CN101688481A - 火花点火式内燃发动机及其控制方法 - Google Patents

Abstract

一种火花点火式内燃发动机包括改变机械压缩比的可变压缩比机构以及改变实际压缩开始的开始正时的实际压缩开始正时改变机构。根据供给到气缸内的吸入气体的比热比来改变实际压缩比。

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以及用于控制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改变机械压缩比的可变压缩比机构和控制气门关闭正时——进气门在该正时关闭——的可变气门正时机构，其中在中等或者高发动机负荷运转期间，使用增压器进行增压，并且除此之外，在这样的中等或者高发动机负荷运转期间，在实际压缩比保持不变的状态下随着施加到发动机上的负荷降低，机械压缩比增加并且进气门的气门关闭正时推迟(例如，参见日本专利申请特开No.2004-218522)。

在火花点火式内燃发动机中，在紧邻燃烧之前的压缩冲程末期的燃烧室中气体的状态，例如燃烧室中气体的压力和温度，显著地影响燃烧。具体地，一般说来，当压缩冲程末期燃烧室中气体的压力和温度高时有助于燃烧。但是，当燃烧室中气体的压力和温度高时，可能发生爆震。因而，优选使得燃烧室中气体的压力和温度保持在最佳值，所述最佳值是不发生爆震的范围内的最大值。

当如在上述传统内燃发动机中一样实际压缩比保持恒定时，供给到燃烧室中的吸入气体总是以恒定的比率被压缩。但是，在这种情况下，压缩冲程末期燃烧室中气体的压力和温度根据供给到气缸内的吸入气体的比热比而显著地变化，并且当供给到气缸内的吸入气体的比热比增加时，压缩冲程末期燃烧室中的压力和温度相应增加。因而，存在即使在实际压缩比如上述传统内燃发动机的情况一样保持恒定时，燃烧室中气体的压力和温度也不能保持在最佳值的问题。

发明内容

根据本发明的一个方面，一种火花点火式内燃发动机包括：可变压缩比机构，所述可变压缩比机构改变由燃烧室的容积与气缸工作容积之和除以所述燃烧室的容积得到的机械压缩比；以及实际压缩开始正时改变机构，所述实际压缩开始正时改变机构改变实际压缩开始的开始正时。在该发动机中，由所述燃烧室的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室的容积得到的实际压缩比根据供给到气缸内的吸入气体的比热比而改变。

根据本发明的另一个方面，在一种控制火花点火式内燃发动机——所述火花点火式内燃发动机包括改变机械压缩比的可变压缩比机构和改变实际压缩开始的开始正时的实际压缩开始正时改变机构——的方法中，根据供给到气缸内的吸入气体的比热比改变实际压缩比。

根据本发明的上述方面，在压缩冲程末期燃烧室中气体的状态保持为最佳，因此能够实现不发生爆震的稳定且有利的燃烧。

附图说明

本发明的前述和其他特征及优点将从以下参照附图对示例性实施例的描述中变得清楚，其中类似的标号用于表示类似的元件，附图中：

图1是火花点火式内燃发动机的整体视图；

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性侧剖视图；

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提升量的示意图；

图6A至6C是用于说明机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的示意图；

图7示出理论热效率和膨胀比之间的关系；

图8A和8B是用于说明通常的循环和超高膨胀比循环的示意图；

图9是示出根据施加到发动机上的负荷，机械膨胀比等变化的示意图；

图10是示出气缸内压力变化的示意图；

图11示出比热比K和期望实际压缩比之间的关系；

图12是用于进行运转控制的流程图；和

图13是示出进气门关闭时的气门关闭正时的变化的示意图。

具体实施方式

图1示出火花点火式内燃机的侧剖示图。参考图1，参考标号1表示曲轴箱；参考标号2表示气缸体；参考标号3表示气缸盖；参考标号4表示活塞；参考标号5表示燃烧室；参考标号6表示设置在燃烧室5顶面中央部分处的火花塞；参考标号7表示进气门；参考标号8表示进气口；参考标号9表示排气门；参考标号10表示排气口。进气口8经由进气管11连接到稳压罐12。对于各个进气管11，设置有用于将燃料喷射到相应进气口8中的燃料喷射阀13。注意，燃料喷射阀13可以设置在各个燃烧室5上而不是安装在各个进气管11上。

