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

Известный в технике двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием снабжен механизмом с переменной степенью сжатия, способным изменять степень механического сжатия и механизмом с изменяемым газораспределением, способным контролировать выбор фазы закрывания впускного клапана, выполняющего наддув с помощью нагнетателя, во время работы двигателя при средней нагрузке и во время работы двигателя при высокой нагрузке, и увеличивающим степень механического сжатия и задерживающим фазу закрытия впускного клапана, поскольку нагрузка двигателя становится ниже, удерживая степень фактического сжатия постоянной во время этих рабочих циклов двигателя при средней и высокой нагрузках (см., например, публикацию заявки на патент Японии №2004-218522).

В этом отношении настоящим заявителем был предложен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, который повышает тепловой коэффициент полезного действия во время работы транспортного средства для улучшения эффективности потребления топлива путем максимальной степени механического сжатия, чтобы получить максимальную степень расширения во время работы двигателя при низкой нагрузке, существенно приближая степень фактического сжатия во время работы двигателя при низкой нагрузке к степени фактического сжатия при работе двигателя как время работы при средней, так и высокой степени нагрузки. Вообще, в двигателе внутреннего сгорания с искровым зажиганием чем выше степень расширения, тем длительнее время, в течение которого сила, толкающая поршень вниз, действует на поршень во время хода расширения. В результате этого повышается тепловой коэффициент полезного действия. В двигателе внутреннего сгорания с искровым типом зажигания, предложенным заявителем, степень расширения является максимальной во время работы двигателя при низкой нагрузке, что позволяет получить высокий тепловой коэффициент полезного действия во время работы двигателя при низкой загрузке.

С другой стороны, во время холодного запуска двигателя температура каталитического нейтрализатора очистки выхлопного газа, установленного в двигателе внутреннего сгорания (например, трехкомпонентный нейтрализатор), ниже, чем температура запуска. Поэтому во время холодного запуска необходимо как можно быстрее поднять температуру нейтрализатора очистки выхлопных газов. В этом отношении, как указано выше, чем выше степень расширения, тем продолжительнее время действия силы толкающей поршень вниз во время хода расширения. Это означает что, чем выше степень расширения, тем ниже температура выхлопного газа, выбрасываемого двигателем. Поэтому, если поднимать степень расширения во время холодного запуска, невозможно дальнейшее быстрое поднятие температуры нейтрализатора очистки выхлопного газа. Далее, во время холодного запуска двигателя падает скорость очистки несожженного HC, проходящего через нейтрализатор. Поэтому во время холодного запуска двигателя необходимо максимально снизить показатель HC, содержащийся в выхлопном газе, выбрасываемом двигателем. В этом отношении, поднимая степень фактического сжатия или поднимая степень расширения, несожженный HC в выхлопном газе, выбрасываемом двигателем, имеет тенденцию увеличиваться.

Краткое описание изобретения

Поэтому ввиду вышеизложенной проблемы, задачей настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, способным увеличить степень расширения, что, в свою очередь, позволяет улучшить эффективность потребления топлива во время работы двигателя при низких нагрузках и быстро поднять температуру очистки выхлопных газов нейтрализатора, а также снизить ухудшение выброса отработанных газов во время холодного запуска.

Настоящее изобретение, как средство решения вышеупомянутой задачи, обеспечивает двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, описанный в формуле изобретения.

Согласно первому аспекту настоящего изобретения предложен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, предоставленный механизмом с переменной степенью сжатия, способным изменять степень механического сжатия, и механизмом регулировки фаз газораспределения, способным управлять фазой закрытия впускного клапана, количеством всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляемую, главным образом, изменением фазы закрытия впускного клапана и повышением степени механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой по сравнению со временем работы двигателя с высокой нагрузкой, где степень механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания устанавливается ниже, чем степень механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой после окончания прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Согласно вышеупомянутому аспекту прежде чем двигатель внутреннего сгорания не закончит прогрев, степень механического сжатия ниже, чем степень сжатия после того, как заканчивается прогрев. Таким образом, прежде чем двигатель внутреннего сгорания не закончит прогрев, степень расширения не становится максимальной, поэтому понижение температуры выхлопного газа подавляется.

