и высокой нагрузкой, скорость изменения механической степени сжатия задерживается, если началась операция изменения момента открытия впускного клапана.

Предпочтительно, момент закрытия впускного клапана понижается, когда нагрузка на двигатель снижается в направлении от нижней мертвой точки впуска до тех пор, пока предельный момент закрытия разрешает управление объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания.

Предпочтительно, в области нагрузки, более высокой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана независимо от дроссельной заслонки, предусмотренной во впускном канале двигателя.

Предпочтительно, в области нагрузки, более высокой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, дроссельная заслонка удерживается в полностью открытом состоянии.

Предпочтительно, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется дроссельной заслонкой, предусмотренной во впускном канале двигателя.

Предпочтительно, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, чем ниже нагрузка, тем больше устанавливается соотношение воздух-топливо.

Предпочтительно, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, момент закрытия впускного клапана удерживается в предельном моменте закрытия.

Предпочтительно, механическая степень сжатия повышается, когда нагрузка на двигатель становится более низкой, до предельной механической степени сжатия.

Предпочтительно, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда механическая степень сжатия достигает предельной механической степени сжатия, механическая степень сжатия удерживается в предельной механической степени сжатия.

Далее, настоящее изобретение будет описано более подробно со ссылкой на прилагаемые чертежи, на которых:

Фиг.1 - общий вид двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа;

Фиг. 2 - вид в перспективе разобранного механизма переменной степени сжатия;

Фиг.3 - вид сбоку в поперечном сечении иллюстрируемого двигателя внутреннего сгорания;

Фиг.4 - вид механизма регулирования фаз газораспределения;

Фиг.5 - вид, показывающий величину поднятия впускного клапана и выпускного клапана;

Фиг.6 - вид для объяснения степени сжатия двигателя, фактической степени сжатия и степени расширения;

Фиг. 7 - вид, показывающий взаимоотношение между теоретическим термическим КПД и степенью расширения;

Фиг.8 - вид для объяснения обычного цикла и цикла сверхвысокой степени расширения;

Фиг.9 - вид, показывающий изменение в механической степени сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой на двигатель;

Фиг.10 - вид, показывающий величину поднятия впускного клапана и выпускного клапана;

Фиг.11 - вид, показывающий изменение в моменте IO открытия и моменте IC закрытия впускного клапана и механической степени сжатия;

Фиг.12 - вид, показывающий изменение в моменте IO открытия и моменте IC закрытия впускного клапана и механической степени сжатия;

Фиг.13 - вид, показывающий изменение в моменте IO открытия и моменте IC закрытия впускного клапана и механической степени сжатия;

Фиг.14 - вид соответствия момента IO открытия впускного клапана; и

Фиг. 15 - последовательность операций оперативного управления.

Фиг.1 является видом сбоку в поперечном сечении двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа.

На фиг.1 ссылочной позицией 1 обозначен картер двигателя, 2 - блок цилиндров, 3 - головка цилиндра, 4 - поршень, 5 -камера сгорания, 6 - свеча зажигания, размещенная в верхней мертвой точке камеры 5 сгорания, 7 - впускной клапан, 8 - впускное отверстие, 9 - выпускной клапан, 10 - выпускное отверстие. Впускное отверстие 8 соединено через впускной патрубок 11 с уравнительным бачком 12, в то время как каждый впускной патрубок 11 снабжен топливной форсункой 13 для впрыска топлива в соответствующее впускное отверстие 8. Каждая топливная форсунка 13 может быть размещена в каждой камере 5 сгорания вместо прикрепления к каждому впускному патрубку 11.

Уравнительный бачок 12 соединен через впускной канал 14 с выходным отверстием компрессора 15а турбонагнетателя 15 с приводом от выхлопной системы двигателя, в то время как входное отверстие компрессора 15а соединено с воздушным фильтром через датчик 16 количества всасываемого воздуха, использующий, например, токоведущий провод. Впускной канал 14 снабжен внутри дроссельной заслонкой 19, приводимой в действие приводом 18.

