Двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием

Двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием

Иллюстрации

Показать все

Реферат

ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ

Изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

УРОВЕНЬ ТЕХНИКИ

В данной области техники известен двигатель внутреннего сгорания, снабженный передаточным механизмом, который состоит из полой втулки, которая может вращаться вокруг оси, и регулирующего стержня, который входит в зацепление с внутренней резьбой, сформированной внутри полой втулки, и выполнен с возможностью перемещения в осевом направлении полой втулки, если полая втулка выполнена с возможностью вращения, в котором регулирующий стержень соединен с рычажным механизмом, который регулирует ход поршня, используется электродвигатель для приведения полой втулки во вращение и, тем самым, для приведения регулирующего стержня в движение, и, таким образом, ход поршня сделан изменяемым, то есть, сделана изменяемой степень механического сжатия (см., например, Патентную Литературу 1).

В этом двигателе внутреннего сгорания сформирован передаточный механизм нереверсивного типа, так что даже при изменении давления сжатия или давления сгорания ход поршня не изменяется, то есть регулирующий стержень не перемещается.

ПАТЕНТНАЯ ЛИТЕРАТУРА

Патентная Литература 1: патентная публикация Японии № 2006-052682 A1.

ТЕХНИЧЕСКАЯ ЗАДАЧА

Однако при таком использовании передаточного механизма нереверсивного типа, если электродвигатель выходит из строя, то регулирующий стержень передаточного механизма больше не будет двигаться, следовательно, степень механического сжатия будет удерживаться равной степени сжатия в момент выхода электродвигателя из строя. В этом случае, если степень механического сжатия удерживают на уровне высокой степени сжатия, то возникает детонация и возникают другие проблемы. В этом случае для предотвращения возникновения таких проблем степень механического сжатия должна быть снижена. Однако в Патентной Литературе 1 этот вопрос вообще не рассмотрен.

В этом отношении, при попытке регулирования момента закрытия впускного клапана в дополнение к регулированию степени механического сжатия в двигателе будет существовать рабочая зона, в которую не должна попадать комбинация степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана, поскольку ухудшается сгорание, то есть запрещенная зона. Следовательно, если степень механического сжатия во время выхода из строя снижается, то необходимо предотвращать попадание комбинации степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана в эту запрещенную зону.

Задачей настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, который обеспечивает хорошее сгорание при снижении степени механического сжатия, когда механизм регулирования степени сжатия, выходит из строя.

РЕШЕНИЕ ЗАДАЧИ

Согласно настоящему изобретению предложен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм регулирования степени сжатия, выполненный с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизм регулирования фаз газораспределения, выполненный с возможностью регулирования момента закрытия впускного клапана, в котором задана запрещенная зона для комбинации степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана для запрета попадания рабочей точки, которая представляет собой комбинацию степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана, в запрещенную зону и степень механического сжатия и момент закрытия впускного клапана сделаны изменяемыми от текущей рабочей точки в направлении требуемой рабочей точки на стороне низкой степени механического сжатия без попадания в запрещенную зону, когда механизм регулирования степени сжатия выходит из строя.

ПОЛЕЗНЫЕ ЭФФЕКТЫ ИЗОБРЕТЕНИЯ

Когда механизм регулирования степени сжатия выходит из строя, то степень механического сжатия уменьшается, и, при этом, предотвращено попадание степени механического сжатия и момента закрытия впускного клапана в запрещенную зону, вследствие чего может быть гарантировано хорошее сгорание.

КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ЧЕРТЕЖЕЙ

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

Фиг.2 - вид в перспективе с пространственным разделением деталей механизма регулирования степени сжатия.

Фиг.3 - двигатель внутреннего сгорания на видах сбоку в разрезе.

Фиг.4 - механизм регулирования фаз газораспределения.

Фиг.5 - величины подъема впускного клапана и выпускного клапана.

Фиг.6 - изображения для объяснения таких понятий, как степень механического сжатия, фактическая степень сгорания и степень расширения.