稳压罐12经由进气管道14连接到空气净化器15上。设置在进气管道14中的是由致动器16驱动的节气门17和例如热线式的吸入空气量检测器18。同时，排气口10经由排气歧管19连接到例如包含三元催化剂的催化转化器20，并且在排气歧管19中设置有空燃比传感器21。

在图1所示的实施例中，可变压缩比机构A设置在曲轴箱1和气缸体2之间的接合部处。通过改变曲轴箱1和气缸体2之间沿着气缸轴线方向的相对位置，可变压缩比机构A改变当活塞4位于压缩上止点时的燃烧室的容积；此外，设置有用于改变实际压缩开始正时的实际压缩开始正时改变机构B。在图1所示的实施例中，实际压缩开始正时改变机构B是控制进气门7关闭时的气门关闭正时的可变气门正时机构。

电子控制单元30是数字计算机，并包括经由双向总线31彼此连接的只读存储器(ROM)32、随机存取存储器(RAM)33、微处理器(CPU)34、输入端口35以及输出端口36。来自吸入空气量检测器18的输出信号和来自空燃比传感器21的输出信号经由相应的模/数(A/D)转换器37输入到输入端口35。产生与加速器踏板40的压下量L成比例的输出电压的负荷传感器41连接到加速器踏板40，并且来自负荷传感器41的输出电压经由A/D转换器37中对应的一个输入到输入端口35。此外，例如在曲轴每转过30度时产生输出脉冲的曲柄角度传感器42连接到输入端口35。同时，输出端口36经由各自的驱动电路38连接到火花塞6、燃料喷射阀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性侧剖视图。参考图2，在气缸体2的各个侧壁的下部区域处形成有彼此相互间隔开的多个突起50，且在各个突起50中形成有具有圆形横截面的凸轮插入孔51。同时，在曲轴箱1的上表面上形成有彼此间隔开并配合到相应突起50之间的空间中的多个突起52，并且在各个突起52中形成有具有圆形横截面的凸轮插入孔53。

如图2所示，设置有一对凸轮轴54和55，并且可旋转地配合到相应的凸轮插入孔51内的圆形凸轮56被固定到凸轮轴54和55上。这些圆形凸轮56与凸轮轴54和55的旋转轴线是共轴的。同时，相对于各凸轮轴54和55的旋转轴线偏心定位的偏心轴57在各对圆形凸轮56之间延伸，如图3A和3B中的阴影部分所示，并且另一个圆形凸轮58偏心地且可旋转地配合到偏心轴57上。如图2所示，这些圆形凸轮58配置在圆形凸轮56之间，并且各圆形凸轮58可旋转地插入到对应的凸轮插入孔53内。

当该机构在图3A所示状态下时，如果固定到凸轮轴54和55上的圆形凸轮56如图3A中的实线箭头所示在相反的方向上旋转，则偏心轴57向底部中央位置移动。因而，圆形凸轮58在凸轮插入孔53中沿着与圆形凸轮56的旋转方向相反的方向旋转，如图3A中的虚线所示，并且当偏心轴57到达如图3B所示的底部中央位置时，圆形凸轮58的中心到达处于偏心轴57下方的位置。

通过比较图3A和3B可知，曲轴箱1和气缸体2之间的相对位置是由圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离来决定的。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，当活塞4处于压缩上止点时获得的燃烧室5的容积增加，从而可以通过旋转曲轴54和55来改变当活塞4处于压缩上止点时获得的燃烧室5的容积。

