Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа

Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа

Иллюстрации

Показать все

Реферат

Область техники

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

Предшествующий уровень техники

Заявитель предложил в японской патентной публикации (A) №2007-303423 двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, который снабжен механизмом переменной степени сжатия, который может изменять механическую степень сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана, при этом во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия повышается по сравнению с работой двигателя при высокой нагрузке, чтобы делать степень расширения равной 20 или более.

В таком двигателе внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия (степень расширения) задается равной 20 или более, а момент закрытия впускного клапана задается моментом, отдаленным от нижней мертвой точки впуска, с тем чтобы сохранять фактическую степень сжатия относительно низкой по сравнению с механической степенью сжатия, пресекать появление детонации вследствие того, что фактическая степень сжатия становится выше, и в то же время выполняя управление так, чтобы реализовывать очень высокий тепловой КПД.

В этом отношении, если уменьшать объем всасываемого воздуха, поступающего в камеру сгорания, посредством задержки момента закрытия впускного клапана так, чтобы отодвигать его от нижней мертвой точки впуска, часть всасываемого газа, который, после того как поступил в камеру сгорания, выталкивается поднимающимся поршнем и выдувается обратно во впускной канал двигателя. Объем впускного газа, обратно выдуваемого внутрь впускного канала двигателя, становится тем больше, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана. Дополнительно, мощность обратного выдувания впускного газа внутрь впускного канала двигателя становится тем сильнее, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана. В двигателе внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, описанном в японской патентной публикации (A) №2007-303423, иногда момент закрытия впускного клапана сильно задерживается. В таком случае объем обратно выдуваемого впускного газа становится очень большим, и сила обратного выдувания впускного газа становится очень сильной.

В условиях, когда обратное выдувание всасываемого газа является большим и сильным, в этом направлении, если операция рециркуляции отработавшего газа (EGR) выполняется, чтобы заставлять, например, часть отработавшего газа протекать снова в камеру сгорания, то распределение EGR-газа между цилиндрами будет ухудшаться, и степень налипания отложений будет варьироваться между цилиндрами.

Т.е., если обратное выдувание всасываемого газа внутрь впускного канала двигателя является большим и сильным, часть всасываемого газа будет выдуваться обратно в сглаживающий ресивер (т.е. общую часть впускных патрубков). В этом случае часть всасываемого газа, который обратно выдулся в сглаживающий ресивер, будет всосана не в исходный цилиндр, а, например, в цилиндр, который граничит с исходным цилиндром, или цилиндр, который находится в середине такта впуска, когда всасываемый газ выдувается обратно внутрь сглаживающего ресивера.

Если выполняется EGR в это время, EGR-газ будет содержаться во всасываемом газе, который выдувается обратно во впускной канал двигателя. Следовательно, если обратное выдувание всасываемого газа внутрь впускного канала двигателя является большим и сильным, часть EGR-газа будет всасываться не в исходный цилиндр, а в цилиндр, который граничит с исходным цилиндром, или цилиндр, который находится в середине такта впуска, когда всасываемый газ выдувается обратно внутрь сглаживающего ресивера. Объем EGR-газа, который всасывается в цилиндр, отличный от исходного цилиндра, изменяется в зависимости от потока всасываемого газа в сглаживающем ресивере, в последовательности, в которой выполняется такт впуска, и т.д. Следовательно, будут цилиндры, где объем EGR-газа во всасываемом газе становится больше, и цилиндры, где объем EGR-газа во всасываемом газе становится меньше.

Как результат, объем EGR-газа будет изменяться между цилиндрами. Вместе с этим соотношение воздух-топливо будет изменяться между цилиндрами. Кроме того, чем больше объем потока EGR-газа, тем легче отложениям прилипать к боковым поверхностям впускных отверстий. Следовательно, в цилиндрах, где объем EGR-газа становится больше, количество отложений, которые прилипают к боковым поверхностям впускных отверстий становится больше, в то же время в цилиндрах, где объем EGR-газа становится небольшим, количество отложений, которые прилипают к боковым поверхностям впускных отверстий, становится меньше, и, в результате, между цилиндрами сопротивление впуску всасываемого газа будет различаться. Если изменение происходит между цилиндрами в соотношении воздух-топливо и сопротивлении впуску таким образом, то будет возникать ухудшение сгорания и ухудшение КПД топлива.