Фиг.7 - соотношение между теоретическим тепловым коэффициентом полезного действия (КПД) и степенью расширения.

Фиг.8 - изображения для объяснения обычного цикла и цикла со сверхвысокой степенью расширения.

Фиг.9 - изменения степени механического сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой на двигатель.

Фиг.10 - изображение, на котором показаны запрещенные зоны и целевая линия рабочих режимов.

Фиг.11 - изображение, на котором показаны запрещенные зоны и целевая линия рабочих режимов.

Фиг.12 - изображение, на котором показаны запрещенные зоны.

Фиг.13 - изображение, на котором показаны различные изменения рабочей точки тогда, когда выходит из строя механизм регулирования степени сжатия.

Фиг.14 - изображение, на котором показаны различные изменения рабочей точки тогда, когда выходит из строя механизм регулирования степени сжатия.

Фиг.15 - вид сбоку в разрезе двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.16 - изображение, на котором показаны червяк и червячное колесо.

Фиг.17 - изображение, на котором показан КПД передачи.

Фиг.18 - изображение, на котором показана скорость изменения угла поворота кулачкового вала.

Фиг.19 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.20 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.21 - изображение, на котором показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана и угла открытия дроссельной заслонки.

Фиг.22 - изображение, на котором показано возможное изменение степени механического сжатия за фиксированный промежуток времени.

Фиг.23 - изображение, на котором показано возможное изменение степени механического сжатия за фиксированный промежуток времени.

Фиг.24 - изображение, на котором показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана и угла открытия дроссельной заслонки.

Фиг.25 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.26 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.27 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.28 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.29 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.30 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.31 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.32 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.33 - временная диаграмма, на которой показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана, угла открытия дроссельной заслонки и т.д.

Фиг.34 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.35 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.36 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.37 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.38 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.39 - временная диаграмма, на которой показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана, угла открытия дроссельной заслонки и т.д.

Фиг.40 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.41 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.42 - изображение, на котором показаны целевая рабочая точка и рабочая точка.

Фиг.43 - временная диаграмма, на которой показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана, угла открытия дроссельной заслонки и т.д.

Фиг.44 - временная диаграмма, на которой показаны изменения степени механического сжатия, момента закрытия впускного клапана, угла открытия дроссельной заслонки и т.д.

Фиг.45 - схема последовательности операций диагностики неисправности приводного двигателя.

Фиг.46 - схема последовательности операций вычисления целевого значения.

Фиг.47 - схема последовательности операций вычисления целевого значения.

Фиг.48 - схема последовательности операций управления приводом механизма регулирования степени сжатия и т.д.

Фиг.49 - изображение для объяснения видоизмененного варианта.

Фиг.50 - вид сбоку в разрезе другого варианта осуществления двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.51 - изображение, на котором показан другой вариант осуществления червяка и червячного колеса.

ОПИСАНИЕ ВАРИАНТОВ ОСУЩЕСТВЛЕНИЯ ИЗОБРЕТЕНИЯ

На Фиг.1 на виде сбоку в разрезе показан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

Со ссылкой на Фиг.1, номером позиции 1 обозначен картер двигателя, номером позиции 2 обозначен блок цилиндров, номером позиции 3 - головка блока цилиндров, номером позиции 4 - поршень, номером позиции 5 - камера сгорания, номером позиции 6 - свеча зажигания, расположенная сверху в центре камеры 5 сгорания, номером позиции 7 - впускной клапан, номером позиции 8 - впускной канал, номером позиции 9 - выпускной клапан и номером позиции 10 - выпускной канал. Впускной канал 8 соединен через впускной патрубок 11 со сглаживающим ресивером 12, при этом каждый впускной патрубок 11 снабжен топливной форсункой 13 для впрыска топлива в сторону соответствующего впускного канала 8. Следует отметить, что каждая топливная форсунка 13 может быть расположена у каждой камеры 5 сгорания, а не прикреплена к каждому впускному патрубку 11.

