CN101688480B - 火花点火式内燃发动机及其控制方法 - Google Patents

火花点火式内燃发动机及其控制方法 Download PDF

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Abstract

本发明涉及火花点火式内燃发动机及其控制方法。火花点火式内燃发动机包括变更机械压缩比的可变压缩比机构(A)和控制进气门关闭的气门关闭正时的可变气门正时机构(B)，其中，供应进燃烧室(15)的进气量是通过变更进气门(7)的气门关闭正时来控制的，以及当空燃比从第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，使进气门(7)的气门关闭正时接近进气下死点直至空燃比变得等于第二目标空燃比，而不变更燃料喷射量。

Description

火花点火式内燃发动机及其控制方法
技术领域
本发明涉及火花点火式内燃发动机及控制该火花点火式内燃发动机的方法。 
背景技术
现有的火花点火式内燃发动机包括用于变更机械压缩比的可变压缩比机构和用于控制进气门关闭的气门关闭正时的可变气门正时机构，其中，在发动机中负荷或高负荷运转期间，随着施加给发动机的负荷减小，机械压缩比增大且进气门的气门关闭正时延迟，而实际压缩比保持不变(参见日本专利申请公开文献No.2004-218522)。 
在这种内燃发动机中，当例如空燃比从理论空燃比变更为稀空燃比时，如果燃料喷射量减少，则输出转矩急剧地减小，因而发生转矩变动。此情况下，有必要变更空燃比，以便不发生转矩变动。然而，上述内燃发动机没有教导如何变更空燃比以防止发生转矩变动。 
发明内容
依据本发明的一方面，一种火花点火式内燃发动机包括：可变压缩比机构，该可变压缩比机构变更机械压缩比，该机械压缩比是由燃烧室容积与气缸工作容积之和除以该燃烧室容积而获得的；以及可变气门正时机构，该可变气门正时机构控制进气门关闭的气门关闭正时，其中，供应进燃烧室的进气量是通过变更进气门的气门关闭正时来控制的，以及当空燃比从第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，使进气门的气门关闭正时接近进气下死点直至空燃比变得等于第二目标空燃比，而不变更燃料喷射量。 
依据本发明的另一方面，在一种控制火花点火式内燃发动机的方法中，该火花点火式内燃发动机包括：可变压缩比机构，该可变压缩比机构 变更机械压缩比，该机械压缩比是由燃烧室容积与气缸工作容积之和除以该燃烧室容积而获得的，以及可变气门正时机构，该可变气门正时机构控制进气门关闭的气门关闭正时，其中，通过变更进气门的气门关闭正时来控制供应进燃烧室的进气量；以及当空燃比从第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，使进气门的气门关闭正时接近进气下死点直至空燃比变得等于第二目标空燃比，而不变更燃料喷射量。 
借助本发明的上述方面，能够变更空燃比，而不会导致转矩变化。 
附图说明
自以下参照附图对示范实施例的说明，本发明的前述及其它特征和优点将变得明显，其中，相同的数字用于表示相同的部件，且其中： 
图1是火花点火式内燃发动机的全体图； 
图2是可变压缩比机构的分解透视图； 
图3A和3B是内燃发动机的示意侧截面图； 
图4示出可变气门正时机构； 
图5是示出进气门和排气门的升程量的示图； 
图6A至6C是用于说明机械压缩比、实际压缩机和膨胀比的示图； 
图7示出理论热效率与膨胀比之间的关系； 
图8A和8B是用于说明正常循环与超高膨胀比循环的示图； 
图9是示出对应于施加给发动机的负荷，机械压缩比等的变化的示图； 
图10是示出空燃比变更时进气门的气门关闭正时等的变化的时序图； 
图11是用于执行运转控制的流程图； 
图12A和12B是示出进气门的气门关闭正时的映射的示图；以及 
图13示出实际压缩比与机械压缩比的减小量之间的关系。 
具体实施方式
图1示出火花点火式内燃发动机的侧截面图。参照图1，分别地，参考数字1指示曲轴箱；2，气缸体；3，气缸盖；4，活塞；5，燃烧室；6，设 在燃烧室5的顶面中央部的火花塞；7，进气门；8，进气口；9，排气门；以及10，排气口。进气口8经由进气管11与稳压箱12连接。各进气管11都设有用于将燃料喷进对应进气口8的燃料喷射阀13。注意，燃料喷射阀13可设在各燃烧室5内，而非安装在各进气管11内。 