Сущность изобретения

Задачей настоящего изобретения является пресечение появления варьирования между цилиндрами в соотношении воздух-топливо и сопротивлении впуску в двигателе внутреннего сгорания, содержащем механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, чтобы заставлять часть отработавшего газа снова протекать в камеру сгорания в качестве EGR-газа.

Настоящее изобретение предоставляет в качестве средства решения этой задачи двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, описанный в формуле изобретения.

В первом аспекте настоящего изобретения двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа содержит механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, заставляющий часть отработавшего газа протекать опять в камеру сгорания в качестве EGR-газа, при этом объем EGR-газа уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения.

В третьем аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда нагрузка на двигатель является высокой, по сравнению с тем, когда нагрузка низкая.

В четвертом аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда скорость вращения двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда скорость низкая.

В пятом аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда температура охлаждающей жидкости двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда температура низкая.

В шестом аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда концентрация этанола в топливе является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В седьмом аспекте настоящего изобретения объем EGR-газа, который должен быть подан в камеру сгорания, вычисляется на основе не только момента закрытия впускного клапана, но также температуры охлаждающей жидкости двигателя, и вышеупомянутый EGR-механизм управляется, чтобы предоставлять меньший объем EGR-газа между объемом EGR-газа, который вычислен на основе момента закрытия впускного клапана, и объемом EGR-газа, который вычислен на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

В восьмом аспекте настоящего изобретения вышеупомянутый EGR-механизм снабжается EGR-каналом, который соединяет выпускной канал двигателя и впускной канал двигателя, и EGR-клапаном, который предусмотрен в EGR-канале, и степень открытия EGR-клапана задается меньшей, когда объем EGR-газа должен уменьшаться.

В девятом аспекте настоящего изобретения вышеупомянутый EGR-клапан управляется относительно степени открытия так, что объем EGR-газа, который возвращается в сглаживающий ресивер, становится определенным объемом или меньшим.

В 10-м аспекте настоящего изобретения предоставляется двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, содержащий механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, который заставляет часть отработавшего газа протекать обратно в камеру сгорания в качестве EGR-газа, при этом объем всасываемого газа, который подается в камеру сгорания, главным образом, управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана, и момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, когда объем EGR-газа является большим, по сравнению с тем, когда он небольшой.

В 11-м аспекте настоящего изобретения двигатель дополнительно снабжается дроссельной заслонкой, которая размещается во впускном канале двигателя, при этом объем всасываемого воздуха, который подается в камеру сгорания, управляется посредством изменения степени открытия дроссельной заслонки в дополнение к изменению момента закрытия впускного клапана, и вышеупомянутый объем EGR-газа задается большим, когда степень открытия дроссельной заслонки является небольшой, по сравнению с тем, когда она большая.

В 12-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда нагрузка на двигатель является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 13-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда скорость вращения двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 14-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда температура охлаждающей жидкости двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 15-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда концентрация этанола в топливе является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 16-м аспекте настоящего изобретения двигатель дополнительно снабжается механизмом переменной степени сжатия, который может изменять механическую степень сжатия, при этом механическая степень сжатия задается более высокой во время работы двигателя при низкой нагрузке по сравнению со временем работы двигателя при высокой нагрузке.

В 17-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия задается максимальной механической степенью сжатия.

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

В 19-м аспекте настоящего изобретения предоставляется двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, содержащий механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, заставляющий часть отработавшего газа протекать опять в камеру сгорания в качестве EGR-газа, при этом объем EGR-газа уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения, объем EGR-газа, который должен быть подан в камеру сгорания, вычисляется на основе не только момента закрытия впускного клапана, но также температуры охлаждающей жидкости двигателя, и вышеупомянутый EGR-механизм управляется так, чтобы предоставлять меньший объем EGR-газа между объемом EGR-газа, который вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана, и объемом EGR-газа, который вычисляется на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

Краткое описание чертежей

Ниже настоящее изобретение будет более понятно из приложенных чертежей и описания предпочтительных вариантов осуществления настоящего изобретения со ссылками на чертежи, на которых:

фиг.1 изображает общий вид двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа;

фиг.2 - подетальный общий вид механизма переменной степени сжатия;

фиг.3A и фиг.3B - виды сбоку в разрезе схематически иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания;

фиг.4 - механизм регулирования фаз газораспределения;

