CN101384809A - 火花点火式内燃发动机 - Google Patents

火花点火式内燃发动机 Download PDF

Info

Publication number
CN101384809A
CN101384809A CNA2007800056556A CN200780005655A CN101384809A CN 101384809 A CN101384809 A CN 101384809A CN A2007800056556 A CNA2007800056556 A CN A2007800056556A CN 200780005655 A CN200780005655 A CN 200780005655A CN 101384809 A CN101384809 A CN 101384809A
Authority
CN
China
Prior art keywords
atmospheric pressure
compression ratio
closing timing
intake valve
internal combustion
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
CNA2007800056556A
Other languages
English (en)
Other versions
CN101384809B (zh
Inventor
秋久大辅
泽田大作
神山荣一
中坂幸博
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Toyota Motor Corp
Original Assignee
Toyota Motor Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Toyota Motor Corp filed Critical Toyota Motor Corp
Publication of CN101384809A publication Critical patent/CN101384809A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN101384809B publication Critical patent/CN101384809B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0223—Variable control of the intake valves only
    • F02D13/0234—Variable control of the intake valves only changing the valve timing only
    • F02D13/0238—Variable control of the intake valves only changing the valve timing only by shifting the phase, i.e. the opening periods of the valves are constant
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/041—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of cylinder or cylinderhead positioning
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D13/00—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing
    • F02D13/02—Controlling the engine output power by varying inlet or exhaust valve operating characteristics, e.g. timing during engine operation
    • F02D13/0269—Controlling the valves to perform a Miller-Atkinson cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/04—Varying compression ratio by alteration of volume of compression space without changing piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D41/00—Electrical control of supply of combustible mixture or its constituents
    • F02D41/0002—Controlling intake air
    • F02D2041/001—Controlling intake air for engines with variable valve actuation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/02—Input parameters for engine control the parameters being related to the engine
    • F02D2200/04—Engine intake system parameters
    • F02D2200/0414—Air temperature
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2200/00—Input parameters for engine control
    • F02D2200/70—Input parameters for engine control said parameters being related to the vehicle exterior
    • F02D2200/703—Atmospheric pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D2250/00—Engine control related to specific problems or objectives
    • F02D2250/18—Control of the engine output torque
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/40—Engine management systems

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
  • Combined Controls Of Internal Combustion Engines (AREA)
  • Electrical Control Of Air Or Fuel Supplied To Internal-Combustion Engine (AREA)
  • Electrical Control Of Ignition Timing (AREA)

Abstract

一种发动机，设置有能够控制进气门(7)的闭合正时的可变正时机构(B)和能够改变机械压缩比的可变压缩比机械(A)，并且控制所述进气门(7)的闭合正时以控制馈送到燃烧室(5)中的进气量。为了即使在大气压力改变时也能获得与所需扭矩一致的输出扭矩，当大气压力降低时，使得进气门(7)的闭合正时靠近进气下止点，并且机械压缩比降低。