С другой стороны, выпускное отверстие соединено через выпускной коллектор 20 с входным отверстием выхлопной турбины 15b турбонагнетателя 15 с приводом от выхлопной системы двигателя, в то время как выходное отверстие выхлопной турбины 15b соединено через выхлопную трубу 21, например, с каталитическим нейтрализатором 22 отработавших газов, вмещающим в себя трехкомпонентный нейтрализатор. Выхлопная труба 21 имеет датчик 23 контроля состава смеси воздух-топливо, размещенный в ней.

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.1, соединяющая часть картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров снабжена механизмом А переменной степени сжатия, выполненным с возможностью изменения относительного положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндров с тем, чтобы изменить объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, и дополнительно снабжена механизмом В регулирования фаз газообразования, выполненным с возможностью индивидуального управления моментом закрытия впускного клапана 7 и моментом открытия впускного клапана 7 с тем, чтобы изменять момент начала фактического действия сжатия.

Электронный блок 30 управления состоит из цифрового компьютера, снабженного компонентами, соединенными друг с другом через двунаправленную шину 31, такими как ПЗУ (постоянное запоминающее устройство) 32, ОЗУ (оперативное запоминающее устройство) 33, ЦП (центральный процессор) 34, порт 35 ввода, порт 36 вывода. Выходной сигнал датчика 16 количества всасываемого воздуха и выходной сигнал датчика 23 контроля состава смеси воздух-топливо вводятся через соответствующие АЦ преобразователи 37 в порт 35 ввода. Дополнительно, педаль 40 акселератора соединена с датчиком 41 нагрузки, формирующим выходное напряжение, пропорциональное величине надавливания L педали 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки вводится через соответствующий АЦ-преобразователь 37 в порт 35 ввода. Кроме того, порт 35 ввода соединен с датчиком 42 угла поворота коленчатого вала, формирующим выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 30°. С другой стороны, порт 36 вывода соединен через управляющую схему 38 со свечой 6 зажигания, топливной форсункой 13, приводом 18 дроссельной заслонки, механизмом А переменной степени сжатия и механизмом В регулирования фаз газораспределения.

Фиг.2 является видом в перспективе разобранного механизма А переменной степени сжатия, показанного на фиг.1, в то время как фиг. 3 является боковым поперечно-рассеченным видом иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания.

Согласно Фиг.2, внизу двух боковых стенок блока 2 цилиндров сформированы множество выступающих частей 50, разделенных друг от друга определенным расстоянием. Каждая выступающая часть 50 сформирована с круглым в поперечном сечении отверстием 51 для вставки кулачка. С другой стороны, верхняя поверхность картера 1 двигателя сформирована с множеством выступающих частей 52, разделенных друг от друга определенным расстоянием и устанавливаемых между соответствующими выступающими частями 50. Эти выступающие части 52 также сформированы с круглыми в поперечном сечении отверстиями 53 для вставки кулачка.

Как показано на фиг.2, предусмотрена пара кулачковых валов 54, 55. Каждый из кулачковых валов 54, 55 имеет дисковые кулачки 56, закрепленные на них, выполненные с возможностью вращающимся образом введения в отверстия 51 для вставки кулачков в каждой второй позиции. Эти дисковые кулачки 56 являются соосными с осями вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, между дисковыми кулачками 56, как показано штриховкой на фиг.3, протягивающиеся эксцентриковые валы 57 размещены эксцентрично по отношению к осям вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие дисковые кулачки 58, вращающимся образом прикрепленные к ним эксцентрично. Как показано на фиг.2, эти дисковые кулачки 58 размещены между дисковыми кулачками 56. Эти дисковые кулачки 58 вращающимся образом вставлены в соответствующие отверстия 53 для вставки кулачков.