фиг.5A и фиг.5B - диаграммы, показывающие величины подъема впускного клапана и выпускного клапана;

фиг.6A-6C - схемы для пояснения механической степени сжатия, фактической степени сжатия и степени расширения;

фиг.7 - диаграммы соотношений между стехиометрическим тепловым КПД и степенью расширения;

фиг.8A и фиг.8B - схемы для пояснения обычного цикла и цикла сверхвысокой степени расширения;

фиг.9 - диаграммы изменения в механической степени сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой на двигатель;

фиг.10A и фиг.10B - виды, показывающие состояние, когда всасываемый газ выдувается обратно изнутри камеры сгорания внутрь впускного канала двигателя;

фиг.11 - схема для пояснения соотношения между обратным выдуванием всасываемого газа и изменением между цилиндрами в соотношении воздух-топливо;

фиг.12 - диаграмма для пояснения соотношения между моментом закрытия впускного клапана и целевой степенью открытия EGR-клапана;

фиг.13A и фиг.13B - диаграммы, показывающие различные соответствия, которые используются для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана;

фиг.14 - диаграмма соответствия, используемого для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана;

фиг.15 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана в первом варианте осуществления;

фиг.16 - диаграмма для пояснения соотношения между моментом закрытия впускного клапана и целевой степенью открытия EGR-клапана;

фиг.17A-17C - диаграммы, показывающие соотношение между скоростью вращения двигателя, нагрузкой на двигатель и концентрацией этанола и поправочным коэффициентом момента закрытия впускного клапана;

фиг.18 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана во втором варианте осуществления;

фиг.19A и 19B - диаграммы, показывающие соответствия, используемые для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя;

фиг.20 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана в третьем варианте осуществления;

фиг.21 - диаграмма, показывающая соотношение между объемом EGR-газа, который подается во всасываемый газ, и защитным моментом запаздывания момента закрытия впускного клапана;

фиг.22 - диаграммы различных изменений в моменте закрытия впускного клапана 7, механической степени сжатия и фактической степени сжатия в соответствии с нагрузкой на двигатель в области относительно низкой нагрузки на двигатель;

фиг.23 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу операционного управления в четвертом варианте осуществления.

Предпочтительный вариант осуществления изобретения

Далее поясняются варианты осуществления настоящего изобретения со ссылкой на чертежи. Отметим, что одинаковые или похожие компоненты на чертежах обозначаются одинаковыми обозначениями.

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

Двигатель содержит картер 1 двигателя, блок 2 цилиндров, головку 3 цилиндра, поршень 4, камеру 5 сгорания, свечу 6 зажигания, размещенную в верхней мертвой точке камеры 5 сгорания, впускной клапан 7, впускное отверстие 8, выпускной клапан 9, выпускное отверстие 10. Впускное отверстие 8 соединяется через впускной патрубок 11 со сглаживающим ресивером 12, в то время как каждый впускной патрубок 11 снабжается топливным инжектором 13 для впрыска топлива в соответствующее впускное отверстие 8. Отметим, что каждый топливный инжектор 13 может быть размещен в каждой камере 5 сгорания вместо прикрепления к каждому впускному патрубку 11.

Сглаживающий ресивер 12 соединяется через канал 14 воздухозаборника с воздушным фильтром 15. Канал 14 воздухозаборника снабжен внутри дроссельной заслонкой 17, приводимой в действие актюатором 16, и датчиком 18 объема всасываемого воздуха, использующим, например, нить накала. С другой стороны, выпускное отверстие 10 соединяется через выпускной коллектор 19 с каталитическим нейтрализатором 20, содержащим, например, трехкомпонентный нейтрализатор. Выпускной коллектор 19 снабжен внутри датчиком 21 соотношения воздух-топливо.

Выпускной коллектор 19 и впускной патрубок 11 (или впускное отверстие 8) соединяются друг с другом через EGR-канал 23 для рециркуляционного отработавшего газа (ниже 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, протекающего через внутреннее пространство EGR-канала 23. В двигателе внутреннего сгорания, показанном на фиг.1, охлаждающая жидкость двигателя подводится к устройству 25 охлаждения EGR, и охлаждающая жидкость двигателя используется, чтобы охлаждать EGR-газ. Отметим, что в последующем пояснении впускное отверстие 8, впускной патрубок 11, сглаживающий ресивер 12 и канал 14 воздухозаборника все вместе называются "впускным каналом двигателя".

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.1, в части соединения картера 1 и блока 2 цилиндров предусмотрен механизм A переменной степени сжатия, который может изменять относительное положение картера 1 и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндра так, 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, снабженного компонентами, соединенными друг с другом через двунаправленную шину 31, такими как ROM (постоянное запоминающее устройство) 32, RAM (оперативное запоминающее устройство) 33, CPU (микропроцессор) 34, порт 35 ввода и порт 36 вывода. Выходной сигнал датчика 18 объема всасываемого воздуха и выходной сигнал датчика 21 соотношения воздух-топливо вводятся через соответствующие AD-преобразователи 37 в порт 35 ввода. Дополнительно, педаль 40 акселератора соединяется с датчиком 41 нагрузки, формирующим выходное напряжение, пропорциональное величине надавливания на педаль 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки вводится через соответствующий AD-преобразователь 37 в порт 35 ввода. Кроме того, порт 35 ввода соединяется 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 соединяется через соответствующие управляющие схемы 38 со свечой 6 зажигания, топливным инжектором 13, актюатором 16 дроссельной заслонки, клапаном 24 управления EGR, механизмом A переменной степени сжатия и механизмом B регулирования фаз газораспределения.

На фиг.2 показан общий вид в разобранном состоянии 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 схематически иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания. Обращаясь к фиг.2, в нижней части двух боковых стенок блока 2 цилиндров сформированы множество выступающих частей 50, отделенных 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, отделенных 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 другой 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.3A и фиг.3B, протягивающиеся эксцентриковые валы 57 размещены эксцентрично по отношению к осям вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие дисковые кулачки 58, прикрепленные с возможностью вращения к ним эксцентрично. Как показано на фиг.2, эти дисковые кулачки 58 размещаются между дисковыми кулачками 56. Эти дисковые кулачки 58 вставляются с возможностью вращения 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.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. Как показано на фиг.3B, когда эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, 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 заставить кулачковые валы 54, 55 вращаться в противоположных направлениях, вал 60 приводного двигателя 59 снабжается 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. В этом варианте осуществления приводной электродвигатель 59 может приводиться в движение, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, в широком диапазоне. Отметим, что механизм А переменной степени сжатия, показанный на фиг.1-3 является примером выполнения. Может быть использован любой тип механизма переменной степени сжатия.

С другой стороны, дополнительно, фиг.4 показывает механизм В регулирования фаз газораспределения впускных клапанов, прикрепленный к кулачковому валу 70 для приведения в движение впускного клапана 7 на фиг.1. Как показано на фиг.4, механизм В распределения фаз газораспределения впускных клапанов состоит из устройства В1 изменения фаз кулачка, прикрепленного к одному концу кулачкового вала 70 и изменяющего фазу кулачка кулачкового вала 70, и устройства В2 изменения угла срабатывания кулачка, размещенного между кулачковым валом 70 и толкателем 26 впускного клапана 7 и изменяющего угол срабатывания (рабочий угол) 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 В2 изменения угла срабатывания кулачка.

Сначала поясняется устройство В1 изменения фаз кулачка механизма В регулирования фаз газораспределения впускных клапанов. Это устройство В1 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 вращения, который может 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 вращения, и лопастями 75, проходящими между частями 74 от внешней окружности вала 73 вращения к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, две стороны лопастей 75 сформированы с гидравлическими камерами 76 для опережения и гидравлическими камерами 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 гидравлическими отверстиями 79, 80, 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, 84.

Чтобы сдвинуть в сторону опережения фазу кулачков кулачкового вала 70, золотниковый клапан 85 двигается вниз на фиг.4, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 79 в гидравлические камеры 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 вращения поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки Х.

В противоположность этому, чтобы задерживать фазу кулачков кулачкового вала 70, золотниковый клапан 85 двигается вверх, на фиг.4, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 80 в гидравлические камеры 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 вращения поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелкам X.