Description

火花点火式内燃发动机
技术领域
本发明涉及一种火花点火式内燃发动机。
背景技术
现有技术中已知一种柴油发动机，其在每个燃烧室的顶面处除进气门和排气门之外还设置有控制阀，并且设置有用于在压缩冲程开始时打开此控制阀和在压缩冲程中间闭合此控制阀的控制装置(参见日本专利公报(A)No.4-86338)。在此柴油发动机中，即使压缩冲程开始，当控制阀打开时，燃烧室中的进气也通过控制阀排出，因此不执行压缩操作。当控制阀闭合时，压缩操作开始。因此，在此柴油发动机中，控制所述控制阀的闭合正时以控制压缩比。
应当注意，在此柴油发动机中，通过控制所述控制阀的闭合正时，大气压力越低则使压缩比越高，且大气温度越低则使压缩比越高。
另一方面，在火花点火式内燃发动机中，发动机的输出扭矩由进气量决定。在此情形下，通过控制进气门的闭合正时，可以控制在控制燃烧室中的进气量。即，即使压缩冲程已经开始，当进气门打开时，燃烧室中的进气也通过进气门排到进气口中，因此实际馈送到燃烧室中的进气量变成在进气门闭合时密封于燃烧室中的进气量。因此，能够通过控制进气门的闭合正时来控制燃烧室的进气量。
在这方面，在内燃发动机中，优选为即使在大气压力改变时也产生根据发动机的运转状态所需的输出扭矩。为此原因，即使大气压力改变，馈送到燃烧室中的进气的质量也必须维持相同。因此，例如，如果大气压力降低，则进气的密度将变低，因此必须增加馈送到燃烧室中的进气体积。因此，当试图在进气下止点之后闭合进气门时，此时必需提前进气门的闭合正时。
在这方面，如果提前进气门的闭合正时，则压缩比将变高，因此如果例如假设大气温度相同，则压缩终点温度将最终变得极高。另一方面，在这种情形下，为了降低压缩终点温度，可以滞后进气门的闭合正时，但是如果滞后进气门的闭合正时，则此时进气量将降低并且结果输出扭矩将最终低于所需扭矩。
在上述的公知柴油发动机中，通过控制控制阀的闭合正时，根据大气压力和大气温度将压缩比控制为目标压缩比。即，压缩终点压力和压缩终点温度控制到适于压缩点火燃烧的压缩终点压力和压缩终点温度。但是，当控制进气门的闭合正时以控制馈送到燃烧室的进气量时，即使压缩终点温度变得极高，也不能滞后进气门的闭合正时来获得与所需扭矩一致的输出扭矩。为了控制压缩终点温度，仍然需要不同于上述柴油发动机的其它控制。
发明内容
本发明的目的是提供一种火花点火式内燃发动机，其能够将压缩终点温度控制为最优温度。
根据本发明，提供一种火花点火式内燃发动机，所述火花点火式内燃发动机设置有能够控制进气门的闭合正时的可变正时机构和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，并且所述火花点火式内燃发动机控制所述进气门的闭合正时以控制馈送到燃烧室中的进气量，其中，在大气压力降低时使得所述进气门的闭合正时靠近进气下止点，并在大气压力降低或大气温度升高时降低所述机械压缩比，使得即使在大气压力改变时也能获得与所需扭矩一致的输出扭矩。
附图说明
图1是火花点火式内燃发动机的概图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3是所示内燃发动机的侧视剖视图。
图4是可变气门正时机构的视图。
图5是示出进气门和排气门的升程量的视图。
图6是用于说明发动机压缩比、实际压缩比和膨胀比的视图。
图7是示出理论热效率和膨胀比之间关系的视图。
图8是用于说明普通循环和超高膨胀比循环的视图。
图9是示出机械压缩比等根据所需扭矩而改变的视图。
图10是示出PV图的视图。
图11是示出PV图的视图。
图12是示出能够执行正常燃烧的许可极限值的视图。
图13是示出机械压缩比和进气门的闭合正时的视图。
图14是示出机械压缩比和进气门的闭合正时的视图。
图15是示出进气门的基准闭合正时IC等的映射的视图。
图16是示出用于进气门的闭合正时的校正量Δθ的视图。
图17是示出用于机械压缩比的校正量ΔCR的视图。
图18是用于操作控制的流程图。
具体实施方式
图1示出火花点火式内燃发动机的侧视剖视图。
参照图1，1表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活塞，5表示燃烧室，6表示设置在燃烧室5的顶部中心的火花塞，7表示进气门，8表示进气口，9表示排气门，以及10表示排气口。进气口8通过进气支管11连接到稳压罐12，同时每个进气支管11均设置有用于向相应的进气口8喷射燃料的燃料喷射器13。应当注意，除附连到每个进气支管11外，每个燃料喷射器13还可以设置在每个燃烧室5处。
稳压罐12通过进气管14连接到空气滤清器15，进气管14内设置有由致动器16驱动的节气门17、使用例如热线的进气量检测器18、用于检测大气压力的大气压力传感器19以及用于检测大气温度的大气温度传感器20。另一方面，排气口10通过排气歧管21连接到容纳例如三元催化剂的催化转化器22，排气歧管21内设置有空燃比传感器23。
另一方面，在图1所示的实施方式中，曲轴箱1和气缸体2的连接部设置有可变压缩比机构A，可变压缩比机构A能够改变曲轴箱1和气缸体2沿气缸轴向的相对位置，从而改变当活塞4位于压缩上止点时燃烧室5的体积，并且还设置有实际压缩操作开始正时改变机构B，实际压缩操作开始正时改变机构B能够改变实际压缩操作的开始正时。应当注意，在图1所示的实施方式中，此实际压缩操作开始正时改变机构B由能够控制进气门7的闭合正时的可变气门正时机构组成。
电子控制单元30由数字计算机组成，其设置有通过双向总线31彼此连接的部件，这些部件例如为ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU(微处理器)34、输入端口35以及输出端口36。进气量检测器18、大气压力传感器19、大气温度传感器20和空燃比传感器23的输出信号通过相应的AD转换器37输入到输入端口35。另外，加速器踏板40连接到负载传感器41，负载传感器41产生与加速器踏板40的下压量L成比例的输出电压。负载传感器41的输出电压通过相应的AD转换器37输入到输入端口35。另外，输入端口35连接到曲轴转角传感器42，每次曲轴旋转例如30°，曲轴转角传感器42就产生一个输出脉冲。另一方面，输出端口36通过驱动电路38连接到火花塞6、燃料喷射器13、节气门驱动致动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B。
