Двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием

Двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием

Иллюстрации

Показать все

Реферат

Область техники

Настоящее изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

Уровень техники

В области техники известен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, снабженный механизмом переменной степени сжатия, способным изменять степень механического сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, способным управлять моментом закрытия впускного клапана, выполняющий действие наддува посредством нагнетателя во время работы двигателя со средней нагрузкой и работы двигателя с высокой нагрузкой и увеличивающий степень механического сжатия и задерживающий момент закрытия впускного клапана, когда нагрузка на двигатель становится ниже во время работы двигателя со средней и высокой нагрузкой в состоянии, поддерживающем степень фактического сгорания постоянной (например, см. публикацию заявки на патент Японии № 2004-218522).

Однако, как будет объяснено подробно ниже, было установлено, что в таких двигателях внутреннего сгорания соотношение воздух-топливо, при котором термический КПД становится высоким, различается согласно степени механического сжатия, соответственно, чтобы повышать термический КПД, необходимо соответствующим образом выбирать соотношение воздух-топливо согласно степени механического сжатия. Однако вышеупомянутый документ не ссылается вообще на эту задачу.

Краткое описание изобретения

Задачей настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, позволяющего получать высокий термический КПД, принимая во внимание тот факт, что соотношение воздух-топливо, при котором термический КПД становится высоким, различается согласно степени механического сжатия.

Согласно настоящему изобретению создан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, снабженный механизмом переменной степени сжатия, способным изменять степень механического сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, способным управлять моментом закрытия впускного клапана, в котором степень механического сжатия делается выше при работе двигателя с низкой нагрузкой, чем во время работы двигателя с высокой нагрузкой, причем степень механического сжатия постепенно уменьшается при работе двигателя с высокой нагрузкой, когда нагрузка на двигатель становится выше, сгорание с первым соотношением воздух-топливо и сгорание со вторым соотношением воздух-топливо, большим, чем первое соотношение воздух-топливо, выборочно выполняются, сгорание выполняется при первом соотношении воздух-топливо при работе двигателя с высокой нагрузкой, при работе двигателя с низкой нагрузкой сгорание выполняется со вторым соотношением воздух-топливо, когда степень механического сжатия ниже, чем предварительно определенное опорное значение, и сгорание выполняется с первым соотношением воздух-топливо, когда степень механического сжатия выше, чем предварительно определенное опорное значение.

Т.е. в настоящем изобретении для того, чтобы улучшать термический КПД, первое соотношение воздух-топливо с высоким термическим КПД применяется при работе двигателя с высокой нагрузкой, а использование второго соотношения воздух-топливо с высоким термическим КПД разрешается при работе двигателя с низкой нагрузкой.

Краткое описание чертежей

Фиг.1 является общим видом двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

Фиг.2 является видом в перспективе с разнесением деталей механизма переменной степени сжатия.

Фиг.3 является видом сбоку в сечении иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.4 является видом механизма регулирования фаз газораспределения.

Фиг.5 является видом, показывающим величину поднятия впускного клапана и выпускного клапана.

Фиг.6 является видом для объяснения степени механического сжатия, степени фактического сжатия и степени расширения.

Фиг.7 является видом, показывающим взаимоотношение между теоретическим термическим КПД и степенью расширения.

Фиг.8 является видом для объяснения обычного цикла и цикла сверхвысокой степени расширения.

Фиг.9 является видом, показывающим изменение в степени механического сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой на двигатель.

Фиг.10 является видом, объясняющим теоретический термический КПД.

Фиг.11 является видом, объясняющим практический термический КПД.

Фиг.12 является видом, объясняющим разницу в практическом термическом КПД из-за разницы в соотношении воздух-топливо.

Фиг.13 является последовательностью операций оперативного управления.

Фиг.14 является видом соответствия момента закрытия впускного клапана.

Фиг.15 является видом соответствия момента закрытия впускного клапана и т.д.

Фиг.16 является видом, объясняющим разницу в практическом термическом КПД вследствие разницы в максимальной степени механического сжатия.

Фиг.17 является последовательностью операций оперативного управления.

Наилучший способ осуществления изобретения

Фиг.1 является видом сбоку в сечении двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

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. Отметим, что 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 воздушным фильтром 15, в то время как впускной канал 14 снабжен внутри дроссельной заслонкой 17, приводимой в действие приводом 16, и датчиком 18 объема всасываемого воздуха, использующим, например, провод с высоким сопротивлением. С другой стороны, выпускное отверстие 10 соединяется через выпускной коллектор 19 с каталитическим нейтрализатором 20, вмещающим в себя, например, трехкомпонентный нейтрализатор, в то время как выпускной коллектор 19 снабжен внутри датчиком 21 качества воздушно-топливной смеси.

