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 регулировки фаз газораспределения, способным управлять моментом закрытия впускного клапана, при этом объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, главным образом управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана, причем степень механического сжатия увеличивается до максимальной степени механического сжатия, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, уменьшается, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана перемещается в направлении от нижней мертвой точки впуска к предельному моменту закрытия, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, становится предельным управляемым объемом всасываемого воздуха, который является управляемым пределом механизма регулируемого клапана, и когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, дополнительно уменьшается от предельного управляемого объема всасываемого воздуха, используется дроссельная заслонка, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, и в это время момент закрытия впускного клапана удерживается на предельном моменте закрытия (см. публикацию заявки на патент Японии № 2007-303423).

В этом двигателе внутреннего сгорания, если выполняется операция ускорения, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, меньше, чем предельный управляемый объем всасываемого воздуха, т.е. когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется дроссельной заслонкой, чтобы получать лучший расход топлива независимо от степени ускорения, сначала дроссельная заслонка открывается до полного открытия, далее, при полностью открытой дроссельной заслонке, начинается перемещение момента закрытия впускного клапана от предельного момента закрытия в направлении, приближающемся к нижней мертвой точке впуска, с тем, чтобы увеличивать объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания.

Техническая задача

Однако, чтобы получать лучший расход топлива, когда требуется быстрое ускорение, если сначала дроссельная заслонка открывается до полного открытия, затем момент закрытия впускного клапана перемещается по направлению к нижней мертвой точке впуска, существует проблема того, что увеличение объема всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, занимает некоторое время, т.е. увеличение выходного крутящего момента двигателя занимает некоторое время, и нет возможности получить хорошее ускорение, независимо от того факта, что требуется быстрое ускорение.

Задачей настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, сконструированного так, чтобы обеспечивать хорошее ускорение, когда требуется быстрое ускорение.

Решение задачи

Согласно настоящему изобретению создан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм переменной степени сжатия, выполненный с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизм регулирования фаз газораспределения, выполненный с возможностью управления моментом закрытия впускного клапана, при этом объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, главным образом управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана, причем степень механического сжатия увеличивается до максимальной степени механического сжатия, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, уменьшается, при этом объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана перемещается в направлении от нижней мертвой точки впуска к предельному моменту закрытия, и когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, становится предельным управляемым объемом всасываемого воздуха, который является управляемым пределом механизма регулирования клапана, и когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, дополнительно уменьшается от предельного управляемого объема всасываемого воздуха, момент закрытия впускного клапана удерживается на предельном моменте закрытия, при этом, когда выполняется операция ускорения, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, меньше, чем предельный управляемый объем всасываемого воздуха, если требуемая степень ускорения выше, чем предварительно определенная степень, начинается перемещение момента закрытия впускного клапана от предельного момента закрытия в направлении, приближающемся к нижней мертвой точке впуска, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, меньше по сравнению с тем, когда требуемая степень ускорения ниже, чем предварительно определенная степень.

Преимущества изобретения

Если требуемая степень ускорения высока, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, меньше по сравнению с тем, когда требуемая степень ускорения является низкой, т.е. в первый момент после того, как существует запрос ускорения, момент закрытия впускного клапана изменяется по направлению к нижней мертвой точке впуска, чтобы начинать действие увеличения объема всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания. Как результат, рост выходного крутящего момента двигателя становится более ранним, и, следовательно, может быть получено хорошее ускорение, соразмерное с запросом.

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(A) и 3(B) являются видами в разрезе сбоку проиллюстрированного двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.4 является видом, показывающим механизм регулирования фаз газораспределения.

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

Фиг.6(A), 6(B) и 6(C) являются видами для пояснения степени механического сжатия, степени фактического сжатия и степени расширения.

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

Фиг.8(A) и 8(B) являются видами для пояснения нормального цикла и цикла со сверхвысокой степенью расширения.

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

Фиг.10 является видом, показывающим изменения в степени механического сжатия и т.д. в соответствии с целевым значением GAt объема всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания.

Фиг.11 является видом, показывающим соответствие требуемого значения объема всасываемого воздуха GAO, подаваемого в камеру сгорания.

Фиг.12 является видом, показывающим требуемые значения GAO и GAO₂ и целевые значения GAt₁ и GAt₂ объема всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания.

Фиг.13 является видом, показывающим изменения во времени степени механического сжатия и т.д. во время ускорения.

Фиг.14 является последовательностью операций оперативного управления.

Фиг.15 является блок-схемой для вычисления корректирующего значения KGA.

Наилучший способ осуществления изобретения

Фиг.1 является видом сбоку в поперечном 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. Следует отметить, что каждая топливная форсунка 13 может быть размещена в каждой камере 5 сгорания вместо прикрепления к каждому впускному патрубку 11.