Таким образом, согласно вышеупомянутому аспекту прежде чем двигатель внутреннего сгорания не закончит прогрев, понижение температуры выхлопного газа подавляется.

Следовательно, во время холодного запуска двигателя можно быстро поднять температуру нейтрализатора очистки выхлопного газа, а после того, как двигатель внутреннего сгорания закончит прогрев, можно увеличить степень расширения и поднять эффективность потребления топлива во время работы двигателя с низкой нагрузкой.

Согласно второму аспекту настоящего изобретения предложен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм с переменной степенью сжатия, выполненный с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизм регулировки фаз газораспределения, выполненный с возможностью управления фазой закрытия впускного клапана, причем количество всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется, главным образом, изменением фазы закрытия впускного клапана и повышением степени механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой по сравнению со временем работы двигателя с высокой нагрузкой, при этом степень механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания устанавливается ниже, чем степень механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой после окончания прогрева двигателя внутреннего сгорания, и перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания степень фактического сжатия устанавливается ниже, если температура водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой.

Согласно третьему аспекту настоящего изобретения предложен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм с переменной степенью сжатия, выполненный с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизм регулировки фаз газораспределения, выполненный с возможностью управления фазой закрытия впускного клапана, причем количество всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется, главным образом, изменением фазы закрытия впускного клапана и повышением степени механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой по сравнению со временем работы двигателя с высокой нагрузкой, при этом степень механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой, перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания, устанавливается ниже, чем степень механического сжатия во время работы двигателя с низкой нагрузкой после окончания прогрева двигателя внутреннего сгорания, и перед окончанием прогрева двигателя, в температурной области, где температура водяного охлаждения двигателя выше опорной температуры, степень фактического сжатия устанавливается ниже того момента, когда температура водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с моментом, когда она является высокой, и перед окончанием прогрева двигателя, в температурной области, где температура водяного охлаждения двигателя ниже опорной температуры, степень фактического сжатия устанавливается выше того момента, когда температура водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с моментом, когда она является высокой.

Согласно четвертому аспекту настоящего изобретения во время работы двигателя с низкой нагрузкой, степень механического сжатия устанавливается на максимальную величину и, перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания, даже во время работы с низкой нагрузкой, степень механического сжатия устанавливается ниже максимальной степени сжатия.

Согласно пятому аспекту настоящего изобретения во время работы двигателя с низкой нагрузкой степень расширения устанавливается на 20, и прежде, чем внутренний двигатель внутреннего сгорания закончит прогрев, даже во время работы двигателя с низкой нагрузкой, степень механического сжатия устанавливается так, чтобы степень расширения стала меньше чем 20.

Согласно шестому аспекту настоящего изобретения фаза закрытия впускного клапана смещается в сторону от верхней мертвой точки всасывания до предельной точки закрытия, способной контролировать количество всасываемого воздуха, поступающего в камеру сгорания, поскольку нагрузка на двигатель становится ниже, причем прежде чем двигатель внутреннего сгорания заканчивает прогрев, даже во время работы двигателя с низкой нагрузкой, фаза закрытия впускного клапана смещается только в сторону верхней мертвой точки всасывания от предельной фазы закрытия.

Согласно седьмому аспекту настоящего изобретения перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания, степень механического сжатия устанавливается ниже, если температура каталитического нейтрализатора очистки выхлопного газа, установленного в выхлопной трубе, является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой.

Согласно восьмому аспекту настоящего изобретения перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания степень механического сжатия устанавливается выше, чем выше температура каталитического нейтрализатора очистки.