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.1, соединяющая часть картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров снабжена механизмом A переменной степени сжатия, способным изменять относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндров с тем, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, и дополнительно снабжена механизмом B изменения момента начала фактического действия сжатия, способным изменять момент начала фактического действия сжатия. Отметим, что в варианте осуществления, показанном на фиг.1, этот механизм B изменения момента начала фактического действия сжатия состоит из механизма регулировки фаз газораспределения, способного управлять моментом закрытия впускного клапана 7.

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 (микропроцессор) 34, порт 35 ввода, порт 36 вывода. Выходной сигнал датчика 18 количества всасываемого воздуха и выходной сигнал датчика 21 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 16 дроссельной заслонки, механизмом A переменной степени сжатия и механизмом B регулирования фаз газораспределения.

Фиг.2 является видом в перспективе с разнесением деталей механизма A переменной степени сжатия, показанного на фиг.1, в то время как фиг.3 является видом сбоку в сечении иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания. Согласно фиг.2 внизу двух боковых стенок блока 2 цилиндров сформировано 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, имеется пара кулачковых валов 54, 55. Каждый из кулачковых валов 54, 55 имеет дисковые кулачки 56, закрепленные на них, выполненные с возможностью вращающимся образом вставляться 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, 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, дисковые кулачки 58 размещены между дисковыми кулачками 56. 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(A), из состояния, показанного на фиг.3(A), эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, таким образом, 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(A). Как показано на фиг.3(B), когда эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, центры дисковых кулачков 58 движутся ниже эксцентриковых валов 57.

Как будет понятно из сравнения фиг.3(A) и фиг.3(B), 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 шестерен 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. Отметим, что механизм A переменной степени сжатия, показанный на фиг.1-3, является примером. Может быть использован любой тип механизма переменной степени сжатия.

С другой стороны, фиг.4 показывает механизм B регулирования фаз газораспределения, прикрепленный к концу кулачкового вала 70 для приведения в движение впускного клапана 7 на фиг.1. Согласно фиг.4 этот механизм B регулирования фаз газораспределения снабжен зубчатым шкивом 71, вращаемым коленчатым валом двигателя через зубчатый ремень привода в направлении стрелки, цилиндрическим корпусом 72, вращающимся вместе с зубчатым шкивом 71, валом 73, способным вращаться вместе с кулачковым валом 70 привода впускного клапана 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, причем две стороны лопастей 75 сформированы с гидравлическими камерами 76 для опережения и используют гидравлические камеры 77 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 сдвинуть в сторону опережения фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана, на фиг.4, золотниковый клапан 85 выполнен двигающимся вправо, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 79 к гидравлическим камерам 76 для опережения, а рабочая жидкость на масляной основе в гидравлических камерах 77 для запаздывания стекает из сливного отверстия 84. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки.

В противоположность этому, чтобы задержать фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана, на фиг.4, золотниковый клапан 85 выполнен двигающимся влево, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 80 к гидравлическим камерам 77 для запаздывания, а рабочая жидкость на масляной основе в гидравлических камерах 76 для опережения стекает из сливного отверстия 83. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелкам.

Когда вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращен в нейтральную позицию, показанную на фиг.4, операция относительного вращения вала 73 заканчивается, и вал 73 удерживается в относительной вращающейся позиции в это время. Следовательно, возможно использовать механизм B регулирования фаз газораспределения с тем, чтобы двигать в сторону опережения или запаздывания фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана на точную требуемую величину.

На фиг.5 сплошная линия показывает, когда механизм B регулирования фаз газораспределения используется, чтобы наиболее сдвигать в сторону опережения фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана, в то время как прерывистая линия показывает, когда он используется, чтобы сдвигать в сторону запаздывания фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана. Следовательно, момент открытия впускного клапана 7 может быть свободно установлен между диапазоном, показанным сплошной линией на фиг.5, и диапазоном, показанным прерывистой линией, следовательно, момент закрытия впускного клапана 7 может быть установлен в любом угле поворота коленчатого вала в диапазоне, показанном стрелкой C на фиг.5.