图2是图1所示可变压缩比机构A的分解立体图，而图3是所示内燃发动机的侧视剖视图。参照图2，在气缸体2的两个侧壁的底部处，形成有彼此隔开特定距离的多个突出部50。每个突出部50均形成有圆形截面的凸轮插孔51。另一方面，曲轴箱1的顶面成有彼此隔开特定距离并且配合在相应突出部50之间的多个突出部52。这些突出部52也形成有圆形截面的凸轮插孔53。
如图2中所示，设置有一对凸轮轴54、55。每个凸轮轴54、55均具有每隔一个位置固定在其上、能够以可旋转方式插入凸轮插孔51中的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56与凸轮轴54、55的旋转轴线同轴。另一方面，如图3中的阴影线所示，在圆形凸轮56之间延伸有相对于凸轮轴54、55的旋转轴线偏心设置的偏心轴57。每个偏心轴57将其它圆形凸轮58以可旋转的方式偏心地附连到其上。如图2中所示，这些圆形凸轮58设置在圆形凸轮56之间。这些圆形凸轮58以可旋转方式插在相应的凸轮插孔53中。
当紧固到凸轮轴54、55的圆形凸轮56沿如图3(A)中实线箭头所示的相反方向从图3(A)所示状态旋转时，偏心轴57朝底部中心移动，因此圆形凸轮58沿如图3(A)中虚线箭头所示的与圆形凸轮56相反的方向在凸轮插孔53中旋转。如图3(B)中所示，当偏心轴57朝底部中心移动时，圆形凸轮58的中心移动到偏心轴57下方。
根据图3(A)和图3(B)的对比可以理解，曲轴箱1和气缸体2的相对位置由圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离确定。圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离越大，气缸体2离曲轴箱1越远。如果气缸体2远离曲轴箱1，则燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的体积增加，因此，通过使凸轮轴54、55旋转，能够改变燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的体积。
如图2中所示，为了使凸轮轴54、55沿相反的方向旋转，驱动马达59的轴设置有一对具有螺线方向相反的蜗轮61、62。与这些蜗轮61、62啮合的齿轮63、64紧固到凸轮轴54、55的端部。在此实施方式中，可以驱动所述驱动马达59以大范围地改变在活塞4位于压缩上止点时燃烧室5的体积。应当注意，图1至图3所示的可变压缩比机构A是一个示例。可以使用任意类型的可变压缩比机构。
另一方面，图4示出附连到用于驱动图1中的进气门7的凸轮轴70的端部的可变气门正时机构B。参照图4，此可变气门正时机构B设置有由发动机曲轴通过正时皮带沿箭头方向旋转的正时带轮71、与正时带轮71一起旋转的筒形壳体72、能够与进气门驱动凸轮轴70一起旋转并且相对于筒形壳体72旋转的轴73、多个从筒形壳体72的内周延伸到轴73的外周的隔离部74以及在隔离部74之间从轴73的外周延伸到筒形壳体72的内周的叶片75，叶片75的两侧形成有用于提前的液压室76以及用于滞后的液压室77。
给液压室76、77馈送工作油受工作油馈送控制阀78的控制。此工作油馈送控制阀78设置有：连接到液压室76、77的液压端口79、80；用于从液压泵81排放的工作油的馈送端口82；一对排出端口83、84；以及用于控制端口79、80、82、83、84的连接和断开的滑阀85。
为了提前进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位，在图4中，使滑阀85向右移动，从馈送端口82馈送的工作油通过液压端口79馈送到用于提前的液压室76，并且用于滞后的液压室77中的工作油从排出端口84排出。此时，使得轴73相对于筒形壳体72沿箭头方向旋转。
与此相反，为了滞后进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位，在图4中，使滑阀85向左移动，从馈送端口82馈送的工作油通过液压端口80馈送到用于滞后的液压室77，并且用于提前的液压室76中的工作油从排出端口83排出。此时，使得轴73相对于筒形壳体72沿与箭头相反的方向旋转。
当使得轴73相对于筒形壳体72旋转时，如果滑阀85返回到如图4所示的中间位置，则用于使轴73相对旋转的操作结束，并且轴73保持在该时的相对旋转位置处。因此，可以利用可变气门正时机构B来使进气门驱动凸轮轴70的凸轮相位精确地提前或滞后期望的量。
在图5中，实线示出使用可变气门正时机构B最大地提前进气门驱动凸轮轴70的凸轮相位，而虚线示出使用所述机构最大地滞后进气门驱动凸轮轴70的凸轮相位。因此，能够在由图5中实线所示范围和虚线所示范围之间自由地设定进气门7的打开正时，因此进气门7的闭合正时能够设定为由图5中箭头C所示范围中的任意曲轴转角。
如图1和图4中所示的可变气门正时机构B是一个示例。例如，也可以使用仅能够改变进气门的闭合正时、而进气门的打开正时维持不变的可变气门正时机构或其它各种可变气门正时机构。
接下来将参照图6说明本申请中所使用的术语的意思。应当注意，图6(A)、(B)和(C)为说明的目的示出具有50ml的燃烧室体积和500ml的活塞行程体积的发动机。在这些图6(A)、(B)和(C)中，燃烧室体积示出为当活塞位于压缩上止点时的燃烧室体积。
图6(A)说明机械压缩比。机械压缩比是根据压缩冲程时活塞的行程体积和燃烧室体积来机械地确定的值。此机械压缩比通过(燃烧室体积+行程体积)/燃烧室体积来表示。在图6(A)中所示的示例中，此机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
图6(B)说明实际压缩比。此实际压缩比是根据从压缩操作实际开始到活塞达到上止点时的实际活塞行程体积和燃烧室体积来确定的值。此实际压缩比通过(燃烧室体积+实际行程体积)/燃烧室体积来表示。即，如图6(B)中所示，即使在压缩冲程中活塞开始升高，当进气门打开时，也不执行压缩操作。在进气门闭合后开始实际压缩操作。因此，实际压缩比通过实际行程体积表示如下。在图6(B)中所示的示例中，实际压缩比为(50ml+450ml)50ml＝10。