Согласно девятому аспекту настоящего изобретения степень механического сжатия устанавливается на основе температуры каталитического нейтрализатора очистки выхлопного газа во время начала работы двигателя так, чтобы степень механического сжатия становилась ниже, если температура каталитического нейтрализатора очистки выхлопного газа является низкой по сравнению с тем моментом, когда она является высокой, и степень механического сжатия поддерживается в тех пределах, которые основываются на температуре каталитического нейтрализатора очистки выхлопного газа с момента начала запуска двигателя до момента завершения прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Согласно десятому аспекту настоящего изобретения до окончания прогрева двигателя внутреннего сгорания степень механического сжатия устанавливается ниже, если температура водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой.

Согласно одиннадцатому аспекту настоящего изобретения перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания в температурной области, где температура водяного охлаждения двигателя выше опорной температуры, степень фактического сжатия устанавливается ниже той, когда температуры водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой, а в температурной области, где температура водяного охлаждения двигателя ниже опорной температуры, степень фактического сжатия устанавливается выше, если температура водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой.

Согласно двенадцатому аспекту настоящего изобретения после запуска двигателя и после истечения постоянного времени даже в температурной области, где температура водяного охлаждения двигателя ниже опорной температуры, степень фактического сжатия устанавливается выше той, когда температура водяного охлаждения двигателя является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой.

Согласно тринадцатому аспекту настоящего изобретения постоянное время становится тем длиннее, чем ниже температура водяного охлаждения двигателя во время запуска двигателя.

Согласно четырнадцатому аспекту настоящего изобретения перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания степень фактического сжатия устанавливается выше, когда скорость испарения топлива, подаваемого в двигатель внутреннего сгорания, является низкой по сравнению с тем, когда она является высокой.

Далее, настоящее изобретение будет описано более подробно со ссылкой на прилагаемые чертежи с описанием предпочтительных вариантов воплощения настоящего изобретения.

Краткое описание чертежей

Фиг.1 - общий вид двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

Фиг.2 - вид в перспективе с разнесением деталей механизма с переменной степенью сжатия.

Фиг.3A и 3B - боковые поперечные разрезы двигателя внутреннего сгорания, проиллюстрированные схематично.

Фиг.4 - вид механизма регулировки фаз газораспределения.

Фиг.5 - вид, на котором показана степень подъема, впускного и выпускного клапанов.

Фиг.6A-6C - изображения, иллюстрирующие степень механического сжатия, степень фактического сжатия и степень расширения.

Фиг.7 - изображение, иллюстрирующее взаимосвязь теоретической тепловой эффективности и степени расширения.

Фиг.8A и 8В - изображения, иллюстрирующие обычный цикл и сверхвысокий цикл степени расширения.

Фиг.9 - изображение, иллюстрирующее изменения в степени механического сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой двигателя в случае выполнения контроля над сверхвысокой степенью расширения.

Фиг.10 - изображение, иллюстрирующее изменения в степени механического сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой двигателя в случае выполнения контроля над холодным пуском двигателя.

Фиг.11 - блок-схема, иллюстрирующая обычный режим управления оперативного контроля двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.12A и 12B - изображения, иллюстрирующие температуру трехкомпонентного нейтрализатора, степени механического сжатия и степени фактического сжатия перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.13 - изображение, иллюстрирующее изменения в степени механического сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой на двигатель, с учетом выполнения контроля за холодным пуском двигателя, согласно второму варианту осуществления.

Фиг.14 - блок-схема, иллюстрирующая обычный режим управления оперативного контроля двигателя внутреннего сгорания, согласно второму варианту осуществления.

Фиг.15A и 15B - изображения, иллюстрирующие взаимосвязь между температурой водяного охлаждения двигателя, степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.16A и 16B - изображения, иллюстрирующие взаимосвязь между температурой водяного охлаждения двигателя, степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.17A и 17B - изображения, иллюстрирующие взаимосвязь между температурой водяного охлаждения двигателя, степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.18 - блок-схема, иллюстрирующая обычный режим управления оперативного контроля двигателя внутреннего сгорания четвертого варианта осуществления.