Механизм B регулирования фаз газораспределения, показанный на фиг.1 и фиг.4, является одним примером. Например, может использоваться механизм регулирования фаз газораспределения или другие различные типы механизмов регулирования фаз газораспределения, способные изменять только момент закрытия впускного клапана, в то же время сохраняя постоянным момент открытия впускного клапана.

Далее значение терминов, используемых в настоящей заявке, будет объяснено со ссылкой на фиг.6. Отметим, что фиг.6(A), (B) и (C) показывают в пояснительных целях двигатель с объемом камер сгорания в 50 мл и рабочим объемом цилиндра над поршнем в 500 мл. На этих фиг.6(A), (B) и (C) объем камеры сгорания показывает объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.6(A) объясняет степень механического сжатия. Степень механического сжатия является величиной, определяемой механически из рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания в момент такта сжатия. Эта степень механического сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(A), эта степень механического сжатия составляет (50 мл + 500 мл)/50 мл=11.

Фиг.6(B) объясняет степень фактического сжатия. Эта степень фактического сжатия является величиной, определяемой из фактического рабочего объема цилиндра от момента, когда действие сжатия фактически началось, до момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки, и объема камеры сгорания. Эта степень фактического сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем)/объем камеры сгорания. Т.е., как показано на фиг.6(B), 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, степень фактического сжатия выражается следующим образом с помощью фактического рабочего объема. В примере, показанном на фиг.6(B), степень фактического сжатия составляет (50 мл + 450 мл)/50 мл=10.

Фиг.6(C) 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(C), степень расширения составляет (50 мл + 500 мл)/50 мл=11.

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

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

Сплошная линия на фиг.7 показывает изменение в теоретическом термическом КПД в случае, когда степень фактического сжатия и степень расширения по существу равны, т.е. в обычном цикле. В этом случае изучено, что чем больше степень расширения, т.е. чем выше степень фактического сжатия, тем выше теоретический термический КПД. Следовательно, в обычном цикле, чтобы повысить теоретический термический КПД, степень фактического сжатия должна быть более высокой. Однако из-за ограничений на возникновение детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке степень фактического 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 изобретатели строго различали степень механического сжатия, и степень фактического сжатия, и изучаемый теоретический термический КПД и в результате обнаружили, что в теоретическом термическом КПД степень расширения является доминирующей, и на теоретический термический КПД почти совсем не влияет степень фактического сжатия. Т.е. если степень фактического сжатия повышается, взрывная сила растет, но сжатие требует большой энергии, соответственно, даже если степень фактического сжатия повышается, теоретический термический КПД почти совсем не будет повышаться.

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

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

Согласно фиг.8(B) в этом примере используется механизм A переменной степени сжатия, чтобы уменьшить объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм B 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 степень фактического сжатия равна (20 мл + 200 мл)/20 мл=11, а степень расширения равна (20 мл + 500 мл)/20 мл=26. В обычном цикле, показанном на фиг.8(A), как объяснено выше, степень фактического сжатия равна приблизительно 11 и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем, в случае, показанном на фиг.8(B), изучено, что только степень расширения повышается до 26. По этой причине цикл и называется "циклом сверхвысокой степени расширения".

Как объяснено выше, вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания, чем ниже 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(B), фактический рабочий объем поршня во время такта сжатия сделан меньшим, таким образом, объем всасываемого воздуха, который может быть подан 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(B), в то время как во время работы двигателя при высокой нагрузке устанавливается обычный цикл, показанный на фиг.8(A).

Далее оперативное управление в целом будет объяснено со ссылкой на фиг.9.

Фиг.9 показывает изменения в степени механического сжатия, степени расширения, моменте закрытия впускного клапана 7, степени фактического сжатия, объеме всасываемого воздуха, степени открытия дроссельной заслонки 17 и насосной потере вместе с нагрузкой на двигатель при определенной скорости вращения двигателя. Отметим, что фиг.9 иллюстрирует случай, когда среднее соотношение воздух-топливо в камере 5 сгорания является обратной связью, управляемой до стехиометрического соотношения воздух-топливо на основе выходного сигнала датчика 21 контроля состава смеси воздух-топливо, так что трехкомпонентный нейтрализатор в каталитическом нейтрализаторе 20 отработавших газов может одновременно уменьшать несгоревшие CH, CO и NO_X в выхлопном газе.