稳压箱12经由进气道14与空气滤清器15连接。进气道14内设有由致动器16驱动的节气门17和使用例如热线的进气量检测器18。另一方面，排气口10经由排气歧管19与采用例如三元催化剂的催化转化器20连接，空燃比传感器20设在排气歧管19内。 
在图1所示的实施例中，可变压缩比机构A设在曲轴箱1与气缸体2之间的连结部。可变压缩比机构A通过变更曲轴箱1与气缸体2之间沿气缸轴线方向的相对位置来变更当活塞4位于压缩上死点时燃烧室5的容积。另外，可变气门正时机构B提供用于变更实际压缩开始的正时。可变气门正时机构B控制进气门7关闭的气门关闭正时。 
电子控制单元30是数字计算机且包括经由双向母线31相互连接的只读存储器(ROM)32、随机存取存储器(RAM)33、微处理器(CPU)34、输入口35和输出口36。来自进气量检测器18的输出信号和来自空燃比传感器21的输出信号经由各自的模/数(A/D)转换器37输入给输入口35。用于生成同加速器踏板40的下压量L成比例的输出电压的负荷传感器41与加速器踏板40连接，来自负荷传感器41的输出电压经由对应一个A/D转换器37输入给输入口35。另外，用于每当曲轴转动例如30度就生成输出脉冲的曲轴转角传感器42与输入口35连接。另一方面，输出口36经由对应的驱动电路38与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门致动器16、可变压缩比机构A和可变气门正时机构B连接。 
图2示出图1所示可变压缩比机构A的分解透视图。图3A和3B示出内燃发动机的示意侧截面图。参照图2，多个相互分隔的突出部50形成在气缸体的两侧壁的下部区域，具有圆形截面的凸轮插入孔51形成在各突出部50内。另一方面，多个相互分隔且装配到对应突出部50之间空间内的突出部52形 成在曲轴箱1的上表面上，具有圆形截面的凸轮插入孔53形成在各突出部52内。 
如图2所示，提供有一对凸轮轴54和55，可转动地装配到各自的凸轮插入孔51内的圆形凸轮56安装在凸轮轴54和55上。这些圆形凸轮56与凸轮轴54和55的转动轴线共轴。另一方面，相对于各凸轮轴54和55的转动轴线偏心配置的偏心轴57在各对圆形凸轮56之间延伸，如图3A和3B中利用阴影示出的，另一圆形凸轮58偏心且可转动地装配到偏心轴57上。如图2所示，这些圆形凸轮58设在圆形凸轮56之间，且各圆形凸轮58可转动地插入对应的凸轮插入孔53内。 
如果当机构处于图3A所示的状态时固定于凸轮轴54和55上的圆形凸轮56朝向如图3A中实箭头所示的相反方向转动时，偏心轴57移动至下方中央位置。由此，圆形凸轮58如图3A中的虚箭头所示在凸轮插入孔53内朝向与圆形凸轮56的转动方向相反的方向转动，且当偏心轴57如图3B所示到达下方中央位置时，圆形凸轮58的中心到达偏心轴57下方的位置。 
如通过比较图3A和3B可以理解的，曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置由圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离决定。随着圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离增大，气缸体2移动离开曲轴箱1。随着气缸体2移动离开曲轴箱1时，活塞4位于压缩上死点时燃烧室5的容积增大，由此，通过转动凸轮轴54和55，可以变更活塞4位于压缩上死点时燃烧室5的容积。 
如图2所示，一对具有相互反向的螺旋齿的蜗轮61和62固定在用于朝向如图2所示的相反方向转动凸轮轴54和55的驱动电机59的转轴上。与蜗轮61和62啮合的齿轮63和64固定在凸轮轴54和55的端部上。此实施例中，通过驱动此驱动电机59，可在广范围内变更活塞4位于压缩上死点时燃烧室5的容积。注意，图1，2，3A和3B所示的可变压缩比机构A仅为一例，本发明可应用于任意类型的可变压缩比机构。 