Когда дисковые кулачки 56, прикрепленные к кулачковым валам 54, 55, вращаются в противоположных направлениях, как показано стрелками сплошной линии на фиг.3(А), из состояния, показанного на фиг.3(А), эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, так что дисковые кулачки 58 вращаются в противоположных направлениях от дисковых кулачков 56 в отверстиях 53 для вставки кулачков, как показано стрелками прерывистой линии на фиг.3(А). Как показано на фиг.3(В), когда эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, центры дисковых кулачков 58 движутся ниже эксцентриковых валов 57.

Как будет понятно из сравнения фиг.3(А) и фиг.3(В), относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров определяются расстоянием между центрами дисковых кулачков 56 и центрами дисковых кулачков 58. Чем больше расстояние между центрами дисковых кулачков 56 и центрами дисковых кулачков 58, тем дальше блок 2 цилиндров от картера 1 двигателя. Если блок 2 цилиндров движется от картера 1 двигателя, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, увеличивается, следовательно, создавая вращение кулачковых валов 54, 55, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, может изменяться.

Как показано на фиг.2, чтобы создать вращение кулачковых валов 54, 55 в противоположных направлениях, вал приводного двигателя 59 снабжен парой червячных шестерней 61, 62 с противоположными направлениями резьбы. Шестерни 63, 64, сцепляющиеся с этими червячными шестернями 61, 62, прикреплены к концам кулачковых валов 54, 55. В этом варианте осуществления приводной двигатель 59 может приводиться в движение, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, в большом диапазоне. Механизм А переменной степени сжатия, показанный на фиг.1 по фиг.3, иллюстрирует пример. Может быть использован любой тип механизма переменной степени сжатия.

С другой стороны, фиг.4 показывает механизм В изменения фаз газораспределения, предусмотренный на кулачковом валу 70 для приведения в движение впускного клапана 7 на фиг.1. Как показано на фиг.4, механизм В изменения фаз газораспределения состоит из устройства В1 изменения фаз кулачка, прикрепленного к одному концу кулачкового вала 70 и изменяющего фазу кулачка кулачкового вала 70, и устройства В2 изменения угла срабатывания кулачка, размещенного между кулачковым валом 70 и толкателем 24 впускного клапана 7 и изменяющего рабочий угол кулачков кулачкового вала 70 на другие рабочие углы для передачи впускному клапану 7. Отметим, что фиг.4 является боковым видом в разрезе и видом сверху устройства В2 изменения угла срабатывания кулачка.

Сначала объясним устройство В1 изменения фаз кулачка механизма В регулирования фаз газораспределения, это устройство В1 изменения фаз кулачка снабжено зубчатым шкивом 71, сделанным, чтобы вращаться посредством коленчатого вала двигателя через зубчатый ремень привода в направлении стрелки, цилиндрическим корпусом 72, вращающимся вместе с зубчатым шкивом 71, валом 73, выполненным с возможностью вращения вместе с кулачковым валом 70 и вращаться относительно цилиндрического корпуса 72, множеством частей 74, проходящих от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 к внешней окружности вала 73, и лопастями 75, проходящими между частями 74 от внешней окружности вала 73 к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, две стороны лопастей 75 сформированы с гидравлическими камерами 76, используемыми для опережения, и гидравлическими камерами 77, используемыми для запаздывания.

Подача рабочей жидкости на масляной основе в гидравлические камеры 76, 77 управляется клапаном 78 управления подачей рабочей жидкости на масляной основе. Этот клапан 78 управления подачей рабочей жидкости на масляной основе снабжен отверстиями 79, 80 для жидкости, соединенными с гидравлическими камерами 76, 77, отверстием 82 подачи рабочей жидкости на масляной основе, выпущенной из гидравлического насоса 81, парой сливных отверстий 83, 84 и золотниковым клапаном 85 для управления соединением и разъединением отверстий 79, 80, 82, 83 и 84.