图6(C)说明膨胀比。膨胀比是根据膨胀冲程时活塞的行程体积和燃烧室体积来确定的值。此膨胀比通过(燃烧室体积+行程体积)/燃烧室体积来表示。在图6(C)中所示的示例中，此膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
接下来将参照图7和图8说明本发明中使用的超高膨胀比循环。应当注意，图7中示出理论热效率和膨胀比之间的关系，而图8示出普通循环和根据负载选择性地使用的超高膨胀比循环之间的对比。
图8(A)示出当进气门在下止点附近闭合以及活塞的压缩操作基本上从压缩下止点附近开始时的普通循环。与图6(A)、(B)和(C)中所示的示例相同，在此图8(A)所示的示例中，燃烧室体积为50ml且活塞的行程体积为500ml。从图8(A)中可以了解，在普通循环中，机械压缩比是(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也是约为11，且膨胀比也是(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在普通的内燃发动机中，机械压缩比和实际压缩比以及膨胀比基本相等。
图7中的实线示出在实际压缩比和膨胀比基本相等的情形下——即在普通循环中——理论热效率的改变。在这种情形下，可以得知，膨胀比越大——即实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在普通循环中，为了增加理论热效率，应当使实际压缩比更高。然而，由于在发动机高负载操作时发生爆震的限制，实际压缩比最大仅能够升高到约12，因此，在普通循环中，不能使理论热效率足够高。
另一方面，在这种条件下，发明人严格地区分了机械压缩比和实际压缩比并且研究了理论热效率，并且最终发现，在理论热效率中，膨胀比是主导的，而实际压缩比并不会很大地影响理论热效率。即，如果使实际压缩比升高，则爆发力升高，但是压缩需要很大的能量，因此即使升高实际压缩比，理论热效率也不会升高很多。
与此相反，如果增加膨胀比，则在膨胀冲程时力作用而下压活塞的时间越长，活塞给曲轴施加旋转力的时间越长。因此，膨胀比越大，理论热效率变得越高。图7中的虚线示出在将实际压缩比固定为10并在该状态中升高膨胀比的情形下的理论热效率。由此，可以了解，当在实际压缩比维持在较低值的状态下升高膨胀比时理论热效率的增加量与在实际压缩比如图7中实线所示与膨胀比一起增加的情形下理论热效率的增加量没有很大的差别。
如果实际压缩比以这种方式维持在较低值，则不会发生爆震，因此如果在实际压缩比维持在较低值的状态下使膨胀比升高，则能够防止爆震的发生，并且能够很大地提高理论热效率。图8(B)示出使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B来维持实际压缩比为较小值并使膨胀比升高的情形的示例。
参照图8(B)，在此示例中，可变压缩比机构A用以将燃烧室体积从50ml降低到20ml。另一方面，可变气门正时机构B用以滞后进气门的闭合正时，直到活塞的实际行程体积从500ml改变到200ml。因此，在此示例中，实际压缩比变成(20ml+200ml)/20ml＝11并且膨胀比变成(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8(A)所示的普通循环中，如所说明的，实际压缩比约为11并且膨胀比为11。与此情形相比，在图8(B)所示的情形下，可以了解，仅仅是膨胀比升高到26。这就是称其为“超高膨胀比循环”的原因。
如上所述，大致来讲，在内燃发动机中，发动机负载越低，热效率越差，因此，为了改善车辆运转时的热效率、即为了改善燃料消耗，就必需改善发动机低负载运转时的热效率。另一方面，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，使压缩冲程时活塞的实际行程体积更小，因此能够被吸入到燃烧室5中的进气的量变得更小，因此，此超高膨胀比循环仅能够在发动机负载相对较低时采用。因此，在本发明中，在发动机低负载运转时设定如图8(B)所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负载运转时设定如图8(A)所示的普通循环。
接下来将参照图9在总体上概略地说明操作控制。
图9示出机械压缩比、膨胀比、进气门7的闭合正时、实际压缩比、进气量、节气门17的开度以及泵气损失随所需扭矩的改变。应当注意，图9示出大气压力为标准大气压力——例如980mbar——并且大气温度为标准大气温度——例如0℃——的情形。另外，在根据本发明的实施方式中，燃烧室5中的平均空燃比一般基于空燃比传感器23的输出信号反馈控制为化学计量空燃比，使得催化转化器22中的三元催化剂能够同时地还原排气中的未燃烧HC、CO以及NOX。
现在，如上所述，在发动机高负载操作时——即当所需扭矩高时，执行图8(A)中所示的普通循环。因此，如图9中所示，此时，由于机械压缩比低，所以膨胀比低，并且如图9中下侧的实线所示，进气门7的闭合正时如图5中实线所示提前。另外，此时进气量大。此时，节气门17的开度维持完全打开或者基本上完全打开，因此泵气损失为零。
另一方面，如图9中所示，随着发动机负载的降低，机械压缩比增加，因此膨胀比也增加。另外，此时，如图9中的实线所示，由于所需的扭矩为低所以进气门7的闭合正时滞后，使得实际压缩比保持基本不变。此时还应注意，节气门17保持在完全打开或基本完全打开的状态。因此，馈送到燃烧室5的进气量不受节气门17的控制，而是受到进气门7的闭合正时的改变的控制。此时，泵气损失也为零。
由此，当所需扭矩从发动机高负载运转状态变低时，在基本不变的实际压缩比下，机械压缩比随着进气量的降低而增加。即，燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的体积与进气量的降低成比例地降低。因此，燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的体积与进气量成比例地改变。应当注意，此时，燃烧室5中的空燃比为化学计量空燃比，因此，燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的体积与燃料量成比例地改变。