Сглаживающий ресивер 12 соединен через канал 14 воздухозаборника с воздушным фильтром 15. Канал 14 воздухозаборника снабжен расположенной внутри него дроссельной заслонкой 17, которую приводит в действие приводной механизм 16, и датчиком 18 массового расхода всасываемого воздуха, в котором используют, например, проволочный нагревательный элемент. С другой стороны выпускной канал 10 соединен через выпускной коллектор 19, например, с каталитическим нейтрализатором 20, содержащим тройной катализатор. Выпускной коллектор 19 имеет расположенный внутри него датчик 21 контроля состава топливной смеси.

С другой стороны, в варианте осуществления изобретения, показанном на Фиг.1, часть, соединяющая картер 1 двигателя и блок 2 цилиндров, снабжена механизмом A регулирования степени сжатия, который может изменять относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндра для изменения объема камеры 5 сгорания, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке такта сжатия, и, кроме того, предусмотрено наличие механизма B изменения момента начала фактического такта сжатия, который может изменять момент начала фактического такта сжатия. Следует отметить, что в варианте осуществления изобретения, который показан на Фиг.1, этот механизм B изменения момента начала фактического такта сжатия состоит из механизма регулирования фаз газораспределения, который может регулировать момент закрытия впускного клапана 7.

Как показано на Фиг.1, картер 1 двигателя и блок 2 цилиндров имеют прикрепленный к ним датчик 22 относительного положения для регистрации относительного взаимного положения между картером 1 двигателя и блоком 2 цилиндров. Из этого датчика 22 относительного положения выведен выходной сигнал, который показывает изменение расстояния между картером 1 двигателя и блоком 2 цилиндров. Кроме того, механизм B регулирования фаз газораспределения имеет прикрепленный к нему датчик 23 момента открытия или закрытия клапана, которое генерирует выходной сигнал, показывающий момент закрытия впускного клапана 7. Привод 16 дроссельной заслонки имеет прикрепленный к нему датчик 24 угла открытия дроссельной заслонки для генерации выходного сигнала, показывающего угол открытия дроссельной заслонки.

Электронный блок 30 управления состоит из цифрового компьютера, который снабжен постоянным запоминающим устройством (ПЗУ) 32, оперативным запоминающим устройством (ОЗУ) 33, центральным процессором (ЦП) 34, портом 35 ввода и портом 36 вывода, которые соединены друг с другом через двунаправленную шину 31. Выходные сигналы с датчика 18 массового расхода всасываемого воздуха, датчика 21 контроля состава топливной смеси, датчика 22 относительного положения, датчика 23 момента открытия или закрытия клапана и датчика 24 угла открытия дроссельной заслонки вводят через соответствующие аналого-цифровые преобразователи 37 в порт 35 ввода. Кроме того, педаль 40 акселератора соединена с датчиком 41 нагрузки, который генерирует выходное напряжение, пропорциональное степени L нажатия на педаль 40 акселератора. Выходное напряжение с датчика 41 нагрузки вводят через соответствующий аналого-цифровой преобразователь 37 в порт 35 ввода. Кроме того, порт 35 ввода соединен с датчиком 42 угла поворота коленчатого вала, который генерирует выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 30°. С другой стороны, порт 36 вывода соединен через соответствующие схемы 38 возбуждения со свечами 6 зажигания, топливными форсунками 13, приводом 16 дроссельной заслонки, механизмом A регулирования степени сжатия и механизмом B регулирования фаз газораспределения.

На Фиг.2 на виде в перспективе с пространственным разделением деталей показан механизм A регулирования степени сжатия, который показан на Фиг.1, а на Фиг.3 проиллюстрированный двигатель внутреннего сгорания показан на видах сбоку в разрезе. Со ссылкой на Фиг.2, в нижней части двух боковых стенок блока 2 цилиндров сформировано множество выступающих деталей 50, разнесенных друг от друга на определенное расстояние. Каждая выступающая деталь 50 сформирована имеющей круглое отверстие 51 для вставки кулачка. С другой стороны, на верхней поверхности картера 1 двигателя сформировано множество выступающих деталей 52, разнесенных друг от друга на определенное расстояние и вставляющихся между соответствующими выступающими деталями 50. В этих выступающих деталях 52 также выполнены круглые отверстия 53 для вставки кулачков.