Фиг.19A и 19B - изображения, иллюстрирующие взаимосвязь между температурой водяного охлаждения двигателя, степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия перед окончанием прогрева двигателя внутреннего сгорания.

Наилучший способ осуществления изобретения

Варианты осуществления настоящего изобретения будут объяснены ниже со ссылкой на чертежи. Следует отметить, что подобные или похожие детали на чертежах обозначаются одинаковыми ссылками.

Фиг.1 представляет собой вид сбоку в поперечном разрезе двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

На Фиг.1 ссылочной позицией 1 обозначен картер; 2 - блок цилиндров; 3 - головка цилиндра; 4 - поршень; 5 - камера сгорания; 6 - свеча зажигания, встроенная в верхнюю центральную часть камеры 5 сгорания; 7 - впускной клапан; 8 - впускной канал; 9 - выпускной клапан и 10 - впускной канал. Впускной канал 8 связан через впускной патрубок 11 с расширительным бачком 12, в то время как каждый впускной патрубок 11 снабжен топливным инжектором 13 для того, чтобы подавать топливо в соответствующий впускной канал 8. Следует отметить, что каждый топливный инжектор 13 может быть установлен у каждой камеры 5 сгорания, а не у каждого впускного патрубка 11.

Расширительный бачок 12 связан через впускной канал 14 с воздушным фильтром 15, при этом впускной канал 14 имеет внутри дроссельную заслонку 17, управляемую приводом 16, и датчик контроля количества всасываемого воздуха 18, использующий для показаний, например, тепловую нить. С другой стороны, выпускной канал 10 связан через выпускной коллектор 19 с каталитическим конвертером 20, где размещается нейтрализатор отработанных газов (например, трехкомпонентный нейтрализатор). Выпускной коллектор 19 имеет внутри датчик контроля состава смеси воздух-топливо 22.

Далее, в варианте осуществления, показанном на Фиг.1, соединяющаяся часть картера 1 и блока цилиндров 2 снабжена механизмом с переменной степенью сжатия, который способен изменить относительные положения картера 1 и блока цилиндров 2 в сторону оси цилиндров, чтобы изменить объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 помещен в верхнюю мертвую точку сжатия. Далее двигатель внутреннего сгорания снабжен механизмом, регулирующим фазы газораспределения B, способным управлять выбором фаз закрытия впускного клапана 7, чтобы изменять выбор фазы пуска фактического сжатия.

Электронное контрольное устройство 30 состоит из цифрового компьютера, снабженного компонентами, связанными друг с другом через двунаправленную шину 31, это такие компоненты как ПЗУ 32, ОЗУ 33, ЦП (микропроцессор) 34, порт ввода 35 и порт вывода 36. Выходной сигнал датчика контроля количества всасываемого воздуха 18 и выходной сигнал датчика 22 контроля состава смеси воздух-топливо, которые поступают через соответствующие аналого-цифровые преобразователи 37 на порт ввода 35. Далее, педаль управления подачей топлива (акселератор) 40 связана с датчиком загрузки 41, генерирующим выходное напряжение, пропорциональное силе нажатия педали газа 40. Выходное напряжение датчика загрузки 41 поступает через соответствующий АЦ конвертер 37 на порт ввода 35. Далее, порт ввода 35 связан с датчиком угла поворота коленчатого вала 42, генерирующим выходной импульс всякий раз, как только коленчатый вал поворачивается, например, на 30°. С другой стороны, порт вывода 36 связан через соответствующие цепи двигателя 38 со свечей зажигания 6, топливным инжектором 13, приводным двигателем дроссельной заслонки 16, механизмом с переменной степенью сжатия A и механизмом В регулировки фаз газораспределения.