图4示出与图1所示驱动进气门7的凸轮轴70的一端连接的可变气门正时机构B。参照图4，可变气门正时机构B包括：利用发动机的曲轴经由正时带朝箭头所示的方向转动的正时带轮71；与正时带轮71一起转动的筒形壳体72；与进气门驱动凸轮轴70一起转动且可相对于筒形壳体72转动的转轴73；从筒形壳体72的内周面延伸至转轴73的外周面的多个分隔壁74；以及在分隔壁74之间从转轴73的外周面延伸至筒形壳体72的内周面的叶片75。提前用液压室76和延迟用液压室77形成在各叶片75的两侧上。
液压室76和77的液压流体的供给控制由液压流体供给控制阀78执行。液压流体供给控制阀78包括：分别与液压室76和77连接的液压口79和80；供从液压泵81排出的液压流体使用的供给口82；一对排泄口83和84；以及用于控制这些口79，80，82，83和84之间的连通和切断的滑阀85。 
当选气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位应提前时，滑阀85在图4中移向右方，以经由液压口79将经由供给口82供给的液压流体供应给提前用液压室76，而延迟用液压室77内的液压流体经由排泄口84排出。此情况下，转轴73朝向箭头所示的方向相对于筒形壳体72转动。 
另一方面，当进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位应延迟时，滑阀85在图4中移向左方，以经由液压口80将经由供给口82供给的液压流体供应给延迟用液压室77，而提前用液压室76内的液压流体经由排泄口83排出。此情况下，转轴73朝向与箭头所示方向相反的方向相对于筒形壳体72转动。 
当滑阀85在转轴73正相对于筒形壳体72转动的同时返回图4所示的中立位置时，转轴73的相对转动停止且转轴73保持此时的相对转动位置。由此，能够利用可变气门正时机构B使进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位提前和延迟预期量。 
图5中，实线表示利用可变气门正时机构B使进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位最大提前的情况，虚线表示使进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位最大延迟的情况。由此，可在图5中实线给定的界限与虚线给定的界限之间的范围内选择性地设定进气门7打开的期间，还可将进气门7的气门关闭正时设定为图5中箭头C所示范围内的选定曲轴转角。 
图1至4所示的可变气门正时机构B仅为一例，可采用各种可变气门正时机构，例如，可变更进气门的气门关闭正时而进气门打开的气门打开正时保持不变的可变气门正时机构B。 
接着，参照图6A至6C，将说明本说明书中使用的术语的意思。图6A至6C中，出于说明目的，示出一种燃烧室容积为50ml且气缸工作容积为500ml的发动机。图6A至6C中的燃烧室容积指当活塞位于压缩上死点时燃烧室的容积。 
图6A说明机械压缩比。机械压缩比是由燃烧室容积和压缩行程期间的气缸工作容积自动确定的值，且用(燃烧室容积+气缸工作容积)/(燃烧室容积)表示。在图6A所示例子的情况下，机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。 
图6B说明实际压缩比。实际压缩比是由燃烧室容积和从实际压缩开始时至活塞到达上死点时的气缸工作容积确定的值，且用(燃烧室容积+实际气缸工作容积)/(燃烧室容积)表示。具体地，如图6B所示，即便活塞在压缩行程中开始上升，在进气门打开的同时，压缩也不实际进行，当进气门关闭时，压缩才开始。因此，实际压缩比用实际气缸工作容积如上所述表示。在图6B所示例子的情况下，实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。 
图6C说明膨胀比。膨胀比是由膨胀行程期间的气缸工作容积和燃烧室容积确定的值，且用(燃烧室容积+气缸工作容积)/(燃烧室容积)表示。在图6C所示例子的情况下，膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。 
接着，参照图7，8A和8B，将说明本发明的基本特征。图7示出理论热效率与膨胀比之间的关系。图8A和8B示出依据本发明的负荷选择性使用的正常循环与超高膨胀比循环之间的比较。 