如图2所示，螺旋齿彼此相对指向的一对蜗轮61和62被固定到驱动马达59的旋转轴上，用于如图2所示使曲轴54和55沿着相反方向旋转。与蜗轮61和62啮合的齿轮63和64被固定到曲轴54和55的端部。在该实施例中，通过驱动驱动马达59，可以在很大范围上改变当活塞4处于压缩上止点时获得的燃烧室5的容积。注意，图1、2、3A和3B中所示的可变压缩比机构A仅是示例，并且可以使用任何类型的可变压缩比机构。

图4示出连接到用于驱动图1所示进气门7的凸轮轴70的端部上的可变气门正时机构B。参考图4，可变气门正时机构B包括：由发动机曲轴通过正时带沿着箭头所示方向旋转的正时带轮71；与正时带轮71一起旋转的圆筒形壳体72；与进气门驱动凸轮轴70一起旋转并能够相对于圆筒形壳体72相对旋转的旋转轴73；多个分隔壁74，每个分隔壁从圆筒形壳体72的内周面延伸到旋转轴73的外周面；以及位于分隔壁74之间的叶片75，每个叶片从旋转轴73的外周面延伸到圆筒形壳体72的内周面。在各个叶片75的两侧形成提前用液压室76和延迟用液压室77。

对液压室76和77的液压流体供给的控制由液压流体供给控制阀78来执行。液压流体供给控制阀78包括：分别与液压室76和77相连的液压端口79和80；用于从液压泵81排出的液压流体的供给端口82；一对排放端口83和84；以及控制各端口79、80、82、83和84之间的连接和断开的滑阀85。

当进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位应当提前时，滑阀85沿图4中的向右方向移动，使得通过供给端口82供给的液压流体通过液压端口79供给到提前液压室76，并且延迟液压室77中的液压流体通过排放端口84排出。在这种情况下，旋转轴73沿着箭头所示的方向相对于圆筒形壳体72相对旋转。

另一方面，当进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位应当延迟时，滑阀85沿图4中的向左方向移动，使得通过供给端口82供给的液压流体通过液压端口80供给到延迟液压室77，并且提前液压室76中的液压流体通过排放端口83排出。在这种情况下，旋转轴73沿着与箭头所示方向相反的方向相对于圆筒形壳体72相对旋转。

在旋转轴73相对于圆筒形壳体72相对旋转时当滑阀85返回到图4所示的中性位置时，旋转轴73的相对旋转停止并且旋转轴73的相对旋转位置保持原样。因而，可以使用可变气门正时机构B来使进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位提前或者延迟所期望的量。

在图5中，实线示出进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位通过可变气门正时机构B而被最大地提前的情况，虚线示出进气门驱动凸轮轴70上的凸轮的相位被最大地延迟的情况。因而，可以在图5中由实线所给出的限制和由虚线所给出的限制之间的范围内选择性地设定进气门7被打开的时段，并且还可以将进气门7的气门关闭正时设定到图5中箭头C所示范围内选择的曲柄角度。

图1至4中示出的可变气门正时机构B是示例，并且可以使用各种类型的可变气门正时机构，例如能够在使进气门打开时的气门打开正时保持不变的情况下改变进气门的气门关闭正时的可变气门正时机构B。在本实施例中，使用可变气门正时机构B是为了改变实际压缩开始的正时。因而，代替可变气门正时机构，可以使用任何类型的实际压缩开始正时改变机构，只要该实际压缩开始正时机构能够改变实际压缩开始的正时即可。

接下来，参考图6A至6C，将说明在本说明书中使用的术语的含义。在图6A至6C中，为了说明的目的，示出了其中燃烧室的容积为50ml并且气缸工作容积为500ml的发动机。图6A至6C中的燃烧室的容积是指当活塞位于压缩上止点时获得的燃烧室的容积。

图6A说明机械压缩比。机械压缩比是由燃烧室的容积和压缩冲程中的气缸工作容积自动确定的值，并被表达为(燃烧室的容积+气缸工作容积)/(燃烧室的容积)。在图6A所示示例的情况下，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的容积和从实际压缩开始到活塞到达上止点的实际气缸工作容积确定的值，并被表达为(燃烧室的容积+实际气缸工作容积)/(燃烧室的容积)。具体而言，如图6B所示，即使当活塞在压缩冲程中开始上升时，在进气门打开时压缩并未实际进行，而是当进气门关闭时实际压缩开始。因而，实际压缩比使用实际气缸工作容积来如上所述的表达。在图6B所示示例的情况下，实际压缩比为(50ml+450ml)/(50ml)＝10。

图6C说明膨胀比。膨胀比是由膨胀冲程中的气缸工作容积和燃烧室的容积确定的值，并被表达为(燃烧室的容积+气缸工作容积)/(燃烧室的容积)。在图6C所示示例的情况下，膨胀比为(50ml+500ml)/(50ml)＝11。

接下来，参考图7、8A和8B，将说明本发明的基本特征。图7示出理论热效率和膨胀比之间的关系。图8A和8B示出在本发明中根据负荷选择性地使用的通常的循环和超高膨胀比循环之间的对比。

图8A示出通常的循环，其中进气门在下止点附近关闭并且活塞的压缩在进气下止点附近开始。此外，在图8A所示的示例中，燃烧室的容积是50ml，气缸工作容积是500ml，与图6A至6C所示示例的情况一样。从图8A可以看出，在通常的循环的情况下，机械压缩比是(50ml+500ml)/(50ml)＝11，实际压缩比约为11，并且膨胀比为(50ml+500ml)/(50ml)＝11。因而，在通常的内燃发动机中，机械压缩比、实际压缩比和膨胀比实质上彼此相等。

在图7中，实线示出当实际压缩比和膨胀比彼此基本相等时，也就是在通常的循环的情况下，理论热效率如何改变。在这种情况下，从图7可以看出，随着膨胀比增加也就是实际压缩比增加，理论热效率增加。从而，在通常的循环中，为了增加理论热效率，增加实际压缩比便足够了。但是，由于受到在高发动机负荷运转期间可能发生爆震的限制，实际压缩比的上限约为12，并且因此，在通常的循环中不能充分地增加理论热效率。

在这种状况下，本发明人在严格区分机械压缩比和实际压缩比的情况下研究了对理论热效率的改进。结果，本发明人发现膨胀比在理论热效率的确定中起着重要作用，并且实际压缩比很难影响理论热效率。具体而言，当实际压缩比增加时，尽管爆发力增加，但是需要更多的能量来进行压缩。由于此原因，即使在实际压缩比增加时，理论热效率也很难增加。

另一方面，当膨胀比增加时，在膨胀冲程中对活塞施加下压力的时段延长，从而活塞向曲轴施加转矩的时段延长。因而，随着膨胀比增加，理论热效率增加。图7中的虚线示出在实际压缩比固定为10的情况下，当膨胀比增加时理论热效率如何改变。从图7中可以看出，当膨胀比增加但实际压缩比保持为较低值时理论热效率的增加量与如图7中实线所示当实际压缩比和膨胀比都增加时理论热效率的增加量之间没有显著差异。

当实际压缩比保持在较低值时，爆震不会发生。因而，当在实际压缩比保持在较低值的情况下膨胀比增加时，可以在防止爆震发生的同时显著地增加理论热效率。图8B示出其中使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B在将实际压缩比保持在较低值的情况下使膨胀比增加的示例。

参考图8B，在此示例中，燃烧室的容积由可变压缩比机构A从50ml减为20ml。同时，进气门关闭正时由可变气门正时机构B延迟，使得实际气缸工作容积从500ml减为200ml。结果，在此示例中，实际压缩比为(20ml+200ml)/(20ml)＝11，且膨胀比为(20ml+500ml)/(20ml)＝26。在图8A所示的通常的循环中，如上所述，实际压缩比大约为11并且膨胀比为11。与这种情况相比，可以理解在图8B所示的情况下仅膨胀比增加为26。这就是为什么这样的循环被称为超高膨胀比循环。

一般说来，如上所述，在内燃发动机的情况下，当施加到发动机上的负荷低时热效率也低。从而，为了提高热效率，也就是提高车辆行驶时的燃料经济性，需要提高低发动机负荷运转期间的热效率。但是，在图8B所示的超高膨胀比循环的情况下，压缩冲程中的实际气缸工作容积较小，因此能够被吸入燃烧室5内的吸入空气量较小。因而，除了当施加于发动机的负荷相对低时，不能采用超高膨胀比循环。从而，在本发明中，在低发动机负荷运转期间，使用图8B所示的超高膨胀比循环，而在高发动机负荷运转期间，使用图8A所示的通常的循环。

接下来，参考图9，将示意性地说明运转控制的整个过程。图9示出了根据施加于发动机的负荷，机械压缩比、膨胀比、进气门7的气门关闭正时、实际压缩比、吸入空气量、节气门17的开度以及泵气损失的变化。注意，在本发明的实施例中，燃烧室5中的平均空燃比通常基于来自空燃比传感器21的输出信号而被反馈控制为理论空燃比，以便能够使用催化转化器20中的三元催化剂同时减少排气中未燃的HC、CO和NOx。

如上所述，当发动机以高负荷运转时，进行图8A中所示的通常的循环。因而，如图9所示，在这种情况下，机械压缩比低并且因此膨胀比低，此外，如图9中的实线所示，进气门7的气门关闭正时被如图5中的实线所示提前。此外，在这种情况下，吸入空气量大，并且节气门17的开度被保持为完全打开或者基本上完全打开，使得泵气损失为零。

另一方面，如图9所示当发动机负荷降低时，机械压缩比相应增加，并且膨胀比也增加。此外，在这种情况下，随着施加于发动机的负荷降低，如图9中的实线所示进气门7的气门关闭正时被延迟，使得实际压缩比保持为基本不变。还应注意，在这种情况下，节气门17保持完全打开或者基本完全打开，因此供给到燃烧室5中的吸入空气量不是使用节气门17来控制，而是通过改变进气门7的气门关闭正时来控制。此外在这种情况下，泵气损失为零。

当发动机在高负荷下运转并且施加于发动机的负荷然后降低时，机械压缩比随着吸入空气量减少而增加，而实际压缩比基本不变。具体而言，当活塞4到达压缩上止点时燃烧室5的容积与吸入空气量的减少成比例地减小。从而，当活塞4到达压缩上止点时燃烧室5的容积成比例于吸入空气量的减少而改变。因为燃烧室5中的空燃比是理论空燃比，这意味着当活塞4到达压缩上止点时燃烧室5的容积成比例于燃料量而改变。

随着发动机负荷进一步降低，机械压缩比进一步增加。当机械压缩比达到预定的最大机械压缩比时，在负荷小于机械压缩比达到最大机械压缩比时的发动机负荷L1的区域中，机械压缩比保持在最大的机械压缩比。因而，在低发动机负荷运转期间，机械压缩比成为最大，并且膨胀比也成为最大。换言之，在本发明中，为了能够在低发动机负荷运转期间产生最大膨胀比，机械压缩比被最大化。

同时，如图9中的实线所示，随着发动机负荷降低，进气门7的气门关闭正时被延迟到极限气门关闭正时，该极限气门关闭正时给出了供给到燃烧室5中的吸入空气量能被控制的极限。然后，在负荷低于当进气门7的气门关闭正时达到极限气门关闭正时时的发动机负荷L2的区域中，进气门7的气门关闭正时保持在极限气门关闭正时。当进气门7的气门关闭正时保持在极限气门关闭正时处时，不能通过改变进气门7的气门关闭正时来控制吸入空气量，因此需要使用其他的方式来控制吸入空气量。

对于图9所示的实施例，在这种情况下，也就是在负荷低于当进气门7的气门关闭正时达到极限气门关闭正时时的发动机负荷L2的区域中，供给到燃烧室5内的吸入空气量由节气门17来控制。但是，当使用节气门17来控制吸入空气量时，如图9所示泵气损失增加。

注意，在施加于发动机的负荷低于当进气门7的气门关闭正时达到极限气门关闭正时时的发动机负荷L2的区域中，为了防止发生这样的泵气损失，可以在节气门17完全打开或者基本上完全打开的情况下使空燃比随着发动机负荷减小而增加。在这种情况下，优选使得燃料喷射阀13配置在燃烧室5上，并且选择分层燃烧。

同时，在图8B所示的超高膨胀比循环的情况下，如上所述，膨胀比为26。更高的膨胀比是所希望的。当膨胀比等于或者高于20时，能够获得相当高的理论热效率。因而，在本发明中，可变压缩比机构A被构造成使得膨胀比等于或者大于20。

通过如图9中的虚线所示随着发动机负荷降低而提前进气门7的气门关闭正时，可以控制吸入空气量而不使用节气门17。因而，图9中的实线所示的情况和虚线所示的情况将一起描述如下。在本发明的实施例中，在由给出了供给到燃烧室中的吸入空气量能被控制的极限的极限气门关闭正时L2所限定的区域内，进气门7的气门关闭正时移动远离进气下止点BDC。

在进气门7关闭并且压缩开始之后，根据绝热压缩方程式(PV^K＝常数)，气缸内的压力P随着气缸内的容积V的变化而增加。在该方程式中，K表示比热比(定压比热Cp/定容比热Cv)。从绝热压缩方程式中可以看出，当比热比K变化时，压缩冲程末期气缸内的压力P显著变化，因为比热比K是气缸容积V的幂指数。

图10示出当具有比热比K的各种吸入气体从一定的容积Vs压缩到一定的容积Ve，也就是以相同的实际压缩比10.0进行压缩时，气缸内的压力P的变化。从图10中可以看出，当气缸内的空间容积变成一定的容积Ve时气缸内的压力P，也就是压缩冲程末期气缸内的压力P，根据比热比K的值而显著地变化。

由于此原因，在本发明中，实际压缩比根据比热比K而改变，使得压缩冲程末期气缸内的压力P成为最佳压力。图11示出当比热比K在图10中例如为1.3时，在压缩冲程末期气缸内的压力P成为最佳压力的情况下，比热比K与期望的实际压缩比之间的关系。从图11中可以看出，在这种情况下，供给到气缸内的吸入气体的比热比K越大，则期望的实际压缩比减小。

由于此原因，本发明被构造成使得随着供给到气缸内的吸入气体的比热比K增大，期望的实际压缩比减小。此外，当实际压缩比达到与图11所示的比热比K相对应的期望的实际压缩比时，压缩冲程末期燃烧室中吸入气体的压力成为预定的期望压力。换言之，在本发明中，基于吸入气体的比热比K来确定实际压缩比，使得压缩冲程末期燃烧室中吸入气体的压力成为预定的期望压力。

当构成分子的原子的数量大时，比热比K低。例如，当再循环排气也就是EGR气体在吸入气体中的比例增加时，在EGR气体中包含的分子CO₂、H₂O等增加，因此吸入气体的比热比K减小。因而，当EGR率增大时，吸入气体的比热比K减小，因此期望的实际压缩比升高。

另一方面，当EGR气体未被供给并且吸入气体具有稀空燃比时，大部分吸入气体是双原子分子的N₂、O₂等，因此吸入气体的比热比K高。因而，在这种情况下，与EGR气体被供给的情况相比，期望的实际压缩比升高。如上所述，在本发明中，吸入气体的比热比K是基于吸入气体的成分来确定的，并且期望的实际压缩比是基于所确定的比热比K来确定的。一旦确定了期望的实际压缩比，就控制机械压缩比使得实际压缩比达到所期望的实际压缩比。注意，优选在确定比热比K的值时考虑吸入气体的温度，因为随着吸入气体的温度升高，比热比K减小。

图12示出运转控制例程。根据图12，首先，在步骤100中确定吸入气体的比热比K。然后，在步骤101中，基于图11所示的关系由比热比K计算期望的实际压缩比。然后，在步骤102中，基于图13所示的图来计算进气门7关闭时的气门关闭正时IC。具体而言，向燃烧室5中供给所需量吸入气体所要求的进气门7的气门关闭正时IC被作为发动机负荷L和发动机速度N的函数以图13所示图的形式预先储存在ROM 32中。基于该图来计算进气门7的气门关闭正时IC。接下来，在步骤103中，计算使实际压缩比达到期望的实际压缩比所需要的机械压缩比CR。在步骤S104中，控制可变压缩比机构A，使得机械压缩比达到机械压缩比CR，并且控制可变气门正时机构B使得进气门7的气门关闭正时达到气门关闭正时IC。

Claims (16)

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，所述可变压缩比机构改变由燃烧室的容积与气缸工作容积之和除以所述燃烧室的容积得到的机械压缩比；以及

实际压缩开始正时改变机构，所述实际压缩开始正时改变机构改变实际压缩开始的开始正时，其中

由所述燃烧室的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室的容积得到的实际压缩比根据供给到气缸内的吸入气体的比热比而改变。

2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中：

随着供给到所述气缸内的所述吸入气体的所述比热比增大，所述实际压缩比减小。

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，所述实际压缩比基于所述吸入气体的所述比热比而被确定，使得在压缩行程的末期燃烧室中的所述吸入气体的压力达到预定的期望压力。

4.根据权利要求1至3中任一项所述的火花点火式内燃发动机，其中：所述实际压缩开始正时改变机构是控制气门关闭正时的可变气门正时机构，在所述气门关闭正时进气门被关闭；所述可变气门正时机构改变所述进气门的所述气门关闭正时以控制供给到所述燃烧室内的吸入空气量；以及所述实际压缩比通过改变所述机械压缩比而被控制。

5.根据权利要求1至4中任一项所述的火花点火式内燃发动机，其中，当所述发动机在低于预定值的负荷下运转时，所述机械压缩比为最大从而获得最大膨胀比，并且所述最大膨胀比等于或者大于20。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的火花点火式内燃发动机，其中，所述实际压缩比根据所述吸入气体的成分而改变。

7.根据权利要求6所述的火花点火式内燃发动机，其中，所述实际压缩比根据EGR率而改变。

8.根据权利要求6或7所述的火花点火式内燃发动机，其中，所述实际压缩比根据所述吸入气体的空燃比而改变。

9.一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和实际压缩开始正时改变机构，所述可变压缩比机构改变由燃烧室的容积与气缸工作容积之和除以所述燃烧室的容积得到的机械压缩比，所述实际压缩开始正时改变机构改变实际压缩开始的开始正时，所述方法的特征在于包括：

根据供给到气缸内的吸入气体的比热比，改变由所述燃烧室的容积与实际气缸工作容积之和除以所述燃烧室的容积得到的实际压缩比。

10.根据权利要求9所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中：

随着供给到所述气缸内的所述吸入气体的所述比热比增大，减小所述实际压缩比。

11.根据权利要求9或10所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中，基于所述吸入气体的所述比热比来确定所述实际压缩比，使得在压缩行程的末期燃烧室中的所述吸入气体的压力达到预定的期望压力。

12.根据权利要求9至11中任一项所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中：所述实际压缩开始正时改变机构是控制气门关闭正时的可变气门正时机构，在所述气门关闭正时进气门被关闭；所述可变气门正时机构改变所述进气门的所述气门关闭正时以控制供给到所述燃烧室内的吸入空气量；以及所述实际压缩比通过改变所述机械压缩比而被控制。

13.根据权利要求9至12中任一项所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中，当所述发动机在低于预定值的负荷下运转时，所述机械压缩比为最大从而获得最大膨胀比，所述最大膨胀比等于或者大于20。

14.根据权利要求9至13中任一项所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中，根据所述吸入气体的成分来改变所述实际压缩比。

15.根据权利要求14所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中，根据EGR率来改变所述实际压缩比。

16.根据权利要求14或15所述的控制火花点火式内燃发动机的方法，其中，根据所述吸入气体的空燃比来改变所述实际压缩比。

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