Фиг.2 представляет собой вид в перспективе механизма A с переменной степенью сжатия, показанного на Фиг.1, в то время как Фиг.3A и 3B - боковые поперечные разрезы двигателя внутреннего сгорания, проиллюстрированные схематично.

Относительно Фиг.2, у основания двух стенок блока цилиндров 2 размещено множество проецируемых частей 50, отделенных друг от друга определенным расстоянием. Каждая проецируемая часть 50 имеет круглое отверстие для вставки кулачка 51, изображенное в поперечном сечении. С другой стороны, верхняя часть поверхности картера 1 имеет множество выступающих частей 52, отделенных друг от друга определенным расстоянием и сопряженных между соответствующими, выступающими частями 50. Эти выступающие части 52 также имеют круглые отверстия для вставки кулачка 53, изображенные в поперечном сечении.

На Фиг.2 показана пара распределительных валов 54, 55. Каждый из распределительных валов 54, 55 имеет дисковые кулачки 56, способные свободно вращаться в отверстиях для вставки кулачков 51 в любом положении. Эти дисковые кулачки 56 коаксиальны по отношению к осям вращения распределительных валов 54, 55. С другой стороны, между дисковыми кулачками 56, как показано штриховкой на Фиг.3A и Фиг.3B, расширяют эксцентриковые валы 57, расположенные несимметрично относительно осей вращения распределительных валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие дисковые кулачки 58, вращающиеся несимметрично по отношению к валу. Как показано в Фиг.2, эти дисковые кулачки 58 расположены между дисковыми кулачками 56. Эти дисковые кулачки 58 свободно вращаются в соответствующих отверстиях 53.

Когда дисковые кулачки 56, размещенные на распределительных валах 54, 55, вращаются во встречных направлениях, как показано сплошными стрелками на Фиг.3A, эксцентриковые валы 57 движутся к центру основания, таким образом, дисковые кулачки 58 вращаются в противоположных направлениях от дисковых кулачков 56 в отверстиях 53, как показано прерывистыми стрелками на Фиг.3A. На Фиг.3B показано, что в том случае, когда эксцентриковые валы 57 движутся к центру основания, центры дисковых кулачков 58 смещаются под эксцентриковые валы 57.

Как становится понятно при сравнении Фиг.3A и Фиг.3B, относительные положения картера 1 и блока цилиндров 2 определяются расстоянием между центрами дисковых кулачков 56 и центрами дисковых кулачков 58. Чем большее расстояние между центрами дисковых кулачков 56 и центрами дисковых кулачков 58, тем дальше блок цилиндров 2 от картера 1. Если блок цилиндров 2 смещается от картера 1, объем камеры 5 сгорания увеличивается, когда поршень 4 устанавливается в верхней мертвой точке сжатия, поэтому при вращении распределительных валов 54, 55, объем камеры 5 сгорания может быть изменен, если поршень 4 устанавливается в верхней мертвой точке сжатия.

Как показано в Фиг.2, для того, чтобы распределительные валы 54, 55 вращались во встречных направлениях, вал двигателя с приводом 59 снабжен парой червячных передач 61, 62 с противоположной резьбой. Передачи 63, 64, вступающие в зацепление с червячными передачами 61, 62, установлены соответственно на концах распределительных валов 54, 55. В этом варианте осуществления двигатель с приводом 59 может принудительно изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 устанавливается в верхнюю мертвую точку сжатия в широком диапазоне. Следует отметить, что механизм с переменной степенью сжатия, показанный на Фиг.1-3B, приведен в качестве примера. При этом можно использовать любой тип механизма с переменной степенью сжатия.