Теперь, как объяснено выше, во время работы двигателя при высокой нагрузке выполняется обычный цикл, показанный на фиг.8(A). Следовательно, как показано на фиг.9, в это же время, так как степень механического сжатия понижена, степень расширения понижается. Как показано сплошной линией внизу на фиг.9, момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, как показано сплошной линией на фиг.5. Кроме того, в это время объем всасываемого воздуха велик. В это же время степень открытия дроссельной заслонки 17 сохраняется полностью открытой или по существу полностью открытой, таким образом, насосная потеря становится нулевой.

С другой стороны, как показано сплошной линией на фиг.9, когда нагрузка на двигатель становится ниже, момент закрытия впускного клапана 7 задерживается так, чтобы уменьшать объем всасываемого воздуха вместе с нагрузкой. Дополнительно в это время степень механического сжатия увеличивается, когда нагрузка на двигатель становится ниже, как показано на фиг.9, так что степень фактического сжатия сохраняется по существу постоянной. Следовательно, степень расширения также увеличивается, когда нагрузка на двигатель становится ниже. Отметим, что также в это время дроссельная заслонка 17 удерживается в полностью открытом или по существу полностью открытом состоянии. Следовательно, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, управляется изменением момента закрытия впускного клапана 7 безотносительно дроссельной заслонки 17. Также в это время насосные потери становятся нулевыми.

В этом способе, когда нагрузка на двигатель становится ниже из рабочего состояния двигателя при высокой нагрузке, степень механического сжатия увеличивается вместе с уменьшением объема всасываемого воздуха, по существу при постоянной степени фактического сжатия. Т.е. объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, уменьшается пропорционально уменьшению в объеме всасываемого воздуха. Следовательно, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально объему всасываемого воздуха. Отметим, что соотношение воздух-топливо в камере 5 сгорания в это время в примере, показанном на фиг.9, становится стехиометрическим, таким образом, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально количеству топлива.

Если нагрузка на двигатель становится еще ниже, степень механического сжатия дополнительно увеличивается. Когда нагрузка на двигатель падает до средней нагрузки L₁, более близкой к низкой нагрузке, степень механического сжатия достигает предельной степени механического сжатия, формирующей структурное ограничение камеры 5 сгорания. В области нагрузки, более низкой, чем нагрузка L₁ на двигатель, где степень механического сжатия достигает предельной степени механического сжатия, степень механического сжатия удерживается на предельной степени механического сжатия. Следовательно, во время работы двигателя со средней нагрузкой со стороны низкой нагрузки и во время работы двигателя с низкой нагрузкой, т.е. со стороны работы двигателя с низкой нагрузкой, степень механического сжатия становится максимальной, и степень расширения также становится максимальной. Другими словами, со стороны работы двигателя с низкой нагрузкой степень механического сжатия становится максимальной, так что получается максимальная степень расширения.

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.9, даже когда нагрузка на двигатель становится ниже, чем L₁, как показано сплошной линией на фиг.9, момент закрытия впускного клапана 7 задерживается, когда нагрузка на двигатель становится ниже. Когда нагрузка на двигатель падает до L₂, момент закрытия впускного клапана 7 становится предельным моментом закрытия, где объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, можно управлять. Когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, в области, где нагрузка ниже, чем нагрузка L₂ на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, момент закрытия впускного клапана 7 удерживается на предельном моменте закрытия.

Когда момент закрытия впускного клапана 7 удерживается на предельном моменте закрытия, объем всасываемого воздуха не может больше управляться изменением момента закрытия впускного клапана 7. В варианте осуществления, показанном на фиг.9, в это же время, т.е. в области, где нагрузка ниже, чем нагрузка L₂ на двигатель, где момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, управляется дроссельной заслонкой 17. Однако если объем всасываемого воздуха управляется дроссельной заслонкой 17, насосные потери увеличиваются, как показано на фиг.9.

С другой стороны, как показано на фиг.9, со стороны работы двигателя с высокой нагрузкой, где нагрузка на двигатель выше, чем L₁, степень фактического сжатия поддерживается по существу на той же степени фактического сжатия для той же скорости вращения двигателя. В противоположность этому, когда нагрузка на двигатель ниже, чем L₂, т.е. когда степень механического сжатия удерживается на предельной степени механического сжатия, степень фактического сжатия определяется моментом закрытия впускного клапана 7. Если момент закрытия впускного клапана 7 задерживается в таком состоянии, что нагрузка на двигатель падает между L₁ и L₂, степень фактического сжатия падает. Если момент закрытия впускного клапана 7 удерживается на предельном моменте закрытия, как в рабочей области с нагрузкой на двигатель ниже, чем L₂, степень фактического сжатия сохраняется постоянной.