Чтобы выполнить опережение фазы кулачка кулачкового вала 70, на фиг.4, золотниковый клапан 85 двигается вниз, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 79 к гидравлическим цилиндрам для опережения 76 и рабочая жидкость на масляной основе в гидравлических цилиндрах для запаздывания 77 стекает из сливного отверстия 84. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки X.

Как противоположность этому, чтобы выполнить запаздывание фазы кулачка кулачкового вала 70, на фиг.4, золотниковый клапан 85 сдвигается вниз, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 80 к гидравлическим цилиндрам для запаздывания 77, а рабочая жидкость на масляной основе в гидравлических цилиндрах для опережения 76 стекает из сливного отверстия 83. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелке X.

Когда вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращен в нейтральную позицию, показанную на фиг.4, операция относительного смещения вала 73 заканчивается и вал 73 удерживается в относительно вращающемся положении в это время. Следовательно, возможно использовать устройство В1 изменения фаз кулачка так, чтобы двигать вперед или назад фазу кулачка кулачкового вала 70 на точную требуемую величину. Таким образом, устройство В1 изменения фаз кулачка может свободно двигать вперед или задерживать момент открытия впускного клапана 7.

Далее, объясним устройство В2 изменения угла срабатывания кулачка механизма В регулирования фаз газораспределения, это устройство В2 изменения угла срабатывания кулачка снабжено управляющим стержнем 90, размещенным параллельно кулачковому валу 70 и выполненным с возможностью перемещения посредством приводного двигателя 91 в осевом направлении, промежуточным кулачком 94, сцепленным с кулачком 92 кулачкового вала 70 и размещенным с возможностью скольжения на шлицах 93, сформированных на управляющем стержне 90 и протягивающееся в осевом направлении, и передвижным кулачком 96, сцепляющимся с толкателем 24 клапана для приведения в движение впускного клапана 7 и размещенным с возможностью скольжения на шлицах 95, протягивающихся по спирали, сформированной на управляющем стержне 90. Скользящий кулачок 96 сформирован с кулачком 97.

Когда кулачковый вал 70 вращается, кулачок 92 заставляет промежуточный кулачок 94 качаться на точный постоянный угол все время. В это время скользящий кулачок 96 также качается на точный постоянный угол. С другой стороны, промежуточный кулачок 94 и скользящий кулачок 96 поддерживаются подвижным образом в осевом направлении управляющего стержня 90, следовательно, когда управляющий стержень 90 движется посредством приводного двигателя 91 в осевом направлении, скользящий кулачок 96 вращается относительно промежуточного кулачка 94.

Когда кулачок 92 кулачкового вала 70 начинает входить в контакт с промежуточным кулачком 94 из-за относительного поворотного позиционного соотношения между промежуточным кулачком 94 и скользящим кулачком 96, если кулачок 97 скользящего кулачка 96 начинает входить в контакт с толкателем 24 клапана, как показано символом а на фиг.5(В), время открытия и поднятие впускного клапана 7 становится максимальным. В противоположность этому, когда используется привод 91, чтобы вращать передвижной кулачок 96 относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг.4, кулачок 92 кулачкового вала 70 входит в контакт с промежуточным кулачком 94, затем, немного позже, кулачок 97 промежуточного кулачка 96 входит в контакт с толкателем 24 клапана. В этом случае, как показано символом b на фиг.5(В), время открытия и величина подъема впускного клапана 7 становятся меньше, чем а.

Когда скользящий кулачок 96 вращается относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг.4, как показано символом с на фиг.5(В), время открытия и величина подъема впускного клапана становятся еще меньше. Т.е. используя привод 91, чтобы изменить относительную поворотную позицию промежуточного кулачка 94 и скользящего кулачка 96, время открытия впускного клапана 7 может быть свободно изменено. Однако в этом случае величина подъема впускного клапана 7 становится тем меньше, чем короче время открытия впускного клапана 7.