С другой стороны, далее, Фиг.4 показывает механизм В регулировки фаз газораспределения, размещенный на конце распределительного вала 70 для того, чтобы привести в движение впускной клапан 7 (см. Фиг.1). Как показано в Фиг.4, механизм В регулировки фаз газораспределения снабжен зубчатым шкивом 71, предназначенным для вращения коленчатым валом двигателя с помощью зубчатого ремня в направлении, указанном стрелкой, цилиндрический кожух 72, вращающийся вместе с зубчатым шкивом 71, валом 73 вращения, способным вращаться вместе с распределительным валом 70 и перемещаться относительно цилиндрического кожуха 72, множеством перегородок 74, размещенных от внутренней окружности цилиндрического кожуха 72 по направлению к внешней окружности вала 73 вращения и двухсторонними лопастями 75, размещенными между перегородками 74, направленными от внешней окружности вала 73 вращения к внутренней окружности цилиндрического кожуха 72, двухсторонними лопастями 75, имеющими гидравлические камеры 76 для продвижения и гидравлические камеры 77 для замедления.

Подачей рабочего масла в гидравлические камеры 76, 77 управляет клапан 85 регулировки подачи рабочего масла. Этот клапан 85 регулировки подачи рабочего масла имеет гидравлические отверстия 78, 79, связанные с гидравлическими камерами 76, 77, отверстие 81 подачи для подачи рабочего масла с гидравлического насоса 80, пару дренажных отверстий 82, 83, и золотниковый клапан 84 для управления открыванием и закрыванием отверстий 78, 79, 81, 82, 83.

Чтобы продвинуть фазу кулачков распределительного вала 70, золотниковый клапан 84 осуществляет перемещение вправо (см. Фиг.4), рабочее масло, поступающее в отверстие подачи 81, подается через гидравлическое отверстие 78 в гидравлические камеры 76 для продвижения, при этом рабочее масло в гидравлических камерах 77 для замедления сливается через дренажное отверстие 83. В это время вал 73 вращения осуществляет вращение относительно цилиндрического кожуха 72 по направлению, указанному стрелкой.

В противоположность этому, чтобы замедлить фазу кулачков распределительного вала 70, золотниковый клапан 84 осуществляет перемещение влево (см. Фиг.4), рабочее масло, поступающее в отверстие подачи 81, подается через гидравлическое отверстие 79 в гидравлические камеры 77 замедления, при этом рабочее масло в камерах 76 продвижения сливается через дренажное отверстие 82. В это время вал 73 вращения осуществляет вращение относительно цилиндрического кожуха 72 в противоположном от указанного стрелкой направлении.

Когда вал 73 вращения осуществляет вращение относительно цилиндрического кожуха 72, если золотниковый клапан 84 возвращен в нейтральное положение, показанное на Фиг.4, операция для относительного вращения вала 73 вращения заканчивается и тогда вал 73 вращения удерживается в относительном вращающемся положении. Поэтому создается возможность использования механизма В регулировки фаз газораспределения, чтобы продвинуть или замедлить фазу кулачка распределительного вала 70 ровно настолько, насколько это необходимо.

На Фиг.5 сплошная линия показывает случай, когда фаза кулачков распределительного вала 70 максимально продвинута механизмом В регулировки фаз газораспределения, а прерывистая линия показывает случай, где фаза кулачков распределительного вала 70 максимально замедлена. Поэтому период открывания впускного клапана 70 может быть свободно установлен между периодом, показанным сплошной линией, и периодом, показанным прерывистой линией на Фиг.5, при этом выбор времени закрытия впускного клапана может быть установлен в соответствии с заданным углом поворота коленчатого вала в пределах диапазона, обозначенного стрелкой C на Фиг.5.

Следует отметить, что механизм В регулировки фаз газораспределения, показанный на Фиг.1 и 4, приведен в качестве примера. Возможно использование различных типов механизма регулировки фаз газораспределения, таких как механизм регулировки фаз газораспределения, способный изменять выбор фазы закрытия впускного клапана с фазой открывания, вследствие чего установленный в постоянном положении. Далее, хотя механизм В регулировки фаз газораспределения используется для того, чтобы изменять выбор фазы запуска фактического сжатия в настоящем изобретении, возможно также использование различных типов механизмов, способных изменять фазу запуска фактического сжатия, которые способны изменять выбор фазы запуска фактического сжатия, кроме механизма регулировки фаз газораспределения.