如果所需的扭矩进一步降低，则机械压缩比进一步增加。当机械压缩比达到形成燃烧室5的结构极限的极限机械压缩比时，在负载低于机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负载L1的区域中，机械压缩比保持为极限发动机压缩比。因此，当所需扭矩低时——即在发动机低负载运转时，机械压缩比变得最大，并且膨胀比也变得最大。换个方式来说，为了在发动机低负载运转时获得最大膨胀比，使机械压缩比最大。另外，此时，实际压缩比维持为与发动机中负载运转和高负载运转时大致相同的实际压缩比。
另一方面，如图9中的实线所示，进气门7的闭合正时滞后到极限闭合正时，使得能够在所需的扭矩变低时控制馈送到燃烧室5的进气量。在所需扭矩低于进气门7的闭合正时达到极限闭合正时时的所需扭矩L2的区域中，进气门7的闭合正时保持在极限闭合正时处。如果进气门7的闭合正时保持在极限闭合正时处，则不再能够通过改变进气门7的闭合正时来控制进气量。因此，必须通过某些其它方法来控制进气量。
在图9中所示的实施方式中，此时，即在所需扭矩低于进气门7的闭合正时达到极限闭合正时时的所需扭矩L2的区域中，使用节气门17来控制馈送到燃烧室5的进气量。但是，如果使用节气门17控制进气量，则如图9中所示泵气损失增加。
应当注意，为了防止此泵气损失，在所需扭矩低于进气门7的闭合正时达到极限闭合正时时的所需扭矩L2的区域中，节气门17保持为完全打开或者基本完全打开。在该状态下，发动机负载越低，则空燃比越大。此时，优选地设置燃料喷射器13以在燃烧室5中执行分层燃烧。
另一方面，如上所述，在图8(B)中所示的超高膨胀比循环中，使膨胀比为26。此膨胀比越高越好，但是如果为20或更高，则能够获得相当高的理论热效率。因此，在本发明中，形成可变压缩比机构A，使得膨胀比为20或更高。另外，在图9中所示的示例中，机械压缩比根据所需扭矩连续地改变。然而，机械压缩比也能够根据所需扭矩分阶段地改变。
另一方面，如图9中的虚线所示，随着所需扭矩变低，同样可以通过提前进气门7的闭合正时来控制进气量而不依赖于节气门17。因此，在图9中，如果综合地表示由实线所示的情形和由虚线所示的情形，在根据本发明的实施方式中，当所需扭矩变低时，进气门7的闭合正时沿着远离压缩下止点BDC的方向移动，一直到极限闭合正时L2，使得能够控制馈送到燃烧室的进气量。
现在，在根据本发明的实施方式中，根据发动机的运转状态来预先确定发动机输出扭矩所需的值——即所需扭矩，发动机的运转状态由加速器踏板40的下压量、发动机速度等确定。控制发动机，从而根据发动机的运转状态产生所需的输出扭矩，即使大气压力改变偏离基准大气压力。
在这个方面，在根据本发明的实施方式中，如上所述，通过馈送到燃烧室5中的进气质量来确定输出扭矩。因此，在根据本发明的实施方式中，控制发动机，使得即使大气压力改变偏离基准大气压力，馈送到燃烧室5中的进气质量也与基准大气压力时的进气质量相同。因此，例如，当大气压力降低时，进气的密度变低，因此馈送到燃烧室5中的进气的体积必需增加。因此，如图9中的实线所示，当在进气下止点之后闭合进气门7时，进气门7的闭合正时提前。
但是，如果以此方式提前进气门7的闭合正时，则压缩比将变高，因此假设例如大气温度相同，则压缩终点温度将最终变得极高。因此，在本发明中，此时机械压缩比降低，使得压缩终点温度不会变得过高。接下来，这将参照图10至图12进行说明。
图10(A)示出当大气压力为基准大气压力并且大气温度为基准大气温度时燃烧室5的体积V和燃烧室5中的压力P之间的关系。应当注意，在图10(A)中，纵坐标的压力P和横坐标的体积V表示为对数。图10(B)和图11(A)、(B)也是如此。
在图10(A)中，点a示出排气下止点和进气下止点，而点b示出进气门7在进气下止点之后闭合的情形下进气门7的闭合正时。在从排气下止点a到进气下止点a的间隔中以及在从进气下止点a到进气门7的闭合正时b的间隔中，燃烧室5中的压力P为基准大气压力Po。接下来，当进行压缩冲程时，燃烧室5中的压力P升高。当活塞4达到上止点c时，燃烧室5中的压力P变成压缩终点压力Pe。接下来，当执行燃烧时，燃烧室5中的压力P升高到点d。接下来，当活塞4下降时，一直到排气操作开始，燃烧室5中的压力P逐渐降低。
现在，例如，如果车辆用于高海拔处，则大气压力P从基准大气压力Po降低到大气压力Pa，刚好降低ΔP。如果此时进气门7在与图10(A)相同的正时处闭合，则燃烧室5的体积V和燃烧室5中的压力P如图10(B)中所示地改变。根据图10(B)可以了解，此时，压缩终点压力从图10(A)中所示的Pe降到Pf。这意味着馈送到燃烧室5中的进气的质量变小。
在此情形下，为了使馈送到燃烧室5中的进气的质量与图10(A)中所示的情形相同，则必须使压缩终点压力为Pe。因此，如图11(A)中所示，进气门7的闭合正时必须提前刚好Δθ，从而使得当进气门7打开时燃烧室5的体积V从Vs改变到Vt。在这方面上，如果提前进气门7的闭合正时，则压缩开始正时将提前，因此实际压缩比将增加。因此，此时，如果大气温度是基准大气温度，则压缩终点温度将最终变得极高。
因此，在本发明中，为了防止压缩终点温度变得极高，如图11(B)中所示，机械压缩比降低刚好ΔCR，使得在压缩上止点处燃烧室5的体积V从Ve降到Vg。如果机械压缩比降低，则实际压缩比也降低，因此压缩终点温度降低。另一方面，如果机械压缩比降低，如图11(B)中所示，则与图10(A)中所示的Pe相比压缩终点压力将略微降低，但是馈送到燃烧室5中的进气的质量与图10(A)中所示的情形相同，因此输出扭矩基本上与所图10(A)所示情形中的输出扭矩相同。
接下来将从另一个角度说明上述内容。
图12示出燃烧室5中的压缩终点压力和压缩终点温度以及能够执行正常燃烧的许可极限值KO之间的关系。图12中阴影线所示的区域示出发生爆震和其它异常燃烧的区域。其它的区域示出执行正常燃烧的区域。许可极限值KO位于正常燃烧区域内、极其靠近执行异常燃烧的区域。在此许可极限值KO处获得最高的热效率。因此，在根据本发明的实施方式中，进气门7的闭合正时和机械压缩比如此地确定：使得压缩终点压力和压缩终点温度为此许可极限值。