Как показано на Фиг.2, предусмотрено наличие двух кулачковых валов 54, 55. Каждый из кулачковых валов 54, 55 имеет закрепленные на нем круглые кулачки 56, выполненные с возможностью вставки в отверстия 53 для вставки кулачков в каждом втором положении с возможностью вращения. Эти круглые кулачки 56 являются соосными с осями вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, как показано на Фиг.3, с двух сторон от каждого из круглых кулачков 58 продолжаются эксцентриковые валы 57, расположенные с эксцентриситетом относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие круглые кулачки 56, прикрепленные к нему с эксцентриситетом с возможностью их вращения. Как показано на Фиг.2, эти круглые кулачки 56 расположены с двух сторон каждого из круглых кулачков 58. Эти круглые кулачки 56 вставлены с возможностью их вращения в соответствующие отверстия 53 для вставки кулачков. Кроме того, как показано на Фиг.2, кулачковый вал 55 имеет прикрепленный к нему датчик 25 угла поворота кулачкового вала, который генерирует выходной сигнал, показывающий угол поворота кулачкового вала 55.

Когда круглые кулачки 58, закрепленные на кулачковых валах 54, 55, поворачиваются в противоположных направлениях, показанных стрелками на Фиг.3(A) из положения, показанного на Фиг.3(A), то эксцентриковые валы 57 движутся в различных друг от друга направлениях, вследствие чего круглые кулачки 56 поворачиваются в направлениях, противоположных направлениям поворота круглых кулачков 58 в отверстиях 51 для вставки кулачков. В результате, как показано на Фиг.3(B), положения эксцентриковых валов 57 изменяются с высоких положений до промежуточных положений. Затем, если круглые кулачки 58 поворачивают далее в направлениях, которые показаны стрелками, как показано на Фиг.3(C), то эксцентриковые валы 57 приходят в самые нижние положения.

Следует отметить, что на Фиг.3(A), Фиг.3(B) и Фиг.3(C) показаны взаимные положения центров "a" круглых кулачков 58, центров "b" эксцентриковых валов 5 и центров "c" круглых кулачков 56 в соответствующих состояниях.

Из сравнения Фиг.3(A) и Фиг.3(C) понятно, что относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров определяются расстоянием между центрами "a" круглых кулачков 58 и центрами "c" круглых кулачков 56. Чем больше расстояние между центрами "a" круглых кулачков 58 и центрами "c" круглых кулачков 56, то тем дальше отходит блок 2 цилиндров от картера 1 двигателя. То есть в механизме A регулирования степени сжатия используют кривошипно-рычажный механизм, в котором используют вращающиеся кулачки для изменения относительных положений картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров. Если блок 2 цилиндров отходит от картера 1 двигателя, то объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке такта сжатия, увеличивается, следовательно, объем камеры 5 сгорания может быть изменен путем поворота кулачковых валов 54, 55, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке такта сжатия.

Как показано на Фиг.2, для приведения кулачковых валов 54, 55 во вращение в противоположных направлениях вал приводного двигателя 59 снабжен двумя червячными колесами 61, 62 с противоположными направлениями резьбы. Шестерни 63, 64, входящие в зацепление с этими червячными колесами 61, 62, прикреплены к концам кулачковых валов 54, 55. Выяснено, что если приводной двигатель 59 приводят в действие в соответствии с выходным сигналом из электронного блока 30 управления, то вращательное усилие приводного двигателя 59 передается через червяки 61, 62 и червячные колеса 63, 64 на кулачковые валы 54, 55 и, следовательно, червяк 61 и червячное колесо 63, и червяк 62 и червячное колесо 64 образуют передаточные механизмы 65, 66 для передачи вращательного усилия приводного двигателя 59 на соответствующие кулачковые валы 54, 55. В варианте осуществления изобретения, который показан на Фиг.2, за счет приводного двигателя 59 объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке такта сжатия, сделан изменяемым в широких пределах.

С другой стороны, на Фиг.4 показан механизм B регулирования фаз газораспределения, прикрепленный к кулачковому валу 70 для привода впускного клапана 7, который показан на Фиг.1. Со ссылкой на Фиг.4, этот механизм B регулирования фаз газораспределения снабжен зубчатым шкивом 71, выполненным с возможностью его вращения коленчатым валом двигателя через зубчатый ремень привода газораспределительного механизма в направлении стрелки, цилиндрическим корпусом 72, который вращается вместе с зубчатым шкивом 71, валом 73, выполненным с возможностью вращаться вместе с кулачковым валом 70 и поворачиваться относительно цилиндрического корпуса 72, множеством перегородок 74, продолжающихся от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 до внешней окружности вала 73, и лопатками 75, продолжающимися между перегородками 74 от внешней окружности вала 73 до внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, и при этом, с двух сторон лопаток 75 сформированы гидравлические камеры 76, использующиеся для опережения, и гидравлические камеры 77, использующиеся для запаздывания.

Подачу рабочего масла в гидравлические камеры 76, 77 регулирует клапан 78 регулировки подачи рабочего масла. Этот клапан 78 регулировки подачи рабочего масла снабжен отверстиями 79, 80 гидравлической системы, которые соединены с гидравлическими камерами 76, 77, отверстием 82 для подачи рабочего масла, нагнетаемого из гидравлического насоса 81, парой дренажных отверстий 83, 84 и золотниковым клапаном 85 для управления подсоединением и отсоединением отверстий 79, 80, 82, 83, 84.

Как показано на Фиг.4, для изменения фазы кулачков кулачкового вала 70, используемого для привода впускных клапанов, в сторону опережения золотниковый клапан 85 перемещают вправо, рабочее масло, подаваемое из отверстия 82 для подачи, подается через отверстие 79 гидравлической системы в гидравлические камеры 76, использующиеся для опережения, и рабочее масло в гидравлических камерах 77, использующихся для запаздывания, выпускается из дренажного отверстия 84. В этот момент вал 73 поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки.

В отличие от этого, как показано на Фиг.4, для изменения фазы кулачков кулачкового вала 70, используемого для привода впускных клапанов, в сторону запаздывания золотниковый клапан 85 перемещают влево, рабочее масло, подаваемое из отверстия 82 для подачи, подают через отверстие 80 гидравлической системы в гидравлические камеры 77, использующиеся для запаздывания, и рабочее масло в гидравлических камерах 76, использующихся для опережения, выпускается из дренажного отверстия 83. В этот момент вал 73 поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелкам.

Когда вал 73 поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72, то если золотниковый клапан 85 возвращается в нейтральное положение, показанное на Фиг.4, операция относительного поворота вала 73 завершается, и в это время вал 73 удерживается в этом относительном угловом положении. Следовательно, можно использовать механизм B регулирования фаз газораспределения для смещения фазы кулачка кулачкового вала 70, используемого для привода впускных клапанов, в сторону опережения или запаздывания в точности на желательную величину.

На Фиг.5 сплошной линией показан тот момент времени, когда механизмом B регулирования фаз газораспределения создано наибольшее опережение фазы кулачка кулачкового вала 70, используемого для привода впускных клапанов, тогда как пунктирной линией показан тот момент времени, когда фаза кулачка кулачкового вала 70, используемого для привода впускных клапанов, максимально смещена в сторону запаздывания. Следовательно, промежуток времени, в течение которого впускной клапан 7 является открытым, может быть свободно установлен в интервале между границей, показанной на Фиг.5 сплошной линией, и границей, показанной пунктирной линией. Следовательно, момент закрытия впускного клапана 7 также может быть установлен соответствующим любому углу поворота коленчатого вала в интервале, который показан на Фиг.5 стрелкой C.

Механизм B регулирования фаз газораспределения, который показан на Фиг.1 и Фиг.4, является лишь одним из примеров. Например, может использоваться механизм регулирования фаз газораспределения, который удерживает момент открытия впускного клапана постоянным, позволяя при этом изменять только лишь момент закрытия впускного клапана, или иные механизмы регулирования фаз газораспределения различных типов и т.д.

Ниже будет объяснен смысл терминов, использованных в данной заявке на изобретение, со ссылкой на Фиг.6. Следует отметить, что на Фиг.6(A), Фиг.6(B) и Фиг.6(C) в пояснительных целях показан двигатель, в котором объем камер сгорания составляет 50 мл (миллилитров), а рабочий объем цилиндра составляет 500 мл. На этих Фиг.6(A), Фиг.6(B) и Фиг.6(C) объем камеры сгорания представляет собой объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке такта сжатия.

На Фиг.6(A) объяснен смысл термина "степень механического сжатия". "Степень механического сжатия" - это величина, определяемая механически рабочим объемом цилиндра во время такта сжатия и объемом камеры сгорания. Эта степень механического сжатия выражается следующим соотношением: (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на Фиг.6(A), эта степень механического сжатия становится равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

На Фиг.6(B) объяснен смысл термина "фактическая степень сгорания". "Фактическая степень сгорания" - это величина, определяемая фактическим рабочим объемом цилиндра с момента фактического начала такта сжатия, до того момента, когда поршень дошел до верхней мертвой точки, и объемом камеры сгорания. Эта фактическая степень сгорания выражается следующим соотношением: (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. То есть, как показано на Фиг.6(B), даже если поршень начинает подниматься вверх в такте сжатия, сжатия не происходит, пока открыт впускной клапан. Фактически такт сжатия начинается после закрытия впускного клапана. Поэтому, как следует из вышеизложенного, фактическая степень сгорания выражается с использованием фактического рабочего объема цилиндра. В примере, показанном на Фиг.6(B), фактическая степень сгорания становится равной (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

На Фиг.6(C) объяснен смысл термина "степень расширения". "Степень расширения" - это величина, которую определяют исходя из рабочего объема цилиндра во время такта расширения и объема камеры сгорания. Эта степень расширения выражается следующим образом: (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на Фиг.6(C), эта степень расширения становится равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Ниже будет объяснен цикл со сверхвысокой степенью расширения, который используется в настоящем изобретении, со ссылкой на Фиг.7 и 8. Следует отметить, что на Фиг.7 показано соотношение между теоретическим тепловым КПД и степенью расширения, тогда как на Фиг.8 показано сравнение между обычным циклом и циклом со сверхвысокой степенью расширения, используемым в настоящем изобретении избирательно в соответствии с нагрузкой.

На Фиг.8(A) показан обычный цикл, при котором впускной клапан закрывается вблизи нижней мертвой точки и такт сжатия поршнем начинается, по существу, вблизи нижней мертвой точки такта сжатия. В примере, показанном на этом Фиг.8(A), точно так же, как и в примерах, показанных на Фиг.6(A), Фиг.6(B) и Фиг.6(C), объем камеры сгорания также составляет 50 мл, и рабочий объем цилиндра поршня составляет 500 мл. Из Фиг.8(A) понятно, что при обычном цикле степень механического сжатия (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, что фактическая степень сгорания также приблизительно равна 11, и что степень расширения также становится равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11. То есть в обычном двигателе внутреннего сгорания степень механического сжатия, фактическая степень сгорания и степень расширения становятся, по существу, равными.

На Фиг.7 сплошной линией показано изменение теоретического теплового КПД в том случае, когда фактическая степень сгорания и степень расширения, по существу, равны, то есть в обычном цикле. В этом случае выяснено следующее: чем большей является степень расширения, то есть чем выше фактическая степень сгорания, то тем более высоким является теоретический тепловой КПД. Поэтому при обычном цикле для повышения теоретического теплового КПД необходимо повысить фактическую степень сгорания. Однако из-за ограничений, связанных с возникновением детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке, фактическая степень сгорания может быть повышена, максимум, только лишь до, приблизительно, 12, соответственно, при обычном цикле теоретический тепловой КПД не может быть сделан достаточно высоким.