Далее значение терминов, использованных в настоящем изобретении, будет объяснено со ссылкой на Фиг.6A-6C. Следует отметить, что на Фиг.6A, Фиг.6B и Фиг.6C в объяснительных целях показан двигатель с объемом камеры сгорания - 50 мл и рабочим объемом цилиндра - 500 мл. На этих Фиг.6A, Фиг.6B и Фиг.6C объем камеры сгорания показан как объем камеры сгорания, где поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.6A объясняет степень механического сжатия. Степень механического сжатия - это величина, определяемая механически в зависимости от объема такта сжатия поршня во время такта сжатия и объема камеры сгорания. Эта степень механического сжатия выражается (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра) в зависимости от объема камеры сгорания. В примере, показанном на Фиг.6A, эта степень механического сжатия составляет (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Фиг.6B объясняет степень фактического сжатия. Степень фактического сжатия - это величина, определяемая в зависимости от объема камеры сгорания и фактического рабочего объема цилиндра с момента, когда начинается степень фактического сжатия до того момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки. Эта степень фактического сжатия выражается (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем цилиндра) в зависимости от объема камеры сгорания. Таким образом, как показано на Фиг.6B, даже если поршень начинает подниматься во время такта сжатия, действие сжатия не будет выполняться, пока впускной клапан остается открытым. Фактическое действие сжатия начинается после закрытия впускного клапана. Поэтому степень фактического сжатия выражается, как изложено выше, в зависимости от объема фактического рабочего хода поршня. В примере, показанном на Фиг.6B, степень фактического сжатия равна (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

Фиг.6C объясняет степень расширения. Степень расширения - это величина, определяемая от объема хода поршня во время хода расширения и объема камеры сгорания. Степень расширения выражается (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра) в зависимости от объема камеры сгорания. В примере, показанном на Фиг.6C, эта степень расширения становится равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Далее большинство основных характеристик настоящего изобретения будет даваться со ссылкой на Фиг.7, 8A и 8B. Следует отметить, что Фиг.7 показывает отношения между теоретической тепловой эффективностью и степенью расширения, в то время как Фиг.8A и 8B показывают сравнение между обычным циклом и сверхвысоким циклом степени расширения, используемым в настоящем изобретении выборочно в соответствии с нагрузкой.

Фиг.8A показывает обычный цикл при закрытии впускного клапана около нижней мертвой точки, причем цикл сжатия поршнем начинается около нижней мертвой точки сжатия. В примере, показанном на Фиг.8A также, как на примерах, показанных на Фиг.6A, 6B и 6C, объем камеры сгорания составляет 50 мл, а рабочий объем цилиндра - 500 мл. Как будет понятно на Фиг.8A, в обычном цикле степень механического сжатия составляет (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, степень фактического сжатия тоже равна приблизительно 11, а степень расширения также приравнивается к (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11. Таким образом, в обычном двигателе внутреннего сгорания и степень механического сжатия, и степень фактического сжатия, и степень расширения становятся равными.

Сплошная линия на Фиг.7 показывает изменение теоретической тепловой эффективности в случае, когда степень фактического сжатия и степень расширения равны, то есть в обычном цикле. В этом случае установлено, что чем больше степень расширения, то есть чем выше степень фактического сжатия, тем выше теоретическая тепловая эффективность. Поэтому в обычном цикле, чтобы поднять теоретическую тепловую эффективность, необходимо увеличить степень фактического сжатия. Однако из-за ограничений, связанных с возможностью детонации во время работы двигателя с высокой нагрузкой, степень фактического сжатия может быть поднята максимально до 12, соответственно в обычном цикле теоретическая тепловая эффективность не может быть достаточно высокой.