Устройство В1 изменения фаз кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия впускного клапана 7, и устройство В2 изменения угла срабатывания кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять время открытия впускного клапана 7 в этом способе, таким образом, и устройство В1 изменения фаз кулачка и устройство В2 изменения угла срабатывания кулачка, т.е. механизм В регулирования фаз газораспределения, могут использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия и время открытия впускного клапана 7, т.е. момент открытия и момент закрытия впускного клапана 7.

Механизм В регулирования фаз газораспределения, показанный на фиг.1 и фиг.4 иллюстрирует пример. Также можно использовать различные типы механизмов регулирования фаз газораспределения, отличные от примера, показанного на фиг.1 и 4.

Далее, значение терминов, используемых в настоящей заявке, будет объяснено со ссылкой на фиг.6. На фиг.6(А), (В) и (С) показан в пояснительных целях двигатель с объемом камер сгорания в 50 мл и рабочим объемом цилиндра над поршнем в 500 мл. При этом на фиг.6 (А), (В) и (С) объем камеры сгорания показывает объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.6(А) объясняет механическую степень сжатия. Механическая степень сжатия является величиной, определенной механически из рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания в момент такта сжатия. Эта механическая степень сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6 (А), эта механическая степень сжатия становится (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Фиг.6(В) объясняет фактическую степень сжатия. Фактическая степень сжатия является величиной, определенной из фактического рабочего объема цилиндры от момента, когда действие сжатия фактически началось, до момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки, и объема камеры сгорания. Эта фактическая степень сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем)/объем камеры сгорания. Т.е., как показано на фиг.6 (В), даже если поршень начинает подниматься в ходе сжатия, действие сжатия не выполняется, пока открыт впускной клапан. Фактическое действие сжатия начинается после того, как впускной клапан закрывается. Следовательно, фактическая степень сжатия выражается как следующая с помощью фактического рабочего объема. В примере, показанном на фиг.6(В), фактическая степень сжатия становится (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

Фиг.6(С) объясняет степень расширения. Степень расширения является величиной, определенной из рабочего объема цилиндра во время такта расширения и объема камеры сгорания. Эта степень расширения выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(С), эта степень расширения становится (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Далее, основные признаки настоящего изобретения будут объяснены со ссылкой на фиг.7 и 8. На фиг.7 показано соотношение между теоретическим термическим КПД и степенью расширения, в то время как на фиг.8 показано сравнение между обычным циклом и циклом сверхвысокой степени расширения, используемым выборочно в соответствии с нагрузкой в настоящем изобретении.

Фиг.8(А) показывает обычный цикл, когда впускной клапан закрывается рядом с нижней мертвой точкой, и действие сжатия посредством поршня начинается близко от, по существу, нижней мертвой точки сжатия. В примере, также показанном на этой фиг.8(А), в том же способе, что и в примерах, показанных на фиг.6(А), (В) и (С), объем камеры сгорания сделан 50 мл, а рабочий объем цилиндра сделан 500 мл. Как будет понятно из фиг.8(А), в обычном цикле механическая степень сжатия равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, фактическая степень сжатия также равна приблизительно 11, и степень расширения также становится (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11. Т.е. в обычном двигателе внутреннего сгорания механическая степень сжатия и фактическая степень сжатия и степень расширения становятся, по существу, равными.

Сплошная линия на фиг.7 показывает изменение в теоретическом термическом КПД в случае, когда фактическая степень сжатия и степень расширения, по существу, равны, т.е. в обычном цикле. В этом случае, чем больше степень расширения, т.е. более высокая фактическая степень сжатия, тем выше теоретический термический КПД. Следовательно, в обычном цикле, чтобы повысить теоретический термический КПД, фактическая степень сжатия должна быть сделана более высокой. Однако, из-за ограничений на возникновение детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке, фактическая степень сжатия может быть повышена только равномерно максимум приблизительно до 12, соответственно, в обычном цикле, теоретический термический КПД не может быть сделан достаточно высоким.