即，如图10(A)中所示，当大气压力为基准大气压力并且大气温度为基准大气温度时的压缩终点压力Pe和压缩终点温度由图12中的点a示出。如果大气温度相同且如图10(B)中所示大气压力降低，则此时的压缩终点压力Pf和压缩终点温度将变成图12中的点b。另一方面，当大气压力降低时，如图11(A)中所示，如果进气门7的闭合正时提前刚好Δθ并且使压缩终点压力为Pe，则此时压缩终点压力Pe和压缩终点温度将变成图12的点c。即，压缩终点温度和压缩终点压力将最终超过能够执行正常燃烧的许可极限值KO。
因此，在本发明中，当进气门7的闭合正时接近进气下止点并且压缩终点温度和压缩终点压力超过能够执行正常燃烧的许可极限值KO时，机械压缩比降低到这样的机械压缩比：压缩终点温度和压缩终点压力为许可极限值KO。此时压缩终点压力和压缩终点温度由图12中的点d示出。即，从图12中了解，如果机械压缩比降低，则压缩终点压力将仅仅略微降低，但是压缩终点温度将极大地降低。
接下来将参照图13到图18详细地解释依据本发明的实施方式。图13中的实线示出图9中所示的机械压缩比和所需扭矩之间的关系以及由图9中的实线示出的进气门7的闭合正时和所需扭矩之间的关系，即在大气压力为基准大气压力且大气温度为基准大气温度时基准机械压缩比和所需扭矩之间的关系以及进气门7的基准闭合正时和所需扭矩之间的关系。
在这个方面，能够产生所需扭矩的进气量馈送至燃烧室5内部所需的进气门7的基准闭合正时IC为所需扭矩和发动机速度的函数。因此，在根据本发明的实施方式中，进气门7的基准闭合正时IC在ROM 32中预先存储为如图15(A)所示的映射形式的、所需扭矩TQ和发动机速度N的函数。根据此映射，计算由图13中的实线示出的进气门7的基准闭合正时。
另一方面，如前所述，在根据本发明的实施方式中，在发动机低速度运转时，不论所需扭矩如何，实际压缩比都保持基本不变。但是，如果发动机速度升高，则燃烧室5中的空燃混合物产生涡流，因此不易发生爆震。因此，在根据本发明的实施方式中，如图15(B)中所示，发动机速度N越高，则目标实际压缩比越高。另一方面，使实际压缩比成为此目标实际压缩比所需的机械压缩比为所需扭矩和发动机速度的函数。因此，在根据本发明的实施方式中，使实际压缩比变成目标实际压缩比所需的基准机械压缩比CR在ROM 32中预先存储为图15(C)所示的映射形式的、所需扭矩TQ和发动机速度N的函数。计算通过图13中的实线示出的基准机械压缩比。
现在，如上所述，在根据本发明的实施方式中，如果大气压力变低，则如图11(A)中所示，进气门7的闭合正时提前刚好Δθ，并且如图11(B)中所示，机械压缩比降低刚好ΔCR。即，当大气压力从基准大气压力降低时，进气门7的闭合正时从由图13的实线示出的基准闭合正时往虚线示出的闭合正时朝进气下止点靠近刚好一个校正量Δθ，并且机械压缩比从图13中的实线所示的基准机械压缩比往由虚线示出的机械压缩比降低刚好一个校正量ΔCR。
图16(A)示出如图13中所示进气门7的闭合正时的校正量Δθ和大气压力Pa之间的关系。应当注意，在图16(A)中，Po表示基准大气压力。根据图16(A)可以了解，随着大气压力Pa从基准大气压力Po降低，则校正量Δθ增加，同时随着大气压力从基准大气压力Po升高，校正量Δθ变为负值并且降低。即，如果大气压力Pa从基准大气压力Po降低，则使进气门7的闭合正时接近进气上止点，而如果大气压力Pa从基准大气压力Po升高，则使进气门7的闭合正时远离进气下止点。
另一方面，图17(A)示出图13中所示的机械压缩比的校正量ΔCR和大气压力Pa之间的关系。应当注意，在图17(A)中，Po也表示基准大气压力。从图17(A)可以了解，如果大气压力Pa低于基准大气压力Po，校正量ΔCR变为负值并且降低，而如果大气压力Pa高于基准大气压力Po，校正量ΔCR增加。即，如果大气压力Pa从基准大气压力Po降低，则机械压缩比降低，而如果大气压力Pa从基准大气压力Po升高，则机械压缩比增加。
另一方面，如果大气温度变高，则压缩终点温度随此变高，因此当大气温度变高时，优选地降低机械压缩比。图17(B)示出当考虑到此情形时的机械压缩比的校正量ΔCR和大气温度Ta之间的关系。应当注意，在图17(B)中，To示出基准大气温度。根据图17(B)可以了解，如果大气温度Ta高于基准大气温度To，校正量ΔCR变为负值并且降低，并且如果大气温度Ta低于基准大气温度To，校正量ΔCR增加。即，如果大气温度Ta高于基准大气温度To，则机械压缩比降低，而如果大气温度Ta低于基准大气压力To，则机械压缩比升高。
由此，根据本发明，大气压力Pa越低，则使进气门7的闭合正时越接近进气下止点，同时，大气压力Pa越低、或大气温度Ta越高，则机械压缩比降低越多。应当注意，机械压缩比的校正量ΔCR在ROM32中预先存储为如图17(C)所示的映射形式的、大气压力Pa和大气温度Ta的函数。
图14示出如图9中虚线所示的使进气门7的闭合正时位于进气下止点之前的情形。在这种情形下，如果大气压力下降，如图14中所示，则进气门7的闭合正时滞后刚好一个校正量Δθ并且使机械压缩比下降刚好一个校正量ΔCR。如图16(B)中所示，大气压力Pa越低，在这种情形下进气门7的闭合正时的校正量Δθ降低。即，大气压力Pa越降低，进气门7的闭合正时滞后。
图18示出操作控制程序。
参照图18，首先，在步骤100，通过图15(A)所示的映射来计算进气门7的基准闭合正时IC。接下来，在步骤101，通过图16(A)或图16(B)所示的关系来计算进气门7的闭合正时的校正量Δθ。接下来，在步骤102，基准闭合正时IC加上该校正值Δθ，以计算最终闭合正时ICO(＝IC+Δθ)，并且使进气门7的闭合正时为此闭合正时ICO。接下来，在步骤103，通过图15(C)所示的映射来计算基准机械压缩比CR。接下来，在步骤104，通过图17(C)所示的映射来计算机械压缩比的校正值ΔCR。接下来，在步骤105，将基准机械压缩比CR加上校正值ΔCR以计算最终机械压缩比CRO(＝CR+ΔCR)，并且使机械压缩比为此机械压缩比CRO。