С другой стороны, в этой ситуации изобретатели установили строгие различия между степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия и изучили теоретическую тепловую эффективность, в результате чего обнаружили, что в теоретической тепловой эффективности степень расширения является доминирующим фактором, и теоретическая тепловая эффективность вообще не очень затрагивается степенью фактического сжатия. Таким образом, при повышении степени фактического сжатия возрастает сила детонации, а сжатие требует большой энергии соответственно, причем даже если повышается степень фактического сжатия, теоретическая тепловая эффективность не будет значительно повышаться.

В противоположность этому, увеличивая степень расширения, чем дольше период, во время которого действует сила, прижимающая поршень во время хода расширения, тем дольше время, когда поршень передает вращательную силу коленчатому валу. Поэтому, чем больше степень расширения, тем выше становится теоретическая тепловая эффективность. Прерывистая линия ε=10 на Фиг.7 показывает теоретическую тепловую эффективность в случае установки степени фактического сжатия в 10 и подъем отношения расширения в этом состоянии. Выявлено, что величина повышения теоретической тепловой эффективности при подъеме степени расширения в таком состоянии, когда степень фактического сжатия устанавливается на низкую величину вышеупомянутым способом, и количество повышения теоретической тепловой эффективности в случае, когда степень фактического сжатия повышается вместе со степенью расширения, как показано сплошной линией на Фиг.7, не будут сильно отличаться.

Таким образом, если степень фактического сжатия будет устанавливаться на низкую величину, то детонации не будет, так что при повышении степени расширения в состоянии, когда степень фактического сжатия устанавливается на низкую величину, возникновение детонации может быть предотвращено, а теоретическая тепловая эффективность может быть очень высоко поднята. Фиг.8B показывает пример, когда для поддерживания степени фактического сжатия на низком уровне и подъеме степени расширения используются механизм А с переменной степенью сжатия и механизм В регулировки фаз газораспределения.

Ссылаясь на Фиг.8В в данном примере, используется механизм A с переменной степенью сжатия, чтобы понизить объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм В регулировки фаз газораспределения используется, чтобы уменьшить фазу закрытия впускного клапана до фактического объема хода поршня с 500 мл до 200 мл. В результате этого в данном примере степень фактического сжатия становится равна (20 мл + 200 мл)/20 мл = 11, а степень расширения становится равна (20 мл + 500 мл)/20 мл = 26. В обычном цикле, показанном в Фиг.8A, как объясняется выше, степень фактического сжатия становится равна приблизительно 11, степень расширения при этом также равна 11. По сравнению с этим случаем на примере, показанном на Фиг.8B, выявлено, что только степень расширения поднимается до 26. Это является причиной того, что данное явление получило название "сверхвысокий цикл степени расширения".

Как упомянуто выше, в двигателе внутреннего сгорания, чем ниже нагрузка, тем ниже тепловая эффективность, поэтому, чтобы повысить тепловую эффективность во время работы транспортного средства, то есть, чтобы улучшить топливное потребление, необходимо повысить тепловую эффективность во время двигателя с низкой нагрузкой. С другой стороны, при работе двигателя в сверхвысоком цикле степени расширения, показанном на Фиг.8B, фактический рабочий объем цилиндра во время такта сжатия становится меньше, таким образом количество воздуха, всасываемого в камеру 5 сгорания, становится меньше, поэтому данный сверхвысокий цикл степени расширения можно использовать только тогда, когда нагрузка на двигатель относительно низкая. Таким образом, в настоящем изобретении, во время работы двигателя с низкой нагрузкой, сверхвысокий цикл степени расширения, показанный в Фиг.8B, устанавливается во время работы двигателя с высокой нагрузкой, при этом на Фиг.8A показан обычный цикл.

Далее, полный рабочий контроль будет объяснен со ссылкой на Фиг.9.

Фиг.9 показывает изменения степени механического сжатия, степени расширения, изменения такта закрытия впускного клапана 7, степени фактического сжатия, количества всасываемого воздуха, степени открытия дроссельной заслонки 17 и насосные потери согласно нагрузке на двигатель. Следует отметить, что согласно настоящему изобретению, чтобы позволить трехкомпон