图8A示出进气门在下死点附近关闭且利用活塞进行的压缩在进气下死点附近开始的正常循环。与图6A至6C所示例子的情况一样，在图8A所示例子中，燃烧室容积为50ml且气缸工作容积为500ml。如自图8A可见的，在正常循环的情况下，机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比近似11，且膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。因此，在正常内燃发动机中，机械压缩比、实际压缩比和膨胀比基本相等。 
图7中，实线表示当实际压缩比和膨胀比基本相等时即正常循环情况下理论热效率如何变化。此情况下，自图7可见，随着膨胀比增大即随着实际压缩比增大，理论热效率增大。因此，在正常循环中，为增大理论热效率，增大实际压缩比足以。然而，由于发动机高负荷运转期间发生爆震(爆燃)带来的限制，实际压缩比的上限约12，因此在正常循环中，理论热效率不能充分地增大。 
此状况下，本发明人对理论热效率的提高进行了研究，其中，严格地区分机械压缩比和实际压缩比。结果，本发明人发现膨胀比对于确定理论热效率起支配作用，而实际压缩比几乎不影响理论热效率。具体地，当实际压缩比增大时，尽管爆发力增大，但需要更多的能量来执行压缩。为此，即便在实际压缩比增大时，理论热效率也几乎不增大。 
另一方面，当膨胀比增大时，膨胀行程过程中下压力施加在活塞上的期间延长，使得活塞给曲轴施加力矩的期间延长。由此，随着膨胀比增大，理论热效率增大。图7中的虚线表示在实际压缩比固定为10的状态下当膨胀比增大时热效率如何变化。如自图7可见，在实际压缩比维持低值的状态下当膨胀比增大时理论热效率的增大量与如图7中实线所示当实际压缩比和膨胀比都增大时理论热效率的增大量之间没有任何显著的差异。 
当实际压缩比维持低值时，不发生爆震。因此，当膨胀比在实际压缩比维持低值的状态下增大时，可在防止发生爆震的同时显著增大理论热效率。图8B示出利用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B在维持实际压缩比于低值的同时膨胀比增大的一例。 
参照图8B，此例中，燃烧室容积通过可变压缩比机构A从50ml减小至20ml。另一方面，进气门关闭正时利用可变气门正时机构B延迟，以使实际气缸工作容积从500ml减小至200ml。结果，此例中，实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml＝11，且膨胀比为(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8A所示的正常循环中，如前所述，实际压缩比近似11且膨胀比为11。与此情况相比，可理解在图8B所示的情况下仅膨胀比增至26。这是为何此循环被称为超高膨胀比循环的原因。 
一般，如前所述，在内燃发动机的情况下，当施加给发动机的负荷低时，热效率低。因此，为提高车辆运行时的热效率即改善燃料燃烧效率，有必要提高发动机低负荷运转期间的热效率。然而，在图8B所示的超高膨胀比循环的情况下，压缩行程过程中实际气缸工作容积小，因此可吸入燃烧室5内的进气量少。由此，除了当施加给发动机的负荷较低时以外，不能采用超高膨胀比循环。因此，本发明中，在发动机低负荷运转期间采用图8B所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负荷运转期间采用图8A所示的正常循环。 
接着，参照图9，将说明运转控制的整个顺序。图9示出机械压缩比、膨胀比、进气门7的气门关闭正时、实际压缩比、进气量、节气门17的开度和泵送损失依据施加给发动机的负荷的变化。注意，在本发明的实施例中，燃烧室5内的平均空燃比通常基于空燃比传感器21的输出信号被反馈控制为理论空燃比，以能够利用催化转化器20中的三元催化剂同时减少排气中未燃烧的HC、CO和NOX。 
如前所述，在发动机高负荷运转期间，实行图8A所示的正常循环。因此，如图9所示，此情况下，机械压缩比低且因而膨胀比低，另外如图9中的实线所示，进气门7的气门关闭正时如图5中的实线所示提前。另外，此情况下，如实线所示，进气量大，且节气门17的开度保持全开或者基本全开，使得泵送损失为零。 