С другой стороны, в такой ситуации существует различие между механической степенью сжатия и фактической степенью сжатия и изучаемым теоретическим термическим КПД, так что в теоретическом термическом КПД степень расширения является доминирующей, и на теоретический термический КПД почти совсем не влияет фактическая степень сжатия. Т.е. если фактическая степень сжатия повышается, взрывная сила растет, но сжатие требует большой энергии, соответственно, даже если фактическая степень сжатия повышается, теоретический термический КПД почти не будет повышаться.

В противоположность этому, если повышается степень расширения, чем длиннее период, в течение которого сила действует как придавливающая поршень в момент такта расширения, тем более продолжительно время, в течение которого поршень передает силу вращения коленчатому валу. Следовательно, чем большей сделана степень расширения, тем более высоким становится теоретический термический КПД. Прерывистая линия на фиг.7 показывает теоретический термический КПД в случае фиксирования фактической степени сжатия в значении 10 и повышения степени расширения в этом состоянии. В этом способе величина роста теоретического термического КПД при повышении степени расширения в состоянии, когда фактическая степень сжатия сохраняется на низком значении, и величина роста теоретического термического КПД в случае, когда фактическая степень сжатия повышается вместе со степенью расширения, как показано сплошной линией на фиг.7, почти не будут отличаться.

Если фактическая степень сжатия удерживается на низком значении в этом способе, то детонация не возникнет. Следовательно, при повышении степени расширения в состоянии, где фактическая степень сжатия удерживается на низком значении, возникновение детонации может быть предотвращено, и теоретический термический КПД может быть значительно повышен. Фиг.8(В) показывает пример случая, когда используется механизм А переменной степени сжатия и механизм В регулирования фаз газораспределения, чтобы поддерживать фактическую степень сжатия на низком значении и повышать степень расширения.

Обращаясь к фиг.8(В), в этом примере, используется механизм А переменной степени сжатия, чтобы уменьшить объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм В регулирования фаз газораспределения используется, чтобы задержать момент закрытия впускного клапана до тех пор, пока фактический рабочий объем поршня не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате, в этом примере, фактическая степень сжатия становится (20 мл + 200 мл)/20 мл = 11, а степень расширения становится (20 мл + 500 мл)/20 мл = 26. В обычном цикле, показанном на фиг.8(А), как объяснено выше, фактическая степень сжатия равна приблизительно 11, и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем, в случае, показанном на фиг.8 (В), изучено, что только степень расширения повышается до 26. Т.е. причина в так называемом "цикле сверхвысокой степени расширения".

Как объяснено выше, вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания, чем более низкая нагрузка на двигатель, тем хуже термический КПД. Следовательно, чтобы повысить термический КПД во время эксплуатации транспортного средства, т.е. улучшить расход топлива, становится необходимым повышение термического КПД во время работы двигателя при низкой нагрузке. С другой стороны, в цикле сверхвысокой степени расширения, показанном на фиг.8 (В), фактический рабочий объем поршня во время такта сжатия сделан меньшим, таким образом, объем всасываемого воздуха, который может быть засосан в камеру 5 сгорания, становится меньшим, следовательно, этот цикл сверхвысокой степени расширения может применяться, только когда нагрузка на двигатель относительна мала. Следовательно, в настоящем изобретении, во время работы двигателя при низкой нагрузке устанавливается цикл сверхвысокой степени расширения, показанный на фиг.8(В), в то время как во время работы двигателя при высокой нагрузке устанавливается обычный цикл, показанный на фиг.8(А). Это является основным признаком настоящего изобретения.

Фиг.9 показывает оперативное управление в целом во время устойчивой работы, когда скорость вращения двигателя является низкой. Ниже оперативное управление в целом будет объяснено со ссылкой на фиг.9.

На фиг.9 показано изменение в механической степени сжатия, степени расширения, моменте закрытия впускного клапана 7, фактич