С другой стороны, с учетом этой ситуации, был исследован способ повышения теоретического теплового КПД с проведением строгих различий между степенью механического сжатия и фактической степенью сгорания, и в результате было установлено, что при теоретическом тепловом КПД степень расширения является доминирующей, а фактическая степень сгорания вообще сильно не влияет на теоретический тепловой КПД. То есть при повышении фактической степени сгорания сила взрыва увеличивается, но сжатие требует больших затрат энергии, соответственно, даже при повышении фактической степени сгорания теоретический тепловой КПД вообще не будет сильно увеличиваться.

В отличие от этого, если увеличить степень расширения, то чем длительнее промежуток времени, в течение которого действует сила, давящая на поршень вниз во время такта расширения, тем более длительным является тот промежуток времени, в течение которого поршень сообщает вращательное усилие коленчатому валу. Следовательно, чем более высокой сделана степень расширения, тем более высоким становится теоретический тепловой КПД. Пунктирной линией ε=10 на Фиг.7 показан теоретический тепловой КПД при установлении неизменной фактической степени сгорания, равной 10, и повышении в этом состоянии степени расширения. Таким образом, выяснено, что степень увеличения теоретического теплового КПД при повышении степени расширения в состоянии, в котором фактическая степень ε сгорания удерживается низкой, и степень увеличения теоретического теплового КПД в том случае, когда фактическая степень сгорания увеличивается вместе с увеличением степени расширения, что показано на Фиг.7 сплошной линией, не сильно отличаются друг от друга.

Если таким способом удерживать низкую фактическую степень сгорания, то детонация не будет возникать, следовательно, при повышении степени расширения в том состоянии, когда фактическая степень сгорания удерживается низкой, можно предотвратить возникновение детонации и можно сильно повысить теоретический тепловой КПД. На Фиг.8(B) показан пример случая, в котором используют механизм A регулирования степени сжатия и механизм B регулирования фаз газораспределения для поддержания низкой фактической степени сгорания и для повышения степени расширения.

Со ссылкой на Фиг.8(B), в этом примере использован механизм A регулирования степени сжатия для уменьшения объема камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, использован механизм B регулирования фаз газораспределения для смещения момента закрытия впускного клапана в сторону запаздывания до тех пор, пока фактический рабочий объем цилиндра не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате, в этом примере фактическая степень сгорания становится равной (20 мл + 200 мл)/20 мл = 11, и степень расширения становится равной (20 мл + 500 мл)/20 мл = 26. Как объяснено выше, в обычном цикле, показанном на Фиг.8(A), фактическая степень сгорания равна приблизительно 11, а степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем, в случае, показанном на Фиг.8 (B), понятно, что только степень расширения повысилась до 26. Именно поэтому такой цикл именуют "циклом со сверхвысокой степенью расширения".

Вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания чем более низкой является нагрузка на двигатель, тем ниже тепловой КПД, следовательно, для повышения теплового КПД во время эксплуатации транспортного средства, то есть для повышения топливной экономичности, возникает необходимость повышения теплового КПД во время работы двигателя с низкой нагрузкой. С другой стороны, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на Фиг.8(B), фактический рабочий объем цилиндра во время такта сжатия сделан меньшим, вследствие чего количество всасываемого воздуха, которое может быть засосано в камеру 5 сгорания, становится меньшим, следовательно, этот цикл со сверхвысокой степенью расширения может использоваться только тогда, когда нагрузка на двигатель является относительно низкой. Следовательно, в настоящем изобретении во время работы двигателя с низкой нагрузкой используется цикл со сверхвысокой степенью расширения, показанный на Фиг.8(B), тогда как во время работы двигателя с высокой нагрузкой используется обычный цикл, показанный на Фиг.8(A).

Ниже будет объяснено управление работой в целом со ссылкой на Фиг.9.