另一方面，当发动机负荷如图9所示减小时，机械压缩比相应地增大，且膨胀比也增大。另外，此情况中，如实线所示，随着施加给发动机的负荷如实线所示减小，进气门7的气门关闭正时延迟，使得实际压缩比保持基本不变。注意，此情况下同样，节气门17保持全开或者基本全开，因而供应进燃烧室5的进气量不通过采用节气门17而通过变更进气门7的气门关闭正时来控制。此情况下同样，泵送损失为零。 
当发动机在高负荷下运转且然后施加给该发动机的负荷减小时，机械压缩比随着进气量的减少而增大，而实际压缩比几乎不变。具体地，当活塞4到达压缩上死点时燃烧室5的容积与进气量的减少成比例地减小。因 此，当活塞4到达压缩上死点时燃烧室5的容积与进气量的减少成比例地变化。这意味着当活塞4到达压缩上死点时燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化，因为燃烧室5内的空燃比是理论空燃比。 
随着发动机负荷进一步减小，机械压缩比进一步增大。当机械压缩比到达由燃烧室5的构造决定的极限机械压缩比时，机械压缩比在负荷低于发动机负荷L1的区域内保持此极限机械压缩比，在该发动机负荷L1，机械压缩比到达极限机械压缩比。由此，在发动机低负荷运转期间，机械压缩比变得最大，且膨胀比也变得最大。换句话说，本发明中，在发动机低负荷运转期间，使机械压缩比最大化以能够获得最大膨胀比。另外，实际压缩比如实线所示维持基本与发动机中负荷或高负荷运转期间的实际压缩比相同。 
另一方面，如图9中的实线所示，随着发动机负荷减小，进气门7的气门关闭正时延迟至极限气门关闭正时，极限气门关闭正时给定这样一种界限，在该界限内，能控制供应进燃烧室5的进气量。然后，进气门7的气门关闭正时在负荷低于发动机负荷L2的区域内保持此极限气门关闭正时，在该发动机负荷L2，进气门7的气门关闭正时到达极限气门关闭正时。当进气门7的气门关闭正时保持极限气门关闭正时时，进气量不能通过变更进气门7的气门关闭正时来控制，因而有必要采用其它装置来控制进气量。 
对于图9所示的实施例，此情况下，也就是说，在负荷低于进气门7的气门关闭正时到达极限气门关闭正时的发动机负荷L2的区域内，供应进燃烧室5的进气量如实线所示利用节气门17控制。然而，当利用节气门17控制进气量时，泵送损失如图9中的实线所示增大。 
如图9中的实线所示，当发动机转速低于预定值时，实际压缩比保持基本不变而与发动机负荷无关。实际压缩比在发动机中负荷或高负荷运转的实际压缩比的近似10％内，优选5％内。在本发明实施例的情况下，当发动机转速低时，实际压缩比近似10±1即9至11。然而，当发动机转速高于预定值时，混合气体在燃烧室5内产生乱流，因此发生爆震的可能性降低。由此，在本发明实施例中，随着发动机转速增大，实际压缩比增大。 
同时，如前所述，在图8B所示的超高膨胀比循环的情况下，膨胀比为26。较高膨胀比是所希望的。当膨胀比等于或高于20时，可获得较高的理论热效率。因此，本发明中，可变压缩比机构A被构造成使膨胀比变得等于或高于20。 
另一方面，如图9中的虚线所示，还可通过使进气门7的气门关闭正时随着发动机负荷减小而提前来控制进气量而不采用节气门17。因此，图9中实线所示的情况和虚线所示的情况总述如下。在本发明实施例中，进气门7的气门关闭正时在极限气门关闭正时L2所限定的范围内移动离开进气下死点BDC，该极限气门关闭正时给定这样一种界限，在此界限内，能控制供应进燃烧室的进气量。 
如前所述，在本发明实施例中，燃烧室5内的平均空燃比通常是理论空燃比，且图9中的实线表示此情况下的值。另一方面，在本发明实施例的情况下，空燃比依据需要从理论空燃比变更为稀空燃比。图10示出当空燃比按照这种方式从理论空燃比变更为稀空燃比时导致的进气门7的气门关闭正时、进气量、实际压缩比等的变化。 
参照图10，当目标空燃比(要求空燃比)在时间t由理论空燃比变更为稀空燃比时，燃料喷射量不变化，使进气门7的气门关闭正时接近进气下死点BDC。在图10所示的例子中，进气门7的气门关闭正时朝向进气下死点BDC提前。当进气门7的气门关闭正时提前时，进气量增大，由此，空燃比由理论空燃比变更为稀空燃比。然而，此操作中，燃料喷射量不变化，因此输出转矩几乎不变化。 
具体地，本发明中，当空燃比由第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，使进气门7的气门关闭正时接近进气下死点直至空燃比变得等于第二目标空燃比，而不改变燃料喷射量。在图10所示的例子中，第一目标空燃比是理论空燃比，第二目标空燃比是稀空燃比。然而，第一目标空燃比可以是浓空燃比。 