Далее теоретический термический КПД и практический термический КПД будут объяснены со ссылкой на фиг.10 и фиг.11. На фиг.10 сплошная линия A показывает случай, когда степень механического сжатия увеличивается без ограничения. Когда степень A механического сжатия становится больше, т.е. когда степень расширения становится больше, в конце такта расширения, т.е. во время открытия выпускного клапана 9, давление в камере 5 сгорания постепенно падает и становится атмосферным давлением в конце. Это показано линией B на фиг.10.

С другой стороны, на фиг.10 сплошная линия C показывает изменение в теоретическом термическом КПД, когда степень A механического сжатия увеличивается без ограничения. Как показано на фиг.10, теоретический термический КПД C растет с увеличением степени A механического сжатия, т.е. увеличивается с увеличением степени расширения, но это теоретическое соотношение C воздух-топливо падает, если точка B пройдена. Т.е. если степень A механического сжатия проходит точку B, давление в камере сгорания в конце такта расширения станет не меньше, чем атмосферное давление, приводя в результате к падению теоретического термического КПД C.

Следовательно, чтобы получать высокий термический КПД, необходимо удерживать степень A механического сжатия от существенного превышения точки B, таким образом, нормальная максимальная степень механического сжатия равняется значению, которое не превышает точку B. Дополнительно в примере, показанном на фиг.10, максимальная степень механического сжатия равняется значению, показанному прерывистой линией D.

С другой стороны, на фиг.10 прерывистая линия E показывает изменение в степени фактического сжатия при управлении объемом всасываемого воздуха посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7 во время, когда степень A механического сжатия становится максимальной степенью D механического сжатия, а прерывистая линия F показывает изменение в степени фактического сжатия при управлении объемом всасываемого воздуха с помощью дроссельной заслонки 17 во время, когда степень A механического сжатия становится максимальной степенью D механического сжатия.

Дополнительно на фиг.10 прерывистая линия G показывает изменение в теоретическом соотношении воздух-топливо при управлении объемом всасываемого воздуха посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7, когда степень A механического сжатия становится максимальной степенью D механического сжатия, а прерывистая линия H показывает изменение в теоретическом соотношении воздух-топливо при управлении объемом всасываемого воздуха с помощью дроссельной заслонки 17, когда степень A механического сжатия становится максимальной степенью D механического сжатия.

При управлении объемом всасываемого воздуха посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7 чем ниже нагрузка на двигатель, тем ниже степень E фактического сжатия, таким образом, чем ниже нагрузка на двигатель, тем ниже теоретический термический КПД G. В противоположность этому при управлении объемом всасываемого воздуха с помощью дроссельной заслонки 17 степень F фактического сжатия удерживается постоянной, несмотря на нагрузку на двигатель, таким образом, теоретический термический КПД H удерживается постоянным, несмотря на нагрузку на двигатель.

Фиг.11 показывает в дополнение к теоретическому термическому КПД, показанному на фиг.10, насосные потери и практический термический КПД. Когда степень механического сжатия удерживается на максимальной степени D механического сжатия, теоретический термический КПД H, когда дроссельная заслонка 17 используется, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха, становится выше, чем теоретический термический КПД G. Однако когда дроссельная заслонка 17 управляет объемом всасываемого воздуха, возникают насосные потери, как показано линией I на фиг.11.

Если эти насосные потери принимаются во внимание, как показано на фиг.11, практический термический КПД J, при управлении объемом всасываемого воздуха посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7, становится выше, чем практический термический КПД K при управлении объемом всасываемого воздуха дроссельной заслонкой 17. В примере, показанном на фиг.9, если нагрузка на двигатель падает при удерживании степени механического сжатия на максимальной степени D механического сжатия, управление объемом всасываемого воздуха переключается с управления посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7 на управление дроссельной заслонкой 17, таким образом, практический термический КПД изменяется, как показано сплошной линией L.

Фиг.12 показывает изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана 7, степени фактического сжатия, теоретическом термическом КПД и практическом термическом КПД при выполнении сгорания с первым соотношением воздух-топливо и сгорания со вторым соотношением воздух-топливо, большим, чем первое соотношение воздух-топливо. Отметим, что первое соотношение воздух-топливо является, например, стехиометрическим и показано прерывистой линией на фиг.12, в то время как второе соотношение воздух-топливо является, например, обедненным и показано сплошной линией на фиг.12.

Пример, показанный на фиг.9, показывает случай сгорания со стехиометрическим соотношением воздух-топливо. Следовательно, изм