На Фиг.9 показаны изменения количества всасываемого воздуха, момента закрытия впускного клапана, степени механического сжатия, степени расширения, фактической степени сгорания и угла открытия дроссельной заслонки 17, а также нагрузки на двигатель на определенной частоте вращения двигателя. Следует отметить, что на Фиг.9 показан случай, в котором среднее соотношение компонентов топливной смеси в камере 5 сгорания регулируют с использованием обратной связи до достижения стехиометрического соотношения компонентов топливной смеси на основании выходного сигнала с датчика 21 контроля состава топливной смеси, чтобы тройной катализатор в каталитическом нейтрализаторе 20 мог одновременно уменьшать содержание несгоревших HC, CO и NO_x в выхлопном газе.

Теперь, как объяснено выше, во время работы двигателя с высокой нагрузкой выполняется обычный цикл, показанный на Фиг.8 (A). Следовательно, как показано на Фиг.9, в этот момент времени степень механического сжатия сделана низкой, вследствие чего степень расширения становится низкой и, как показано на Фиг.9 сплошной линией, момент закрытия впускного клапана 7 является смещенным в сторону опережения, что показано на Фиг.5 сплошной линией. Кроме того, в этот момент времени количество всасываемого воздуха является большим. В этот момент времени угол открытия дроссельной заслонки 17 удерживается таким, что она является полностью открытой, вследствие чего насосные потери становятся равными нулю.

С другой стороны, если нагрузка на двигатель снижается, что показано на Фиг.9 сплошной линией, то вместе с этим момент закрытия впускного клапана 7 смещают в сторону запаздывания для уменьшения количества всасываемого воздуха. Кроме того, в этот момент времени, как показано на Фиг.9, степень механического сжатия увеличивают, поскольку нагрузка на двигатель становится более низкой, удерживая фактическую степень сгорания, по существу, постоянной. Следовательно, при уменьшении нагрузки на двигатель степень расширения также увеличивают. Также следует отметить, что в этот момент времени дроссельную заслонку 17 удерживают в полностью открытом положении, следовательно, количество всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, регулируют не дроссельной заслонкой 17, а путем изменения момента закрытия впускного клапана 7.

Таким образом, когда нагрузка на двигатель становится более низкой по сравнению с состоянием работы двигателя при высокой нагрузке, степень механического сжатия увеличивают, поскольку количество всасываемого воздуха уменьшается при, по существу, постоянной фактической степени сгорания. То есть объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 дошел до верхней мертвой точки такта сжатия, сделан уменьшающимся пропорционально уменьшению количества всасываемого воздуха. Следовательно, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 дошел до верхней мертвой точки такта сжатия, изменяется пропорционально количеству всасываемого воздуха. Следует отметить, что в этот момент времени в примере, который показан на Фиг.9, соотношение компонентов топливной смеси в камере 5 сгорания становится равным стехиометрическому соотношению компонентов топливной смеси, вследствие чего объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 дошел до верхней мертвой точки такта сжатия, изменяется пропорционально количеству топлива.

Если нагрузка на двигатель становится еще более низкой, то степень механического сжатия продолжается увеличиваться. Когда нагрузка на двигатель падает до средней нагрузки L₁, весьма близкой к низкой нагрузке, степень механического сжатия достигает предельной степени механического сжатия, которая является конструктивным пределом для камеры 5 сгорания. В области нагрузки более низкой, чем нагрузка L₁ на двигатель, когда степень механического сжатия достигает предельной степени механического сжатия, степень механического сжатия удерживают равной предельной степени механического сжатия. Следовательно, во время работы двигателя со средней нагрузкой на стороне низкой нагрузки и во время работы двигателя с низкой нагрузкой, то есть при работе двигателя на стороне низкой нагрузки, степень механического сжатия становится максимальной, и степень расширения также становится максимальной. Иными словами, в настоящем изобретении для получения максимальной степени расширения во время работы двигателя с низкой нагрузкой степень механического сжатия сделана максимальной.

С другой