另一方面，当进气门7的气门关闭正时在图10中的时间t提前时，实际压缩比增大。稀混合气体比理论混合气体更难以燃烧。然而，在本发明实 施例中，当空燃比由理论空燃比变更为稀空燃比时，实际压缩比如前所述增大。因此，即便在空燃比稀时，也能够获得良好的燃烧。具体地，对于本发明，当空燃比变更时，转矩不发生任何变化，另外，即便在空燃比变更后，也可良好地燃烧稀混合气体。 
图10所示的例子中，即便当进气门7的气门关闭正时在时间t提前时，机械压缩比也如实线所示不变化。然而，当此发生时，即当空燃比由第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，机械压缩比可如图10中的虚线所示减小。特别的，当实际压缩比过度增大且超过发生爆震的容许界限时，优选减小机械压缩比。为此，在本发明实施例的情况下，如果当空燃比由第一目标空燃比增至第二目标空燃比时实际压缩比超过预定容许界限，则机械压缩比减小。 
当空燃比为第二目标空燃比时即当空燃比稀时进气门7的气门关闭正时、进气量、节气门开度和泵送损失的变化用图9中的虚线表示。当空燃比由稀空燃比变更为理论空燃比时，发动机的状态从图9中虚线所示的状态返回实线所示的状态。 
图11示出运转控制程序。参照图11，首先，在步骤100计算燃料喷射量。然后，在步骤101，基于图12A所示的映射来计算进气门7关闭的气门关闭正时ICS。具体地，当空燃比为理论空燃比时将规定进气量供应进燃烧室5所需的进气门7的气门关闭正时ICS预先以图12A所示映射的形式作为发动机负荷L和发动机转速N的函数储存在ROM32中。进气门7的气门关闭正时ICS基于此映射来计算。随后，在步骤102，计算目标实际压缩比(要求实际压缩比)。接着，在步骤103，计算使实际压缩比为目标实际压缩比所需的机械压缩比CR。 
接着，在步骤104，判断是否应使空燃比为稀空燃比即第二目标空燃比。当判定不应使空燃比为稀空燃比时，即当判定应使空燃比为理论空燃比即第一目标空燃比时，程序前进至步骤105。在步骤105，控制可变压缩比机构A以使机械压缩比为机械压缩比CR，并控制可变气门正时机构B以使进气门7的气门关闭正时为气门关闭正时ICS。 
另一方面，当在步骤104判定应使空燃比为稀空燃比时，程序前进至步骤106，基于图12B所示的映射来计算进气门7关闭的气门关闭正时ICL。具体地，当空燃比为稀空燃比时将规定进气量供应进燃烧室5所需的进气门7的气门关闭正时ICL预先以图12B所示映射的形式作为发动机负荷L和发动机转速N的函数储存在ROM32中。进气门7的气门关闭正时ICL基于此映射来计算。随后，在步骤107，基于进气门7的气门关闭正时ICL计算目标实际压缩比。 
然后，在步骤108，依据图13所示的关系基于实际压缩比计算机械压缩比减小的减小量ΔCR。如图13所示，当实际压缩比超过容许界限P0时，机械压缩比的减小量ΔCR随着实际压缩比增大而增大。接着，在步骤109，通过从步骤103算出的且当空燃比为理论空燃比时采用的机械压缩比CR中减去此减小量ΔCR，计算最终机械压缩比CR。在步骤S105，控制可变压缩比机构A以使机械压缩比为最终机械压缩比CR，并控制可变气门正时机构B以使进气门7的气门关闭正时为气门关闭正时ICL。 

Claims (28)

1.一种火花点火式内燃发动机，其特征在于包括：
可变压缩比机构(A)，所述可变压缩比机构变更机械压缩比，所述机械压缩比是由燃烧室(5)的容积与气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的，其中所述燃烧室(5)的容积被定义为当活塞(4)位于压缩上死点时的所述燃烧室(5)的容积，以及
可变气门正时机构(B)，所述可变气门正时机构控制进气门(7)关闭的气门关闭正时，其中
供应进所述燃烧室(5)的进气量是通过变更所述进气门(7)的所述气门关闭正时来控制的，以及