Claims (19)

1.一种火花点火式内燃发动机，其设置有能够控制进气门的闭合正时的可变正时机构和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，并且控制所述进气门的闭合正时以控制馈送到燃烧室中的进气量，其中，在大气压力降低时使得所述进气门的闭合正时靠近进气下止点，并在大气压力降低或大气温度升高时降低所述机械压缩比，使得即使在大气压力改变时也能获得与所需扭矩一致的输出扭矩。
2.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气压力越低，则使得所述进气门的闭合正时越靠近进气下止点，并且大气压力越低或大气温度越高，则所述机械压缩比降低，使得即使在大气压力改变时也能获得与所需扭矩一致的输出扭矩。
3.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，预先存储所述进气门的基准闭合正时，在大气压力为预定的基准大气压力时通过所述基准闭合正时获得与所需扭矩一致的输出扭矩，并且，当大气压力降到低于所述基准大气压力时，使得所述进气门的闭合正时从所述基准闭合正时精确地以预定校正量靠近进气下止点。
4.如权利要求3所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气压力从所述基准大气压力降低得越多，则所述进气门的闭合正时的所述校正量增加得越多。
5.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，预先存储所述进气门的基准闭合正时，在大气压力为预定的基准大气压力时通过所述基准闭合正时获得与所需扭矩一致的输出扭矩，并且，当大气压力升到高于所述基准大气压力时，使得所述进气门的闭合正时相对于所述基准闭合正时精确地以预定校正量远离进气下止点。
6.如权利要求5所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气压力从所述基准大气压力升高得越多，则所述进气门的闭合正时的所述校正量增加得越多。
7.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当大气压力降到低于预定的基准大气压力时，所述机械压缩比精确地以预定的校正量从所述基准大气压力下的基准机械压缩比降低。
8.如权利要求7所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气压力从所述基准大气压力降低得越多，则所述机械压缩比的所述校正量增加得越多。
9.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当大气压力升到高于预定的基准大气压力时，所述机械压缩比精确地以预定的校正量从所述基准大气压力下的基准压缩比增加。
10.如权利要求9所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气压力从所述基准大气压力升高得越多，则所述机械压缩比的所述校正量增加得越多。
11.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当大气温度从预定的基准大气温度升高时，所述机械压缩比精确地以预定的校正量从所述基准大气温度下的基准机械压缩比降低。
12.如权利要求11所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气温度从所述基准大气温度升高得越多，则所述机械压缩比的所述校正量增加得越多。
13.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当大气温度从预定的基准大气温度降低时，所述机械压缩比精确地以预定的校正量从所述基准大气压力下的基准机械压缩比增加。
14.如权利要求13所述的火花点火式内燃发动机，其中，大气温度从所述基准大气温度降低得越多，则所述机械压缩比的所述校正量增加得越多。
15.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当使得所述进气门的闭合正时靠近进气下止点时，所述机械压缩比降低以降低压缩终点压力从而降低压缩和温度，使得即使在大气压力降低时也能获得与所需扭矩一致的输出扭矩。
16.如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中，当使得所述进气门的闭合正时靠近进气下止点时，如果所述压缩终点温度和压缩终点压力超过能够执行正常燃烧的许可极限值，则所述机械压缩比降低到这样的机械压缩比:其中所述压缩终点温度和压缩终点压力为所述许可极限值。
17.如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当所需扭矩变低时，使得所述进气门的闭合正时朝远离进气下止点的方向移动到能够对馈送到所述燃烧室中的进气量进行控制的极限闭合正时。
18.如权利要求17所述的火花点火式内燃发动机，其中，在所需扭矩低于所述进气门的闭合正时达到所述极限闭合正时时的所需扭矩的区域中，使用设置在发动机进气通道中的节气门来控制馈送到所述燃烧室中的进气量。
19.如权利要求17所述的火花点火式内燃发动机，其中，在所需扭矩低于所述进气门的闭合正时达到所述极限闭合正时时的所需扭矩的区域中，所需扭矩越低，则使得空燃比越大。
CN2007800056556A 2006-11-10 2007-10-01 火花点火式内燃发动机 Expired - Fee Related CN101384809B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP305160/2006 2006-11-10
JP2006305160A JP4259569B2 (ja) 2006-11-10 2006-11-10 火花点火式内燃機関
PCT/JP2007/069528 WO2008056494A1 (en) 2006-11-10 2007-10-01 Spark ignition type internal combustion engine