Когда вал 73 вращения вращается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращается в нейтральную позицию, показанную на фиг.4, операция относительного вращения вала 73 вращения заканчивается, и вал 73 вращения удерживается в относительном угловом положении в это время. Следовательно, возможно 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 актюатора 91 в осевом направлении, промежуточным кулачком 94, сцепляющимся с кулачком 92 кулачкового вала 70 и сцепленным с возможностью сдвига с шлицевым соединением 93, сформированным на управляющем стержне 90 и проходящим в осевом направлении, и поворотным кулачком 96, сцепляющимся с толкателем 26 клапана для приведения в движение впускного клапана 7 и сцепленным с возможностью сдвига со шлицевым соединением 95, проходящее по спирали и сформированное 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 актюатора 91 в осевом направлении, поворотный кулачок 96 поворачивается относительно промежуточного кулачка 94.

Если кулачок 97 поворотного кулачка 96 начинает зацеплять толкатель 26 клапана, когда кулачок 92 кулачкового вала 70 начинает сцепляться с промежуточным кулачком 94 вследствие относительного углового взаимного расположения между промежуточным кулачком 94 и поворотным кулачком 96, как показано буквой «a» на фиг.5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся максимальными. В противоположность этому, когда актюатор 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 26 клапана. В этом случае, как показано буквой «b» на фиг.5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся меньше, чем «a».

Когда поворотный кулачок 96 дополнительно поворачивается относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг.4, как показано символом c на фиг.5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся еще меньше. Т.е. используя актюатор 91, чтобы изменять относительную угловую позицию промежуточного кулачка 94 и поворотного кулачка 96, временной период открытия впускного клапана 7 может быть свободно изменен. Однако в этом случае величина подъема впускного клапана 7 становится тем меньше, чем короче время открытия впускного клапана 7.

Устройство B1 изменения фаз кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия впускного клапана 7, а устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять период времени открытия впускного клапана 7 таким способом, 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 впускных клапанов, показанный на фиг.1 и 4, является вариантом воплощения. Также возможно использовать различные типы механизма регулирования фаз газораспределения, отличные от примера, показанного на фиг.1 и 4. В частности, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, пока механизм синхронизации закрытия может изменять момент закрытия впускного клапана 7, 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 пояснено со ссылкой на фиг.6A-6C. Отметим, что фиг.6A-6C показывают в целях пояснения двигатель с объемом камер 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 механическую степень сжатия.

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

Фиг.6B поясняет фактическую степень сжатия. Эта фактическая степень сжатия является величиной, определенной из объема камеры сгорания и фактического рабочего объема цилиндра от момента, когда действие сжатия фактически началось, до момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки. Эта фактическая степень сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем)/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, фактическая степень сжатия выражается, как указано выше, с помощью фактического рабочего объема. В примере, показанном на фиг.6B, фактическая степень сжатия становится (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 объема камеры сгорания. Эта степень расширения выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.7A, эта степень расширения становится равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Далее наиболее существенные признаки настоящего изобретения будут пояснены со ссылкой на фиг.7, фиг.8A и фиг.8B. Отметим, что фиг.7 показывает соотношение между теоретическим тепловым КПД и степенью расширения, в то время как фиг.8A и фиг.8B показывают сравнение между обычным циклом и циклом сверхвысокой степени расширения, используемыми 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 этом фиг.8A, точно так же, как 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 механическая степень сжатия равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, фактическая степень 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 механическая степень сжатия и фактическая степень сжатия и степень расширения становятся, по существу, одинаковыми.

Сплошная линия на фиг.7 показывает изменение в теоретическом тепловом КПД в случае, когда фактическая степень сжатия и степень расширения, по существу, равны, т.е. в обычном цикле. В этом случае, изучено, что чем больше степень расширения, т.е. выше фактическая степень сжатия, тем выше теоретический тепловой КПД. Следовательно, в обычном цикле, чтобы повысить теоретический тепловой КПД, фактическая степень сжатия должна быть более высокой. Однако вследствие ограничений на возникновение детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке фактическая степень сжатия может быть повышена даже при максимуме приблизительно до 12, соответственно, в обычном цикле, теоретический тепловой КПД не может быть задан достаточно высоким.

С другой стороны, в такой ситуации изобретатели строго различали между механической степенью сжатия и фактической степенью сжатия и изучаемым теоретическим тепловым КПД и в результате обнаружили, что в теоретическом тепловом КПД степень расширения является доминирующей, и на теоретический тепловой КПД почти совсем не влияет фактическая степень сжатия. Т.е., если фактическая степень сжатия повышается, взрывная сила растет, но сжатие требует большой энергии, соответственно, даже если фактическая степень сжатия повышается, теоретический тепловой 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 рас