当空燃比从第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，使所述进气门(7)的所述气门关闭正时接近进气下死点直至所述空燃比变得等于所述第二目标空燃比，而不变更燃料喷射量，其中，当所述空燃比从所述第一目标空燃比增至所述第二目标空燃比时，所述机械压缩比减小。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当所述空燃比从所述第一目标空燃比增至所述第二目标空燃比时，实际压缩比增大，所述实际压缩比是由所述燃烧室(5)的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的。
3.根据权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中，当所述空燃比从所述第一目标空燃比增至所述第二目标空燃比时，所述机械压缩比在实际压缩比超过容许界限时减小，所述实际压缩比是由所述燃烧室(5)的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的。
4.根据权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中，所述第一目标空燃比是理论空燃比或者浓空燃比，而所述第二目标空燃比是稀空燃比。
5.根据权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机低负荷运转期间，所述机械压缩比被最大化以获得最大膨胀比，以及当所述空燃比等于所述第一目标空燃比时，使用于发动机低负荷运转的实际压缩比基本等于用于发动机中负荷或高负荷运转的实际压缩比，所述实际压缩比是由所述燃烧室(5)的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的。
6.根据权利要求5所述的火花点火式内燃发动机，其中，所述最大膨胀比等于或大于20。
7.根据权利要求5所述的火花点火式内燃发动机，其中，当发动机转速低于预定值时，所述实际压缩比在用于发动机中负荷或高负荷运转的实际压缩比的近似90％至110％的范围内，而与施加给发动机的负荷无关。
8.根据权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中，所述进气门(7)的所述气门关闭正时在极限气门关闭正时所限定的范围内移动离开进气下死点，所述极限气门关闭正时给定这样一种界限，在所述界限内，能控制供应进所述燃烧室(5)的进气量。
9.根据权利要求8所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机负荷高于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，不通过使用配置在发动机的进气通路(14)中的节气门(17)而通过变更所述进气门(7)的所述气门关闭正时来控制供应进所述燃烧室(5)的所述进气量。
10.根据权利要求9所述的火花点火式内燃发动机，其中，在所述发动机负荷高于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述节气门(17)保持全开。
11.根据权利要求8所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机负荷低于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，通过使用配置在发动机的进气通路(14)中的节气门(17)来控制供应进所述燃烧室(5)的所述进气量。
12.根据权利要求8所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机负荷低于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述进气门(7)的所述气门关闭正时被保持于所述极限气门关闭正时。
13.根据权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中，随着施加给发动机的负荷减小，所述机械压缩比增至极限机械压缩比。
14.根据权利要求13所述的火花点火式内燃发动机，其中，在所述发动机负荷比所述机械压缩比到达所述极限机械压缩比时的发动机负荷低的区域内，所述机械压缩比被保持于所述极限机械压缩比。
15.一种控制火花点火式内燃发动机的方法，所述火花点火式内燃发动机包括：
