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, при этом объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, главным образом, управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана, и степень механического сжатия во время работы двигателя при низкой нагрузке становится более высокой по сравнению со степенью во время работы двигателя при высокой нагрузке (см., например, PLT 1).

В частности, поскольку степень расширения имеет большее влияние на теоретический термический КПД, чем степень фактического сжатия, в двигателе внутреннего сгорания с искровым зажиганием, описанном в PLT1, во время работы двигателя при низкой нагрузке степень фактического сжатия сохраняется низкой, в то время как степень механического сжатия устанавливается в высокое значение, например, 20 или более. Из-за этого в двигателе внутреннего сгорания с искровым зажиганием, описанном в PLT1, теоретический термический КПД становится очень высоким. Вместе с этим расход топлива значительно улучшается.

Патентная литература

PLT 1: Японская патентная публикация (A) № 2007-303423.

Техническая задача

В этом отношении, двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, описанный в PLT 1, не снабжается механизмом EGR для подачи части отработавшего газа через EGR-канал в качестве EGR-газа снова внутрь камеры внутреннего сгорания. Следовательно, из описания PLT 1, во время работы двигателя при низкой нагрузке неясно, повышается ли теоретический термический КПД при использовании механизма EGR для двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, спроектированного, чтобы сохранять степень фактического сжатия низкой во время повышения степени механического сжатия.

Следовательно, принимая во внимание вышеописанную проблему, целью настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, снабженного механизмом переменной степени сжатия и механизмом регулирования фаз газораспределения, в котором во время работы двигателя при низкой нагрузке степень механического сжатия повышается по сравнению со степенью во время работы двигателя при высокой нагрузке, и в котором механизм EGR, механизм переменной степени сжатия и механизм регулирования фаз газораспределения соответствующим образом управляются, чтобы повышать теоретический термический КПД и улучшать расход топлива.

Решение задачи

Настоящее изобретение предоставляет систему управления двигателем внутреннего сгорания, описанную в формуле изобретения, в качестве решения вышеупомянутой задачи.

В первом аспекте настоящего изобретения создан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, снабженный механизмом переменной степени сжатия, способным изменять степень механического сжатия, механизмом регулирования фаз газораспределения, способным управлять моментом закрытия впускного клапана, и механизмом рециркуляции отработавших газов (EGR), который подает часть отработавшего газа через EGR-канал в качестве EGR-газа внутрь камеры сгорания, при этом во время работы двигателя при низкой нагрузке степень механического сжатия становится более высокой по сравнению со степенью сжатия во время работы двигателя при высокой нагрузке, при этом чем выше доля EGR, тем выше становится степень фактического сжатия.

Как правило, чем выше доля EGR, тем выше сопротивляемость детонации. По этой причине, когда доля EGR высока, даже если делать степень фактического сжатия высокой, детонации сложнее возникать. Согласно первому аспекту, чем выше доля EGR, тем выше степень фактического сжатия и, из-за этого, выше теоретический термический КПД.

Во втором аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке степень фактического сжатия повышается посредством увеличения степени механического сжатия.

В третьем аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней нагрузке степень фактического сжатия увеличивается посредством сдвига в сторону опережения момента закрытия впускного клапана.

В четвертом аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней нагрузке степень фактического сжатия повышается посредством увеличения степени механического сжатия в дополнение к сдвигу в сторону опережения момента закрытия впускного клапана.

В пятом аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой и средней нагрузке механизм EGR используется, чтобы подавать EGR-газ в камеру сгорания.

В шестом аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке момент закрытия впускного клапана сдвигается до предельного момента закрытия со стороны опережения вместе с нагрузкой на двигатель, которая становится более высокой.

В седьмом аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана.

В восьмом аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, чем выше нагрузка на двигатель, тем выше становится доля EGR.

В девятом аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, чем выше нагрузка на двигатель, тем меньше становится степень открытия дроссельной заслонки.

В 10-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, доля EGR удерживается, по существу, постоянной, несмотря на нагрузку на двигатель.

В 11-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при средней и высокой нагрузке, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, и степень открытия дроссельной заслонки удерживается, по существу, на постоянной степени открытия, более закрытой, чем полностью открытая, несмотря на нагрузку на двигатель.

В 12-м аспекте настоящего изобретения в области нагрузки, более высокой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, момент закрытия впускного клапана удерживается в предельном моменте закрытия со стороны опережения.

В 13-м аспекте настоящего изобретения в области нагрузки, более высокой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, степень открытия дроссельной заслонки становится большей, когда нагрузка на двигатель становится более высокой.

В 14-м аспекте настоящего изобретения в области нагрузки, более высокой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны опережения, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана.

В 15-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке момент закрытия впускного клапана задерживается, когда нагрузка на двигатель становится более низкой, до предельного момента закрытия со стороны запаздывания, допуская управление объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания.

В 16-м аспекте настоящего изобретения в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана достигает предельного момента закрытия со стороны запаздывания, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, управляется посредством изменения степени открытия дроссельной заслонки.

В 17-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке степень механического сжатия становится максимальной степенью механического сжатия.

В 18-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке степень расширения становится равной 20 или более.

Краткое описание чертежей

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

Фиг. 2 является покомпонентным видом в перспективе механизма переменной степени сжатия.

Фиг. 3A и фиг. 3B являются боковыми видами в разрезе схематически иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания.

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

Фиг. 5A и фиг. 5B являются видами, показывающими величины подъема впускного клапана и выпускного клапана.

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

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

Фиг. 8A и фиг. 8B являются видами для пояснения обычного цикла и цикла сверхвысокой степени расширения.

Фиг. 9 является видом, показывающим изменения в степени механического сжатия и т.д. согласно нагрузке на двигатель.

Фиг. 10 является видом, показывающим соотношение между долей EGR и степенью фактического сжатия.

Фиг. 11 является видом, показывающим изменения в степени механического сжатия и т.д. согласно нагрузке на двигатель.

Фиг. 12 является блок-схемой последовательности операций, показывающей программу управления для операционного управления двигателем внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

Описание вариантов осуществления

Ниже вариант осуществления настоящего изобретения будет описан подробно со ссылкой на чертежи. Отметим, что далее аналогичным элементам компонентов присвоены одинаковые ссылочные позиции.

Фиг. 1 показывает боковой вид в разрезе двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

На фиг. 1, ссылочной позицией 1 обозначен картер двигателя, 2 - блок цилиндров, 3 - головка блока цилиндров, 4 - поршень, 5 - камера сгорания, 6 - свеча зажигания, размещенная в центре верхней поверхности камеры 5 сгорания, 7 - впускной клапан, 8 - впускное отверстие, 9 - выпускной клапан и 10 - выпускное отверстие. Впускные отверстия 8 соединяются через впускные патрубки 11 со сглаживающим ресивером 12. Впускные патрубки 11 имеют топливные инжекторы 13, размещенные в них для впрыска топлива в соответствующие впускные отверстия 8. Отметим, что топливные инжекторы 13 могут также быть размещены внутри камеры 5 сгорания вместо прикрепления к впускным патрубкам 11.

Сглаживающий ресивер 12 соединяется через впускной канал 14 с воздушным фильтром 15. Во впускном канале 14 размещаются дроссельная заслонка 17, приводимая в действие приводом 16, и датчик 18 объема всасываемого воздуха, использующий, например, провод с высоким сопротивлением. С другой стороны, выпускное отверстие 10 соединяется через выпускной коллектор 19 с каталитическим нейтрализатором 20, в который встроен, например трехкомпонентный нейтрализатор. Внутри выпускного коллектора 19 размещается датчик 21 контроля состава воздушно-топливной смеси. Отметим, что в последующем объяснении, часть впускного канала 14 ниже по потоку, чем дроссельная заслонка 17, сглаживающий ресивер 12, впускной патрубок 11 и впускное отверстие 8 все вместе называются "впускным трубопроводом".

Выпускной коллектор 19 и впускные патрубки 11 (или сглаживающий ресивер 12 или впускное отверстие 8) соединяются друг с другом через EGR-канал 23 для рециркуляции отработавшего газа (далее называемого "EGR-газом"). Внутри этого EGR-канала 23 размещается клапан 24 управления EGR. Дополнительно, вокруг EGR-канала 23 размещается устройство 25 охлаждения EGR для охлаждения EGR-газа, проходящего через внутреннее пространство EGR-канала 23. В двигателе внутреннего сгорания, показанном на фиг. 1, жидкость в системе охлаждения двигателя подводится к устройству 25 охлаждения EGR. Жидкость в системе охлаждения двигателя используется, чтобы охлаждать EGR-газ. Отметим, что в последующем объяснении EGR-канал 23, клапан 24 управления EGR и устройство 25 охлаждения EGR называются вместе "механизмом EGR".