Уравнительный бачок 12 соединяется 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. Следует отметить, 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 32, ОЗУ 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 АЦП 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 АЦП 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 боковым поперечно рассеченным видом иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания. Обращаясь к 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 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. 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(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. Следует отметить, что механизм A переменной степени сжатия, показанный на фиг.1-3, является примерным. 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, протягивающихся 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 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 сдвигать 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, можно 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 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 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 пояснено со ссылкой на фиг.6. Следует отметить, что фиг.6(A), 6(B) и 6(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), 6(B) и 6(C) объем камеры сгорания показывает объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.6(A) поясняет степень механического сжатия. Степень механического сжатия является величиной, определенной 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), степень механического сжатия становится (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Фиг.6(B) поясняет степень фактического сжатия. Эта степень фактического сжатия является величиной, определенной 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 становится (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

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

Далее, наиболее важные признаки настоящего изобретения будут пояснены со ссылкой на фиг.7 и фиг.8. Следует отметить, 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 этой фиг.8(A), в том же способе, что и в примерах, показанных на фиг.6(A), 6(B) и 6(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. 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 между степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия и изучаемым теоретическим термическим 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, где 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.

Обращаясь к фиг.8(B), в этом примере используется механизм A переменной степени сжатия, чтобы уменьшать объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм B регулирования фаз газораспределения используется, чтобы задерживать момент закрытия впускного клапана до тех пор, пока фактический рабочий объем цилиндра 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 относительно 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). Это является основным признаком настоящего изобретения.

Далее, оперативное управление в целом будет пояснено 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. Следует отметить, что в варианте осуществления согласно настоящему изобретению обычно среднее соотношение воздух-топливо в камере 5 сгорания является обратной связью, контролируемой 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 уменьшить несгоревшие HC, CO и NO_X в выхлопном газе.

Теперь, как пояснено 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, если нагрузка на двигатель становится низкой, момент закрытия впускного клапана 7 задерживается, и объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, уменьшается. Дополнительно, в это время степень механического сжатия увеличивается, когда нагрузка на двигатель становится ниже, как показано на фиг.9, так что степень фактического сжатия удерживается, по существу, постоянной. Следовательно, когда нагрузка на двигатель становится ниже, степень расширения также увеличивается. Следует отметить, что в это время дроссельная заслонка 17 удерживается в полностью открытом или в значительной степени полностью открытом состоянии. Следовательно, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, управляется безотносительно дроссельной заслонки 17 посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7. Также в это время насосная потеря становится нулевой.

Таким образом, когда нагрузка на двигатель снижается из рабочего состояния высокой нагрузки на двигатель, степень механического сжатия увеличивается, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, уменьшается при, по существу, 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, подаваемого в камеру 5 сгорания. Следовательно, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально объему всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания. Следует отметить, что в это же время, в примере, показанном на фиг.9, соотношение воздух-топливо в камере 5 сгорания становится стехиометрическим соотношением воздух-топливо, таким образом, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально объему топлива.

Когда нагрузка на двигатель дополнительно падает, степень механического сжатия дополнительно увеличивается. Если нагрузка на двигатель падает до средней нагрузки L₂, в некоторой степени близкой к низкой нагрузке, степень механического сжатия достигает максимальной степени механического сжатия, формирующей структурное ограничение камеры 5 сгорания. Когда степень механического сжатия достигает максимальной степени механического сжатия, в области нагрузки, где нагрузка ниже, чем нагрузка L₂ двигателя, когда степень механического сжатия достигает максимальной степени механического сжатия, степень механического сжатия удерживается на максимальной 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, с позиции 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 если нагрузка на двигатель становится ниже, чем L₂, 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 L₁, момент закрытия впускного клапана 7 становится предельным моментом закрытия, способным управлять объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания. Когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, в области, где нагрузка ниже, чем нагрузка L₁ двигателя, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, момент закрытия впускного клапана 7 удерживается на предельном моменте закрытия.

Если 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 L₁ на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, используется дроссельная заслонка 17, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания. Однако если выполняется управление объемом всасываемого воздуха посредством дроссельной заслонки 17, как показано на фиг.9, увеличивается насосная потеря.

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

В этом отношении, как пояснено выше, в цикле сверхвысокой степени расширения, показанном на фиг.8(B), степень расширения становится равной 26. Чем выше эта степень расширения, тем лучше, но будет понятно из фиг.7, если при значении 20 или более, относительно практически осуществимой низкой предельной степени фактического сжатия ε=5, может быть получен значительно более высокий теоретический термический КПД. Следовательно, в настоящем изобретении механизм A переменной степени сжатия сформирован так, что степень расширения становится равной 20 или более.

С другой стороны, как показано прерывистой линией на фиг.9, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания 5, может управляться независимо от дроссельной заслонки 17, даже если сдвинуть в сторону опережения момент закрытия впускного клапана 7, когда нагрузка на двигатель становится ниже. Следовательно, если описывать изобретение так, чтобы включать в него как случай, показанный сплошной линией, так и случай, показанный прерывистой линией на фиг.9, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению момент закрытия впускного клапана 7 перемещается в направлении от нижней мертвой точки НМТ впуска до предельного момента L₁ закрытия, способного управлять объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, когда нагрузка на двигатель становится ниже.

Теперь, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, степень механического сжатия, момент закрытия впускного клапана 7 и степень открытия дроссельной заслонки 17 управляются так, что объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, становится целевым значением (далее в данном документе "целевым объемом всасываемого воздуха") GAt в соответствии с рабочим состоянием двигателя. Фиг.10 показывает изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана 7 и степени открытия дроссельной заслонки 17 относительно целевого объема GAt всасываемого воздуха, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, становится целевым объемом GAt всасываемого воздуха. Следует отметить, что GL₁ и GL₂ на абсциссе на фиг.10 соответствуют L₁ и L₂ на абсциссе на фиг.9. Дополнительно, в пример