可变压缩比机构(A)，所述可变压缩比机构变更机械压缩比，所述机械压缩比是由燃烧室(5)的容积与气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的，其中所述燃烧室(5)的容积被定义为当活塞(4)位于压缩上死点时的所述燃烧室(5)的容积，以及
可变气门正时机构(B)，所述可变气门正时机构控制进气门(7)关闭的气门关闭正时，
所述方法的特征在于包括：
通过变更所述进气门(7)的所述气门关闭正时来控制供应进所述燃烧室(5)的进气量；以及
当空燃比从第一目标空燃比增至第二目标空燃比时，使所述进气门(7)的所述气门关闭正时接近进气下死点直至所述空燃比变得等于所述第二目标空燃比，而不变更燃料喷射量，其中，当所述空燃比从所述第一目标空燃比增至所述第二目标空燃比时，所述机械压缩比减小。
16.根据权利要求15所述的方法，其中，当所述空燃比从所述第一目标空燃比增至所述第二目标空燃比时，实际压缩比增大，所述实际压缩比是由所述燃烧室(5)的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的。
17.根据权利要求15或16所述的方法，其中，当所述空燃比从所述第一目标空燃比增至所述第二目标空燃比时，所述机械压缩比在实际压缩比超过容许界限时减小，所述实际压缩比是由所述燃烧室(5)的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的。
18.根据权利要求15或16所述的方法，其中，所述第一目标空燃比是理论空燃比或者浓空燃比，而所述第二目标空燃比是稀空燃比。
19.根据权利要求15或16所述的方法，其中，在发动机低负荷运转期间，使所述机械压缩比最大化以获得最大膨胀比，以及当所述空燃比等于所述第一目标空燃比时，使用于发动机低负荷运转的实际压缩比基本等于用于发动机中负荷或高负荷运转的实际压缩比，所述实际压缩比是由所述燃烧室(5)的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室(5)的容积而获得的。
20.根据权利要求19所述的方法，其中，所述最大膨胀比等于或大于20。
21.根据权利要求19所述的方法，其中，当发动机转速低于预定值时，所述实际压缩比在用于发动机中负荷或高负荷运转的实际压缩比的近似90％至110％的范围内，而与施加给发动机的负荷无关。
22.根据权利要求15或16所述的方法，其中，所述进气门(7)的所述气门关闭正时在极限气门关闭正时所限定的范围内移动离开进气下死点，所述极限气门关闭正时给定这样一种界限，在所述界限内，能控制供应进所述燃烧室(5)的进气量。
23.根据权利要求22所述的方法，其中，在发动机负荷高于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，不通过使用配置在发动机的进气通路(14)中的节气门(17)而通过变更所述进气门(7)的所述气门关闭正时来控制供应进所述燃烧室(5)的所述进气量。
24.根据权利要求23所述的方法，其中，在所述发动机负荷高于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述节气门(17)保持全开。
25.根据权利要求22所述的方法，其中，在发动机负荷低于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，通过使用配置在所述发动机的进气通路(14)中的节气门(17)来控制供应进所述燃烧室(5)的所述进气量。
26.根据权利要求22所述的方法，其中，在发动机负荷低于所述进气门(7)的所述气门关闭正时到达所述极限气门关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述进气门(7)的所述气门关闭正时被保持于所述极限气门关闭正时。
27.根据权利要求15或16所述的方法，其中，随着施加给发动机的负荷减小，所述机械压缩比增至极限机械压缩比。
28.根据权利要求27所述的方法，其中，在所述发动机负荷比所述机械压缩比到达所述极限机械压缩比时的发动机负荷低的区域内，所述机械压缩比被保持于所述极限机械压缩比。
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