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг. 1, в соединительной части картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров предусматривается механизм A переменной степени сжатия, который может изменять относительную позицию картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров в продольном направлении цилиндра с тем, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 располагается в верхней мертвой точке сжатия. Кроме того, предусматривается механизм B регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана 7.

Электронный блок 30 управления состоит из цифрового компьютера, который снабжен компонентами, соединенными друг с другом посредством двунаправленной шины 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 воздушно-топливной смеси вводятся соответственно через соответствующие AD-преобразователи 37 в порт 35 ввода. Дополнительно, педаль 40 акселератора соединяется с датчиком 41 нагрузки, который формирует выходное напряжение, пропорциональное величине вдавливания педали 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки вводится через соответствующий AD-преобразователь 37 в порт 35 ввода. Кроме того, порт 35 ввода имеет датчик 42 угла поворота коленчатого вала, который формирует выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 10°. С другой стороны, порт 36 вывода соединяется через соответствующую управляющую схему 38 со свечой 6 зажигания, топливным инжектором 13, приводом 16 дроссельной заслонки, клапаном 24 управления EGR, механизмом A переменной степени сжатия и механизмом B регулирования фаз газораспределения.

Фиг. 2 является покомпонентным видом в перспективе механизма A переменной степени сжатия, показанного на фиг. 1, в то время как фиг. 3A и фиг. 3B являются боковыми поперечно-рассеченными видами 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 соосны с осями вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, эксцентриковые валы 57 проходят между дисковыми кулачками 56, и эксцентриковые валы 57 размещаются эксцентрично относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55, как показано штриховкой на фиг. 3A и фиг. 3B. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие дисковые кулачки 58, прикрепленные к нему эксцентрично с возможностью вращения. Как показано на фиг. 2, эти дисковые кулачки 58 размещены между дисковыми кулачками 56. Эти дисковые кулачки 58 вставлены с возможностью вращения в соответствующие отверстия 53 для вставки кулачков.

Когда дисковые кулачки 56, прикрепленные к кулачковым валам 54, 55, вращаются в противоположных направлениях друг от друга, как показано стрелками сплошной линии на фиг. 3A, из состояния, показанного на фиг. 3A, 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. 3A. Когда эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, как показано на фиг. 3B, центры дисковых кулачков 58 движутся ниже эксцентриковых валов 57.

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

Как показано на фиг. 2, чтобы создать вращение кулачковых валов 54, 55 в противоположных направлениях, вал приводного двигателя 59 снабжен парой червячных шестерней 61, 62 с противоположными направлениями резьбы. Шестерни 63, 64, сцепляющиеся с этими червячными шестернями 61, 62, прикрепляются к концам кулачковых валов 54, 55, соответственно. В этом варианте осуществления приводной электродвигатель 59 может возбуждаться, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, в широком диапазоне. Отметим, что механизм A переменной степени сжатия, показанный на фиг. 1 - фиг. 3, показывает пример. Может быть использован любой тип механизма переменной степени сжатия.

С другой стороны, фиг. 4 показывает механизм B регулирования фаз газораспределения, прикрепленный на кулачковом валу 70 для приведения в движение впускного клапана 7 на фиг. 1. Как показано на фиг. 4, механизм B распределения фаз газораспределения состоит из устройства B1 изменения фаз кулачка, прикрепленного к одному концу кулачкового вала 70 и изменяющего фазу кулачка кулачкового вала 70, и устройства B2 изменения угла срабатывания кулачка, размещенного между кулачковым валом 70 и толкателем 26 впускного клапана 7 и изменяющего угол срабатывания кулачков кулачкового вала 70 на другие углы срабатывания для передачи впускному клапану 7. Отметим, что фиг. 4 является боковым видом в разрезе и видом сверху устройства B2 изменения угла срабатывания кулачка.

Сначала поясняется устройство B1 изменения фаз кулачка механизма B регулирования фаз газораспределения, это устройство B1 изменения фаз кулачка снабжено зубчатым шкивом 71, выполненным так, чтобы вращаться посредством коленчатого вала 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 и вращаться относительно цилиндрического корпуса 72, множеством частей 74, проходящих от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 к внешней окружности вала 73, и лопастями 75, проходящими между частями 74 от внешней окружности вала 73 к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, две стороны лопастей 75 сформированы с гидравлическими камерами 76 для опережения и гидравлическими цилиндрами 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, на фиг. 4, золотниковый клапан 85 сдвигается вниз, 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 Х.

В противоположность этому, чтобы задерживать фазу кулачков кулачкового вала 70, на фиг. 4, золотниковый клапан 85 сдвигается вверх, 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 X.

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 устройство B1 изменения фаз кулачка так, чтобы сдвигать вперед или назад фазу кулачка кулачкового вала 70 на точно требуемую величину, как показано на фиг. 5A. Т.е. устройство B1 изменения фаз кулачка может свободно сдвигать в сторону опережения или задержки момент открытия впускного клапана 7.

Далее, поясняется устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка механизма B регулирования фаз газораспределения, это устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка снабжено управляющим стержнем 90, размещенным параллельно кулачковому валу 70 и выполненным так, чтобы двигаться посредством актуатора 91 в осевом направлении, промежуточным кулачком 94, входящим в контакт с кулачком 92 кулачкового вала 70 и сцепленным с возможностью сдвига с шлицевым соединением 93, сформированным на управляющем стержне 90 и протягивающимся в осевом направлении, и поворотным кулачком 96, входящим в контакт с толкателем 26 клапана для приведения в движение впускного клапана 7 и сцепленным с возможностью сдвига со шлицевым соединением 95, протягивающимся по спирали, сформированной на управляющем стержне 90. Поворотный кулачок 96 сформирован с кулачком 97.

Когда кулачковый вал 70 вращается, кулачок 92 заставляет промежуточный кулачок 94 поворачиваться на точный постоянный угол все время. В это время, поворотный кулачок 96 также поворачивается на точный постоянный угол. С другой стороны, промежуточный кулачок 94 и поворотный кулачок 96 поддерживаются неподвижно в осевом направлении управляющего стержня 90, следовательно, когда управляющий стержень 90 двигается посредством актуатора 91 в осевом направлении, поворотный кулачок 96 поворачивается относительно промежуточного кулачка 94.

В случае, когда кулачок 97 поворотного кулачка 96 начинает сцепляться с толкателем 26 клапана, когда кулачок 92 кулачкового вала 70 начинает сцепляться с промежуточным кулачком 94 из-за относительного углового взаимного расположения между промежуточным кулачком 94 и поворотным кулачком 96, как показано символом a на фиг. 5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся максимальными. В противоположность этому, когда актуатор 91 используется, чтобы вращать поворотный кулачок 96 относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг. 4, кулачок 92 кулачкового вала 70 сцепляется с промежуточным кулачком 94 через некоторое время после того, как кулачок 97 поворотного кулачка 96 сцепляется с толкателем 24 клапана. В этом случае, как показано символом b на фиг. 5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся меньше, чем a.

Когда поворотный кулачок 96 поворачивается относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг. 4, как показано символом c на фиг. 5B, период времени открытия и интервал поднятия впускного клапана 7 становятся еще меньше. Т.е., используя актуатор 91, чтобы изменять относительное угловое положение промежуточного кулачка 94 и поворотного кулачка 96, период времени открытия (угол срабатывания) впускного клапана 7 может быть свободно изменен. Однако, в этом случае интервал поднятия впускного клапана 7 становится тем меньше, чем короче период времени открытия впускного клапана 7.

Устройство B1 изменения фаз кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия впускного клапана 7, и устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять период времени открытия впускного клапана 7 в этом способе, таким образом, и устройство B1 изменения фаз кулачка, и устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка, т.е., механизм B регулирования фаз газораспределения, могут использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия и период времени открытия впускного клапана 7, т.е., момент открытия и момент закрытия впускного клапана 7.

Отметим, что механизм B регулирования фаз газораспределения, показанный на фиг. 1 и фиг. 4, показывает пример. Также возможно использовать различные типы механизмов регулирования фаз газораспределения, отличные от примера, показанного на фиг. 1 и фиг. 4. В частности, в этом варианте осуществления согласно настоящему изобретению, пока механизм синхронизации закрытия может изменять момент закрытия впускного клапана, любой тип механизма может быть использован. Дополнительно, также и для выпускного клапана 9 механизм регулирования фаз газораспределения, аналогичный механизму B регулирования фаз газораспределения впускного клапана 7, может быть предусмотрен.

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

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

Фиг. 6B 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 цилиндра)/объем камеры сгорания. Т.е., как показано на фиг. 6B, даже если поршень начинает подниматься в такте 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 цилиндра. В примере, показанном на фиг. 6B, степень фактического сжатия равна (50 мл+450 мл)/50 мл=10.

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

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

Фиг. 8A показывает обычный цикл, в котором 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. 8A, в том же способе, что и в примерах, показанных на фиг. 6A-6C, объем камеры сгорания задан равным 50 мл, а рабочий объем цилиндра задан равным 500 мл. Как будет понятно из фиг. 8A, 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 становится равной (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, равными.

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 сделана более высокой. Однако, из-за ограничений на возникновение детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке степень фактического сжатия может только повышаться даже при максимуме 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 большей становится 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 в 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 в низком значении таким способом, детонация не возникнет, следовательно, при повышении степени расширения в состоянии, когда степень фактического сжатия удерживается в низком значении, возникновение детонации может быть предотвращено, и теоретический термический КПД может быть значительно повышен. Фиг. 8B показывает пример случая, когда используется механизм A переменной степени сжатия и механизм B регулирования фаз газораспределения, чтобы поддерживать степень фактического сжатия в низком значении и повышать степень расширения.

Обращаясь к фиг. 8B, в этом примере, механизм A переменной степени сжатия используется, чтобы уменьшить объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм B регулирования фаз газораспределения впускного клапана 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 становится равной (20 мл+200 мл)/20 мл=11, а степень расширения становится равной (20 мл+500 мл)/20 мл=26. В обычном цикле, показанном на фиг. 8A, как объяснено выше, степень фактического сжатия равна приблизительно 11, и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем, в случае, показанном на фиг. 8B, изучено, что только степень расширения повышается до 26. Это будет далее называться "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, необходимо повышать термический КПД во время работы двигателя при низкой нагрузке. С другой стороны, в цикле сверхвысокой степени расширения, показанном на фиг. 8B, фактический рабочий объем цилиндра во время такта сжатия сделан меньшим, так что объем всасываемого воздуха, который может всасываться в камеру 5 сгорания, становится меньшим, и следовательно, этот цикл сверхвысокой степени расширения может применяться только тогда, 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. 8B, в то время как во время работы двигателя при высокой нагрузке устанавливается обычный цикл, показанный на фиг. 8A. Это является основным признаком настоящего изобретения.

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

Фиг. 9 показывает изменения в различных параметрах, таких как степень механического сжатия, степень фактического сжатия, момент закрытия впускного клапана 7, давление внутри впускного трубопровода, степень открытия дроссельной заслонки 17 и доля EGR, в соответствии с нагрузкой на двигатель при определенной скорости вращения двигателя. В частности, сплошные линии на фиг. 9 показывают изменения параметров при использовании механизма EGR, чтобы подавать EGR-газ в камеру 5 сгорания (т.е., когда доля EGR высока), в то время как прерывистые линии на фиг. 9 показывают изменения в параметрах, когда не используется механизм EGR, чтобы подавать EGR-газ в камеру 5 сгорания (т.е., когда доля EGR очень мала).

Отметим, что в иллюстрированном примере для того, чтобы позволять трехкомпонентному нейтрализатору в каталитическом нейтрализаторе 20 одновременно уменьшать несгоревшие углеводороды (несгоревшие HC), окись углерода (CO) и оксиды азота (NO_X) в выхлопном газе, обычно среднее соотношение компонентов воздушно-топливной смеси в камере 5 сгорания управляется при обратной связи на основе выходного сигнала датчика 27 контроля состава воздушно-топливной смеси до стехиометрического соотношения воздух-топливо.

Сначала будет объяснено операционное управление в случае, показанном прерывистыми линиями на фиг. 9, без подачи EGR-газа в камеру сгорания (т.е., когда доля EGR очень мала).

В этом варианте осуществления настоящего изобретения, как объяснено выше, во время работы дви