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN101384809A true CN101384809A (zh) 2009-03-11
CN101384809B CN101384809B (zh) 2011-08-03

Family

ID=38670983

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN2007800056556A Expired - Fee Related CN101384809B (zh) 2006-11-10 2007-10-01 火花点火式内燃发动机

Country Status (11)

Country Link
US (1) US7882821B2 (zh)
EP (1) EP2054601B1 (zh)
JP (1) JP4259569B2 (zh)
KR (1) KR101020494B1 (zh)
CN (1) CN101384809B (zh)
BR (1) BRPI0708960B1 (zh)
DE (1) DE602007004631D1 (zh)
ES (1) ES2339301T3 (zh)
MX (1) MX2008011039A (zh)
RU (1) RU2403421C2 (zh)
WO (1) WO2008056494A1 (zh)

Families Citing this family (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR2914950B1 (fr) * 2007-04-16 2012-06-15 Vianney Rabhi Dispositif permettant de mesurer directement sur le piston le rapport volumetrique effectif d'un moteur a taux de compression variable.
JP4367548B2 (ja) * 2007-11-06 2009-11-18 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP4428442B2 (ja) * 2007-11-08 2010-03-10 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
CN101842567B (zh) * 2009-01-07 2013-03-13 丰田自动车株式会社 发动机控制装置
JP4816785B2 (ja) * 2009-02-20 2011-11-16 マツダ株式会社 ターボ過給機付きエンジンの制御方法および制御装置
BRPI0904318B1 (pt) * 2009-06-15 2020-11-03 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha motor de combustão interna do tipo ignição por centelha
DE112009005486B4 (de) * 2009-12-28 2018-10-04 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Brennkraftmaschine mit Funkenzündung
DE102012024318A1 (de) * 2012-12-13 2014-06-18 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zum Betreiben einer Brennkraftmaschine
EP2837804A1 (en) * 2013-08-13 2015-02-18 Caterpillar Motoren GmbH & Co. KG Operating internal combustion engines
JP6464961B2 (ja) * 2015-08-26 2019-02-06 日産自動車株式会社 エンジンの制御装置
JP6464962B2 (ja) * 2015-08-26 2019-02-06 日産自動車株式会社 エンジンの制御装置
DE102018212247A1 (de) 2018-07-24 2020-01-30 Volkswagen Aktiengesellschaft Verfahren zum Steuern und/oder Regeln des Betriebs eines Verbrennungsmotors, insbesondere eines Verbrennungsmotors eines Kraftfahrzeugs, insbesondere zumindest teilweise arbeitend nach dem Miller-Verfahren

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5922055B2 (ja) 1978-12-22 1984-05-24 日産自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JPS6260934A (ja) 1985-09-10 1987-03-17 Toyota Motor Corp 可変圧縮比装置付機械式過給エンジン
DE3925893A1 (de) 1989-08-04 1991-02-07 Kufner Textilwerke Gmbh Vollsynthetische heisssiegelfaehige hemdeinlage
JPH0486338A (ja) 1990-07-27 1992-03-18 Isuzu Motors Ltd エンジンの圧縮比可変装置
JP3123398B2 (ja) * 1995-07-26 2001-01-09 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の連続可変バルブタイミング制御装置
JP3500951B2 (ja) 1998-03-09 2004-02-23 株式会社日立製作所 ノンスロットル式の圧縮着火式内燃機関およびその制御方法
JP3956073B2 (ja) 1998-12-02 2007-08-08 株式会社デンソー 内燃機関用バルブタイミング制御装置
JP4135488B2 (ja) * 2002-12-16 2008-08-20 日産自動車株式会社 エンジンの吸気制御装置
JP4345307B2 (ja) * 2003-01-15 2009-10-14 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置
JP4103769B2 (ja) * 2003-10-23 2008-06-18 トヨタ自動車株式会社 内燃機関の制御装置
JP4046086B2 (ja) * 2004-01-21 2008-02-13 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比内燃機関
JP4470937B2 (ja) * 2006-12-04 2010-06-02 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP4450026B2 (ja) * 2007-07-12 2010-04-14 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関

Also Published As

Publication number Publication date
EP2054601A1 (en) 2009-05-06
BRPI0708960B1 (pt) 2020-05-05
US7882821B2 (en) 2011-02-08
KR101020494B1 (ko) 2011-03-09
CN101384809B (zh) 2011-08-03
WO2008056494A1 (en) 2008-05-15
DE602007004631D1 (de) 2010-03-18
KR20080113373A (ko) 2008-12-30
RU2008137631A (ru) 2010-03-27
EP2054601B1 (en) 2010-01-27
JP4259569B2 (ja) 2009-04-30
JP2008121499A (ja) 2008-05-29
MX2008011039A (es) 2008-09-10
BRPI0708960A2 (pt) 2011-06-28
RU2403421C2 (ru) 2010-11-10
ES2339301T3 (es) 2010-05-18
US20090012700A1 (en) 2009-01-08

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN101384809B (zh) 火花点火式内燃发动机
EP2021603B1 (en) Method of controlling a spark ignition type internal combustion engine
US8109243B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
EP2024621B1 (en) Method of controlling a mechanical compression ratio and a closing timing of an intake valve
CN101548086B (zh) 运转火花点火式内燃发动机的方法
US8794199B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
KR101032288B1 (ko) 불꽃 점화식 내연기관
CA2695694C (en) Spark ignition type internal combustion engine
US8322315B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
US8352157B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
US8413618B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
US8938959B2 (en) Spark ignition-type internal combustion engine
US8276554B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
US8596233B2 (en) Spark ignition type internal combustion engine
JPH08170550A (ja) 内燃機関のバルブタイミング制御装置

Legal Events

Date Code Title Description
C06 Publication
PB01 Publication
C10 Entry into substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
C14 Grant of patent or utility model
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20110803

Termination date: 20201001

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee