CN101796280B - 火花点火式内燃机 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种火花点火式内燃机，具有能够改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)和能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构(B)。在内燃机低负荷运行时以膨胀比成为20以上的方式使机械压缩比与内燃机高负荷运行时相比变高。在内燃机进气通路内的负压比要求负压小的情况下，使节气门(17)的开度变小，并且，根据节气门的开度控制进气门的关闭正时以使得将与内燃机负荷相应的量的吸入空气供给到燃烧室内。由此，在内燃机低负荷运行时机械压缩比被设得大的内燃机中，可使制动助力器等适当地动作。

Description

火花点火式内燃机

技术领域

本发明涉及火花点火式内燃机。

背景技术

已公知如下的火花点火式内燃机(例如参照日本特开2004-218522号公报)：具有可改变机械压缩比的可变压缩比机构和可控制进气门的关闭正时(定时，timing)的可变气门正时机构(可变配气相位机构，variablevalve timing mechanism)，并且设置成：在内燃机中负荷运行时和内燃机高负荷运行时进行由增压器进行的增压作用，并且在该内燃机中高负荷运行时在使实际压缩比保持恒定的状态下随着内燃机负荷的降低而增大机械压缩比并且延迟进气门的关闭正时。

但是，日本特开2004-218522号公报所公开的内燃机中，在内燃机低负荷运行时，使机械压缩比增大并且延迟进气门的关闭正时，而且不进行增压供气。如此在内燃机低负荷运行区域使进气门的关闭正时延迟的情况下，为了使得被供给到燃烧室的吸入空气量为目标吸入空气量，需要在一定程度上使节气门的开度增大。若如此在内燃机低负荷运行时节气门的开度大，则在节气门下游侧的内燃机进气通路(例如调整槽)内所产生的负压不太大。

另一方面，在例如制动助力器、净化控制用的过滤罐等的使用负压的装置(以下称为“负压利用装置”)中，通常利用在内燃机进气通路内所产生的负压来进行驱动。因此，若如上所述在内燃机低负荷运行时内燃机进气通路内不产生充分的负压，则就不再能够使这些负压利用装置适当地工作。特别地，在制动助力器中为了产生充分的制动力而需要比较大的负压，所以需要在内燃机进气通路内产生大的负压。

但是，如上所述，在日本特开2004-218522号公报所公开的内燃机中，至少在内燃机低负荷运行时不能够在内燃机进气通路内产生大的负压，因此，不再能够使负压利用装置适当地工作。

发明内容

本发明是鉴于上述问题而进行的，其目的在于：在内燃机低负荷运行时增大机械压缩比并且延迟进气门的关闭正时的内燃机中，能够不使内燃机运行状态变化而使负压利用装置适当地工作。

本发明作为解决上述课题的手段，提供了如权利要求书的各权利要求所记载的火花点火式内燃机。

在本发明的第1方式中，火花点火式内燃机具有能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，在内燃机进气通路内的负压比要求负压小的情况下，使节气门的开度变小以使得该内燃机进气通路内的负压变为要求负压以上，且根据该节气门的开度使进气门的关闭正时向接近进气下止点的方向移动以使得与内燃机负荷相应的量的吸入空气供给到燃烧室内，并且使机械压缩比变小以降低压缩端压力。

在本方式中，在产生了负压要求的情况下，使节气门的开度变小且与此相应地控制进气门的关闭正时。通过使节气门的开度变小而使内燃机进气通路内的负压增大，并且，通过与此相应地控制进气门的关闭正时，即使节气门的开度变小，也可将与内燃机负荷相应的量的吸入空气供给到燃烧室内

在本发明的第3方式中，在通过使上述节气门的开度变小而使得内燃机进气通路内的负压变为了要求负压以上的情况下的机械压缩比，设为小于内燃机进气通路内的负压比要求负压小的情况下的机械压缩比。

在本发明的第4方式中，在通过使上述节气门的开度变小而使得内燃机进气通路内的负压变为了要求负压以上的情况下的机械压缩比，被设定为使得压缩端温度与在进气通路内的负压比要求负压小的情况下的压缩端温度大致相同。

在本发明的第5方式中，在内燃机进气通路内的负压为要求负压以上的情况下，在内燃机低负荷运行时，膨胀比被设为20以上。

在本发明的第6方式中，在内燃机低负荷运行时的实际压缩比被设为与内燃机中高负荷运行时大致相同的压缩比。

在本发明的第7方式中，在进气通路内的负压为要求负压以上的情况下，随着内燃机负荷降低，使进气门的关闭正时向从进气下止点离开的方向移动直到能够控制被供给到燃烧室内的吸入空气量的界限关闭正时。

在本发明的第8方式中，在负荷比进气门的关闭正时达到了上述界限关闭正时时的内燃机负荷高的区域，通过改变进气门的关闭正时而不依靠节气门来控制被供给到燃烧室内的吸入空气量。

在本发明的第9方式中，在负荷比进气门的关闭正时达到了上述界限关闭正时时的内燃机负荷高的区域，将上述节气门保持为全开状态。

在本发明的第10方式中，在负荷比进气门的关闭正时达到了上述界限关闭正时时的内燃机负荷低的区域，通过上述节气门控制被供给到燃烧室内的吸入空气量。

在本发明的第11方式中，在内燃机进气通路内的负压为要求负压以上的情况下，在内燃机低负荷运行时，将机械压缩比设为最大机械压缩比。

以下由附图及本发明优选实施方式的记载，可以更充分地理解本发明。

附图说明

图1是火花点火式内燃机的总体图。

图2是可变压缩比机构的分解立体图。

图3A和图3B是图解表示的内燃机的侧面剖视图。

图4是表示可变气门正时机构的图。

图5是表示进气门和排气门的升程(lift)量的图。

图6A～图6C是用于说明机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的图。

图7是表示理论热效率和膨胀比的关系的图。

图8A和图8B是用于说明通常循环和超高膨胀比循环的图。

图9是表示根据内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。

图10A和图10B是用于说明节气门开度及进气门的关闭正时和压缩端温度之间的关系的图。

图11是表示产生了负压要求时的节气门开度等的变化的图。

图12是表示负压产生控制的控制例程的流程图。

图13A-图13C是表示目标节气门开度等的图。

附图标记说明

1…曲轴箱

2…气缸体

3…气缸盖

4…活塞

5…燃烧室

7…进气门

70…进气门驱动用凸轮轴

A…可变压缩比机构

B…可变气门正时机构

具体实施方式

以下参照附图对本发明的实施方式进行详细说明。而且，在附图中相同或类似的构成元件赋予通用的参考标号。图1表示火花点火式内燃机的侧面剖视图。

参照图1，附图标记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表示配置在燃烧室5的顶面中央部的火花塞、7表示进气门、8表示进气口、9表示排气门、10表示排气口。进气口8通过进气支管11被连接到调整槽(surge tank，稳压罐)12，在各进气支管11分别配置用于向对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另外，也可代替将燃料喷射阀13安装于各进气支管11，而将燃烧喷射阀13配置在各燃烧室5内。

调整槽12通过进气道14被连接到空气滤清器15，在进气道14内配置由致动器16驱动的节气门17和例如使用热线(hot wire，红外线)的吸入空气量检测器18。调整槽12连接有负压导管19，该负压导管19连接于制动助力器20。制动助力器20连接于制动踏板21，而且制动助力器20上设置有用于检测制动助力器内的负压的负压传感器22。此外，调整槽12上设置有用于检测调整槽12内的压力的压力传感器23。另一方面，排气口10通过排气歧管24被连接到例如内置了三元催化剂的催化剂转换器25，在排气歧管24内配置空燃比传感器26。

另一方面，在如图1所示的实施例中，在曲轴箱1和气缸体2的连接部设置有可变压缩比机构A，该可变压缩比机构A可通过改变曲轴箱1和气缸体2的气缸轴线方向的相对位置来改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积；另外，还设置有能够为了改变实际的压缩作用的开始正时而控制进气门7的关闭正时的可变气门正时机构B。

电子控制单元30包括数字计算机，具有由双向总线31相互连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存储器)33、CPU(微处理器)34、输入端口35和输出端口36。吸入空气量检测器18的输出信号和空燃比传感器21的输出信号分别通过对应的AD转换器37输入输入端口35。另外，在加速踏板40连接有产生与加速踏板40的踩下量成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压通过对应的AD转换器37输入输入端口35。而且，在输入端口35连接有曲轴每转动例如30°产生输出脉冲的曲轴转角传感器42。另一方面，输出端口36通过对应的驱动电路38连接到火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用致动器16、可变压缩比机构A和可变气门正时机构B。

图2表示图1中所示的可变压缩比机构A的分解立体图。图3A和图3B表示图解表示的内燃机的侧面剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔着间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成有截面圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有相互隔着间隔分别嵌合在对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些各突出部52内也分别形成有截面圆形的凸轮插入孔53。

如图2所示设置有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上每隔一段固定有可旋转地插入各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56与各凸轮轴54、55的旋转轴线同轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间，延伸着如在图3A和图3B中用剖面线所示相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心地且可旋转地安装有别的圆形凸轮58。如图2所示这些圆形凸轮58配置在各圆形凸轮56之间，这些圆形凸轮58可旋转地插入对应的各凸轮插入孔53内。

若从图3A中所示的状态使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮56如图3A中实线的箭头所示地向相互相反的方向旋转，则偏心轴57朝下方中央移动，因此，圆形凸轮58在凸轮插入孔53内如图3A的虚线的箭头所示向与圆形凸轮56相反的方向旋转，若如图3B所示偏心轴57移动到下方中央，则圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。

如比较图3A和图3B可知，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的中心的距离变得越大，则气缸体2越远离曲轴箱1。若气缸体2从曲轴箱1离开，则活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积增大，因此，通过使各凸轮轴54、55旋转可以改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。

如图2所示，为了使各凸轮轴54、55向彼此相反方向旋转，在驱动电机59的旋转轴安装有各自螺旋方向相反的一对蜗轮61、62。与这对蜗轮61、62啮合的齿轮63、64分别固定于各凸轮轴54、55的端部。在该实施例中，通过驱动驱动电机59，可以在宽范围改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。另外，图1～图3B所示的可变压缩比机构A是表示一个例子，也可以使用任何形式的可变压缩比机构。

另一方面，图4表示图1中安装在用于驱动进气门7的凸轮轴70的端部的可变气门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B具有：由内燃机的曲轴通过正时带而被使得向箭头方向旋转的正时带轮71、与正时带轮71一起旋转的圆筒形外壳72、与进气门驱动用凸轮轴70一起旋转且相对于圆筒形外壳72可相对旋转的旋转轴73、从圆筒形外壳72的内周面延伸到旋转轴73的外周面的多个分隔壁74、和在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒形外壳72的内周面的叶片(vane)75；在各叶片75的两侧分别形成有提前角用油压室76和延迟角用油压室77。

向各油压室76、77的工作油的供给控制由工作油供给控制阀85进行。该工作油供给控制阀85具有：分别被连接到各油压室76、77的油压口78、79，从油压泵80排出的工作油的供给口81，一对排油口(drain port)82、83，和进行各口78、79、81、82、83之间的连通、隔断控制的滑阀(spoolvalve)84。

在应使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀84向右方移动，从供给口81供给的工作油通过油压口78被供给到提前角用油压室76，并且，延迟角用油压室77内的工作油从排油口83被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒形外壳72向箭头方向相对旋转。

与此相对，在应使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使滑阀84向左方移动，从供给口81供给的工作油通过油压口79被供给到延迟角用油压室77，并且，提前角用油压室76内的工作油从排油口82被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒形外壳72向与箭头相反方向相对旋转。

在使旋转轴73相对于圆筒形外壳72相对旋转时，若使滑阀84返回图4中所示的中立位置，则使旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73保持在此时的相对旋转位置。因此，可以用可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前期望量，可以用可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟期望量。

在图5中，实线表示：由可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前量(提前角)最大时；虚线表示：使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟最大时。因此，进气门7的打开期间可在图5中用实线表示的范围和用虚线表示的范围之间任意设定，因此，进气门7的关闭正时也可设定在图5中用箭头C表示的范围内的任意曲轴转角。

图1和图4中所示的可变气门正时机构B是表示一例子，也可以使用：例如可以在将进气门的打开(开启)正时维持恒定的状态下仅改变进气门的关闭正时的可变气门正时机构等各种形式的可变气门正时机构。此外，本发明中为了改变实际的压缩作用的开始正时而使用了可变气门正时机构B，但是时只要能够变更实际的压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时变更机构，也可以不使用可变气门正时机构，而使用任一形式的实际压缩作用开始正时变更机构。

接着，参照图6A～图6C对本申请中所使用的术语的意思进行说明。另外，图6A、图6B、图6C中为了说明示出了燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动机，在这些图6A、图6B、图6C中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上止点时的燃烧室的容积。

图6A对机械压缩比进行了说明。机械压缩比为仅由压缩行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积机械地确定的值，该机械压缩比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6A所示的例子中该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。

图6B对实际压缩比进行了说明。该实际压缩比为由从实际开始压缩作用时到活塞到达上止点的实际活塞行程容积和燃烧室容积确定的值；该实际压缩比由(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积表示。即如图6B所示在压缩行程中即使活塞开始上升而在进气门开启着的期间也不进行压缩作用，从进气门关闭了时开始实际的压缩作用。因此，实际压缩比使用实际的行程容积如上述表示。在图6B中所示的例子中实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。

图6C对膨胀比进行了说明。膨胀比为由膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积确定的值，该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6C所示的例子中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。

接着，参照图7和图8A和图8B对作为本发明中的最基本的特征进行说明。另外，图7表示理论热效率和膨胀比的关系，图8A和图8B表示在本发明中根据负荷分别使用的通常的循环和超高膨胀比循环的比较。

图8A表示：在进气门在下止点附近关闭且从大致进气下止点附近开始由活塞产生的压缩作用的情况下的通常循环。该图8A表示的例子也与图6A、图6B、图6C中所示的例子同样地，将燃烧室容积设为50ml、活塞的行程容积设为500ml。如由图8A可知那样，在通常循环中机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也大致为11，膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比和膨胀比为大致相等。

图7中的实线表示：实际压缩比和膨胀比大致相等的情况下的、即通常循环(cycle)中的理论热效率的变化。可知：在这种情况下，膨胀比变得越大即实际压缩比变得越高则理论热效率变得越高。因此，在通常的循环中要提高理论热效率，只要提高实际压缩比即可。但是，因在内燃机高负荷运行时产生爆振的制约，实际压缩比最大也只能提高到12左右，这样一来，在通常循环中不能充分提高理论热效率。

另一方面，在这样的情况下，本发明人对严格区分机械压缩比和实际压缩比来提高理论热效率进行了研究，其结果发现了：理论热效率受膨胀比支配，实际压缩比对理论热效率几乎不产生影响。即，若提高实际压缩比则爆发力提高，但是为了进行压缩需要大量的能量，这样一来，即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不会变高。

与此相对，若加大膨胀比，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变长，这样一来，活塞对曲轴施加旋转力的时间变长。因此，若膨胀比变得越大则理论热效率变得越高。图7的虚线ε＝10表示将实际压缩比固定在10的状态下提高了膨胀比的情况下的理论热效率。可知：这样将实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比时的理论热效率的上升量、与如图7中的实线所示那样使实际压缩比也随着膨胀比增大的情况下的理论热效率的上升量没有大的差别。

这样，若将实际压缩比维持在低的值，则不会产生爆振(knocking)，因此，若在将实际压缩比维持在低的值的状态下提高膨胀比，则可阻止爆振的产生同时可大幅提高理论热效率。在图8B中表示如下情况下的一例子：使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B使实际压缩比维持在低的值的同时提高膨胀比。

参照图8B，在该例子中，由可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少到20ml。另一方面，由可变气门正时机构B延迟进气门的关闭正时直到实际的活塞行程容积从500ml变为200ml。其结果，在本例子中，实际压缩比变为(20ml+200ml)/20ml＝11，膨胀比变为(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8A中所示的通常的循环中，如前述实际压缩比大致为11而膨胀比为11，与这种情况相比可知：在图8B中所示的情况下仅膨胀比被提高到26。这就是其被称为超高膨胀比循环的原因。

如前所述，一般来说，在内燃机中内燃机负荷越低则热效率越差，因此，为了提高车辆行驶时的热效率即为了提高燃料经济性，需要提高在内燃机低负荷运行时的热效率。另一方面，在图8B中所示的超高膨胀比循环中，压缩行程时的实际活塞行程容积被减小，因此，可吸入燃烧室5内的吸入空气量变少，因此，该超高膨胀比循环仅可在内燃机负荷比较低时采用。因此，在本发明中，使得：在内燃机低负荷运行时设为图8B中所示的超高膨胀比循环，在内燃机高负荷运行时设为图8A中所示的通常的循环。这是本发明的基本特征。

接着，参照图9，对整个运行控制进行说明。

在图9中示出了：根据内燃机负荷的机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭正时、实际压缩比、吸入空气量、节气门17的开度和泵送损失(pumping loss)的各自变化。另外，在根据本发明的实施例中，为了可用催化剂转换器25内的三元催化剂同时降低排气中的未燃HC、CO和NO_x，通常在燃烧室5内的平均空燃比基于空燃比传感器26的输出信号被反馈控制为理论空燃比。

另外，如上述在内燃机高负荷运行时实施图8A中所示的通常的循环。因此，如图9中所示在此时机械压缩比被设得低，因此，膨胀比低，如图9中实线所示，进气门7的关闭正时如由图5中实线所示被提前。另外，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度保持在全开或大致全开，因此，泵送损失为零。

另一方面，如在图9中所示，若内燃机负荷降低，则与其相应地机械压缩比增大，因此，膨胀比也增大。另外，在此时以使实际压缩比大致保持恒定的方式，如图9中实线所示使进气门7的关闭正时随着内燃机负荷的降低而延迟。另外，在此时还将节气门17保持在全开或大致全开的状态，因此，被供给到燃烧室5内的吸入空气量不是由节气门17而是由改变进气门7的关闭正时来控制。此时的泵送损失也为零。

这样，在内燃机负荷从内燃机高负荷运行状态降低时，在实际压缩比大致恒定的基础上使机械压缩比随着吸入空气量的减少而增大。即，与吸入空气量的减少成比例地减少活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积。因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与吸入空气量成比例地变化。另外，此时，燃烧室5内的空燃比为理论空燃比，因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。

若内燃机负荷进一步降低则使机械压缩比进一步增大，若机械压缩比达到作为燃烧室5的结构上界限的界限机械压缩比，则在比机械压缩比达到了界限机械压缩比时的内燃机负荷L₁低的负荷区域，机械压缩比被保持为界限机械压缩比。因此，在内燃机低负荷运行时，机械压缩比变为最大，膨胀比也变为最大。换句话来说，在本发明中，在内燃机低负荷运行时为了得到最大的膨胀比，使机械压缩比为最大。此外，此时的实际压缩比被维持为与内燃机中高负荷运行时大致相同的实际压缩比。

另一方面，在图9中，如实线所示，进气门7的关闭正时随着内燃机负荷的降低而延迟到能够对被供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制的界限关闭正时，在比进气门7的关闭正时到达了界限关闭正时时的内燃机负荷L₂低的区域，进气门7的关闭正时被保持在界限关闭正时，并且，若进气门7的关闭正时被保持在界限关闭正时，由于已不能够由进气门7的关闭正时的变化来控制吸入空气量，所以需要由其它的某方法来控制吸入空气量。

在图9中所示的实施例中，此时，即在比进气门7的关闭正时到达了界限关闭正时时的内燃机负荷L₂低的区域，由节气门17控制被供给到燃烧室5内的吸入空气量。但是，若进行利用节气门17的吸入空气量的控制，则如图9中所示，泵送损失增大。

此外，也可以以不发生这样的泵送损失的方式在负荷比地进气门7的关闭正时到达了界限关闭正时时的内燃机负荷L₂低的区域将进气门7保持为全开或基本全开的状态下，使得内燃机负荷越低则空燃比越大。此时，优选地，将燃料喷射阀13配置在燃烧室5内以进行层状燃烧。

如图9所示，在内燃机低转速时，与内燃机负荷无关地，将实际压缩比保持为基本恒定。此时的实际压缩比，相对于内燃机中高负荷运行时的实际压缩比设为大致±10％的范围内，优选地设为±5％的范围内。而且，在根据本发明的实施例中，内燃机低转速时的实际压缩比设为大致10±1，即在9至11之间。但是，由于若内燃机转速增高则在燃烧室5内的混合气发生紊流，所以变得难以发生爆震(knocking)，因此，在根据本发明的实施例中，内燃机转速越高则实际压缩比被设得越高。

另一方面，如前述在图8B中所示的超高膨胀比循环中膨胀比设为26。虽然该膨胀比越高越好，但如从图7可知，即使对于实际上可使用的下限实际压缩比ε＝5，也只要为20以上就可得到相当高的理论热效率。因此，在本发明中以使膨胀比变为20以上的方式形成可变压缩比机构A。

此外，在图9所示的例子中，使机械压缩比根据内燃机负荷而连续地发生变化。但是，也可以使机械压缩比根据内燃机负荷而阶段地发生变化。

另一方面，如在图9中虚线所示，还可通过随着内燃机负荷的降低提前进气门7的关闭正时来控制吸入空气量而不是由节气门17来控制吸入空气量。因此，若表现为可包含图9中由实线表示的情况和由虚线表示的情况中任一种情况，则在根据本发明的实施例中，使进气门7的关闭正时随着内燃机负荷的降低，而向从压缩下止点BDC离开的方向移动到能够控制被供给燃烧室内的吸入空气量的界限关闭正时L₂。

而且，在上述实施例中，以与内燃机负荷无关地将实际压缩比维持为大致恒定的方式控制机械压缩比和进气门的关闭正时。但是，也并非一定要将实际压缩比维持为大致恒定地对它们进行控制。但是，即使在不是将实际压缩比维持为大致恒定地进行控制的情况下，基本上随着内燃机负荷的降低需要使机械压缩比增大并且使进气门的关闭正时从进气下止点离开地移动。

但是，在搭载了内燃机的车辆中，大多设置有制动助力器20和/或用于进行净化(purge)控制的过滤罐(canister)(未示出)等。这些制动助力器20和/或过滤罐的工作使用负压。例如，制动助力器20利用制动助力器20内的负压和大气压的压力差来增大施加于制动踏板21的踏力。制动助力器20内的负压每逢制动踏板21被踩踏时减少，通常若制动助力器20内的负压减少则从负压产生源补充负压。而且，下面以制动助力器20为例作为利用负压的装置进行说明。

通常，制动助力器20等的利用负压的装置，作为这样的负压发生源，利用在节气门17下游侧的内燃机吸气通路内、例如调整槽12内产生的负压。即，在通常的内燃机中，在内燃机低中负荷运行时，也以通常的循环而非超高膨胀比循环运行。在这样地以通常的循环运行的情况下，向燃烧室5内的吸入空气量基本上由节气门17控制，由此，在内燃机低中负荷运行时，节气门17的开度被设为较小。因此，即使在内燃机低负荷运行时，在调整槽12内也产生大的负压。

但是，若如图9所示控制机械压缩比、进气门7的关闭正时、节气门17的开度等，则在内燃机低中负荷运行时，被供给至燃烧室5内的吸入空气量由进气门7的关闭正时控制，而不由节气门17控制。因此，节气门17基本上设为全开，由此在调整槽12内不产生大的负压。而且，在负荷比进气门7的关闭正时到达了界限关闭正时时的内燃机负荷L₂低的区域，如上所述，将进气门7的关闭正时维持为界限关闭正时，并且由节气门17来控制被供给至燃烧室5内的吸入空气量。但是，在该区域中，例如，也不能使节气门17的开度变小到充分地使在调整槽12内产生由制动助力器20所需要的负压，由此，在调整槽12内不产生充分的负压。

因此，若如图9所示控制机械压缩比、进气门7的关闭正时、节气门的开度等，则在内燃机低中负荷运行时，不能在调整槽12内产生使制动助力器20等适当地工作的充分的负压。因此，为使制动助力器20等适当地工作，特别是在内燃机低中负荷运行时，需要进行控制以产生负压。于是，在本发明的实施例中，如后所述，为了使调整槽12内产生负压以使得即使在内燃机低中负荷运行时也能使制动助力器20适当地工作，而控制节气门开度等。

在此，在制动助力器20等的利用负压的装置中，并非一直需要恒定值以上的负压。例如，若以制动助力器20为例，则仅当在由辅助了制动踏板21的踩踏操作而使得制动助力器20内的压力上升到了一定值以上的情况下，即制动助力器20内的负压降低到了一定值以下的情况下，为了使制动助力器20内的负压回复，需要向制动助力器20内供给负压。即，在制动助力器20等的利用负压的装置中，并非一直需要负压，而是间歇地需要负压。

于是，在本发明的实施例中，仅在产生了来自制动助力器20的负压要求的情况下，才要使得在调整槽12内发生负压。具体地，在由制动助力器20等产生了负压要求的情况下，使节气门开度变小，以使得在调整槽12内产生基准负压(要求负压)以上的负压，即使得调整槽12内的负压成为基准压力(对应于基准负压的压力)以下。由此，调整槽12内的负压增大，其结果，负压被供给制动助力器20。

但是，如果是这样仅使节气门开度变小，则被供给燃烧室5内的吸入空气量也就减少，从而不能获得与内燃机负荷对应的充分的内燃机输出。于是，在根据本发明的实施例中，在使节气门开度变小的同时，使进气门7移动以使得进气门7的关闭正时提前，即使得接近进气下止点。通过如此使得进气门7的关闭正时提前，可以增大被供给燃烧室5内的吸入空气量，由此可以补偿通过减小节气门开度而减少了的吸入空气。换而言之，在根据本发明的实施例中，在内燃机负荷一定的情况下，在使节气门开度变小前后，使进气门7的关闭正时提前，以使得被供给燃烧室5内的吸入空气量不发生变化。

如此，通过控制节气门开度和进气门7的关闭正时，在由制动助力器20等产生了负压要求时，可以将被供给燃烧室5内的吸入空气量设为与内燃机负荷相对应的适当的值的同时，使调整槽12内适当地发生负压。

但是，如果这样地控制节气门开度和进气门7的关闭正时，则在活塞到达了压缩上止点时的燃烧室5内的混合气的温度，即压缩端温度变高。对此，参照图10A及图10B具体地进行说明。

图10A是示出了在压缩行程中的燃烧室5内的空气(或混合气)的体积及压力的推移的PV线图，图10B是示出了在压缩行程中的燃烧室5内的空气的体积及温度的推移的图。图中的实线表示在内燃机低负荷运行期间由超高膨胀比循环进行内燃机的运行的情况下的关系。另一方面，图中的虚线表示在内燃机低负荷运行期间，为了增大内燃机进气通路内的负压，与由超高膨胀比循环进行内燃机的运行的情况下相比，使节气门开度减小并且使进气门7的关闭正时提前而进行运行的情况下(以下称作“负压要求充足循环)的关系。

在图10A中，与用实线表示的超高膨胀比循环期间相比，在用虚线表示的负压要求充足循环期间，在压缩作用开始点A处的燃烧室5内的空气的压力低，并且，燃烧室5内的空气的体积小。这样，在压缩作用开始点的燃烧室5内的空气的压力低，是由于在负压要求充足循环期间节气门开度小而导致调整槽12内和/或进气歧管11内的负压大而造成的。另一方面，在压缩作用开始点的燃烧室5内的空气的体积小，是由于在负压要求充足循环期间进气门7的关闭正时被提前。

但是，在机械压缩比相同的情况下，在压缩作用终了点B处的燃烧室5内的空气的体积，如图10A所示，在超高膨胀比循环期间和负压要求充足循环期间变为相同。而且，如上所述，在本实施例中，在使节气门开度变小前后，对进气门7的关闭正时进行控制使得被供给燃烧室5内的吸入空气量不发生变化，所以，即使在负压要求充足循环期间，也向燃烧室5充填与超高膨胀比循环期间相同量的空气，由此，在压缩作用终了点B处的燃烧室5内的空气的压力，如图10A所示，在超高膨胀比循环期间和负压要求充足循环期间变为大致相同。

另一方面，如图10B所示，在压缩作用开始点A处的燃烧室5内的空气的温度，在超高膨胀比循环期间和负压要求充足循环期间大致相等。但是，由于在负压要求充足循环期间与超高膨胀比循环期间相比受压缩作用的期间长，所以如图10B所示，在负压要求充足循环期间的压缩作用终了点B处的燃烧室5内的空气的温度，即压缩端温度，变得比超高膨胀比循环期间的压缩端温度高。在此，在超高膨胀比循环中，在不发生爆震的范围内进行控制以使得压缩端压力和/或压缩端温度尽量高，所以若压缩端温度变得比该超高膨胀比循环期间高，则存在发生爆震的情况。

于是，在本发明的实施例中，使负压要求充足循环期间的机械压缩比降低，以使得在负压要求充足循环期间压缩端温度也成为与超高膨胀比循环期间相同的程度。例如，在图10A及图10B所示的例子中，确定活塞4处于压缩上止点时的容积(在图示的例子中为V₀)，以使得负压要求充足循环期间的压缩端温度与超高膨胀比循环中的压缩端温度T₀成为大致相同的温度，与此相伴确定机械压缩比。

由此，在本发明的实施例中，在由制动助力器等而产生了负压要求的情况下，使节气门开度减小以使得调整槽内的负压成为基准负压以上，并且根据节气门开度控制进气门7的关闭正时以使得与内燃机负荷相应量的吸入空气被供给燃烧室5内，进而控制机械压缩比以使得在节气门开度和进气门7的关闭正时的变更的前后压缩端温度变为大致相等。

接着，参照图11对产生了负压要求时的控制进行说明。图11表示产生了负压时的节气门开度、调整槽12内的负压、进气门7的关闭正时、吸入空气量、机械压缩比的各变化。

在图11所示的例子中，在时刻t₁，例如由制动助力器20产生了负压要求。若这样产生了负压要求，则使节气门开度降低的同时，伴随着节气门开度的降低，调整槽12内的负压增大。而且，伴随着节气门开度的降低，使进气门7的关闭正时提前，由此将吸入空气量维持为一定值。进而，伴随着节气门开度的降低以及进气门7的关闭正时的提前，使机械压缩比降低，由此压缩端温度也维持为一定值。

之后，若调整槽12内的负压达到基准负压(时刻t₂)，节气门开度、进气门7的关闭正时以及机械压缩比维持为原样。由此，在仅调整槽12内的负压变高的状态下，吸入空气量和压缩端温度被维持为一定值。在此期间，使制动助力器12内的负压增大。

从而，若制动助力器12内的负压变得充分高，则由制动助力器12产生的负压要求不再存在(时刻t₃)。若如此负压要求消失，则使节气门开度增大，进气门7的关闭正时延迟，使机械压缩比增大，这些节气门开度、进气门7的关闭正时以及机械压缩比返回至产生负压要求前的状态(时刻t₄)。

而且，在上述实施例中，在产生了负压的情况下，总是控制节气门开度等以使得调整槽12内的负压上升到一定的基准负压。但是，例如，按照各利用负压的装置，所需要的负压的程度也不同。因此，也可以按照各产生负压要求的、利用负压的装置，变更调整槽12内的目标负压。而且，即使是同一利用负压的装置，也存在由内燃机运行状态所需要的负压的程度不同的情况，所以也可以根据各装置的所需要的负压的程度来变更调整槽12内的目标负压。

而且，在上述实施例中，在产生了负压时，变更机械压缩比以使得压缩端温度变为一定值(恒定值)。但是，在控制机械压缩比以使得压缩端温度变为一定值的情况下，如从图10A及图10B可知，在从超高膨胀比循环变更为了负压要求充足循环时，在活塞处于压缩上止点时的燃烧室5内的压力(压缩端压力)降低(即，在燃烧室5内的容积为V₀时的压力比压缩终了点B处的压力小)。因此，即使控制机械压缩比使得压缩端温度变得在负压要求充足循环时比超高膨胀比循环时稍高，在负压要求充足循环中也不发生爆震。因此，如果控制机械压缩比使得在负压要求充足循环时不发生爆震，则也可以不以在超高膨胀比循环期间和负压要求充足循环期间压缩端温度成为一定值的方式控制机械压缩比，而是使得压缩端温度变为比超高膨胀比循环时高(而且，此时，需要将压缩端压力设为比上述压缩终了B处的压力小)。

进而，在上述实施例中，示出了在具可变压缩比机构的内燃机中，同时进行进气门的关闭正时的控制和机械压缩比的控制。但是，进气门的关闭正时的控制，也并非一定要和机械压缩比的控制同时进行，在产生了负压要求的情况下，只要使节气门开度变小以使得调整槽内的负压成为基准负压以上，并且根据节气门开度控制进气门的关闭正时以使得与内燃机负荷相应量的吸入空气被供给燃烧室内，则也可以适用不具有可变压缩比机构的内燃机。

图12是表示负压产生控制的控制例程的流程图。首先，在步骤S10中，由设置于制动助力器20的负压传感器22、设置于调整槽12内的压力传感器23、负荷传感器41分别检测制动助力器20内的助力器内负压、调整槽12内的吸气负压、内燃机负荷。接着，在步骤S11，判定由负压传感器22检测出的助力器负压是否比界限负压小。在此，所谓界限负压，是指若制动助力器20的负压从此再进一步降低，则不再能充分发挥制动助力器20的增力作用的负压。在步骤S11判定为助力器负压为界限负压以上的情况下，则使控制例程结束。

另一方面，在步骤S11判定为助力器负压比界限负压小的情况下，进行到步骤S12。在步骤S12，判定由压力传感器23所检测出的吸气负压是否比上述基准负压低。在判定为所检测出的吸气负压为基准负压以上的情况下，使控制例程结束。另一方面，在判定为所检测出的吸气负压比上述基准负压低的情况下，即产生了负压要求的情况下，进行到步骤S13。

在步骤S13中，使用例如图13A所示的映射图(map)算出目标节气门开度TO。即，将调整槽12内的负压设为基准负压以上所需要的节气门开度作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数以如图13A所示的映射图的形式预先储存在ROM32内，根据该映射图计算出目标节气门开度TO。

接着，在步骤14中，使用例如图13B所示的映射图算出进气门7的目标关闭正时IC。即，将向燃烧室5内供给的吸入空气量设为与内燃机负荷相应的量所需要的进气门7的目标关闭正时IC，作为内燃机负荷L和目标节气门开度TO的函数以如图13B所示的映射图的形式预先储存在ROM32内，根据该映射图计算出进气门7的目标关闭正时IC。在步骤15中，使用如图13C所示的映射图算出目标机械压缩比CR。即，将使压缩端温度为一定值所需要的机械压缩比CR作为内燃机负荷L和进气门7的关闭正时IC的函数以如图13C所示的映射图的形式预先储存在ROM32内，根据该映射图计算出进气门7的目标机械压缩比CR。

接着，在步骤S16中控制可变压缩比机构A，以使得机械压缩比成为目标机械压缩比CR，控制可变气门正时机构B以使得进气门7的关闭正时成为目标关闭正时IC，控制节气门17以使得节气门开度成为目标节气门开度TO。

而且，虽然基于特定的实施例就本发明进行了详述，但是只要是本领域技术人员就能够进行各种各样的变更、修正而不脱离本发明的权利要求的范围及其思想。

Claims (9)

1.一种火花点火式内燃机，具有能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，

在内燃机进气通路内的负压比要求负压小的情况下，使节气门的开度变小以使得该内燃机进气通路内的负压变为要求负压以上、且根据该节气门的开度使进气门的关闭正时向接近进气下止点的方向移动以使得与内燃机负荷相应的量的吸入空气供给到燃烧室内、并且使机械压缩比变小以降低压缩端压力。

2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在通过使上述节气门的开度变小而使得内燃机进气通路内的负压变为了要求负压以上的情况下的机械压缩比，设为小于内燃机进气通路内的负压比要求负压小的情况下的机械压缩比。

3.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中，在通过使上述节气门的开度变小而使得内燃机进气通路内的负压变为了要求负压以上的情况下的机械压缩比，设定为使得压缩端温度与在进气通路内的负压比要求负压小的情况下的压缩端温度大致相同。

4.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机进气通路内的负压为要求负压以上的情况下在内燃机低负荷运行时，膨胀比设为20以上。

5.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机低负荷运行时的实际压缩比设为与内燃机中高负荷运行时大致相同的压缩比。

6.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在进气通路内的负压为要求负压以上的情况下，随着内燃机负荷的降低，使进气门的关闭正时向从进气下止点离开的方向移动直到能够控制供给到燃烧室内的吸入空气量的界限关闭正时。

7.根据权利要求6所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭正时达到了上述界限关闭正时时的内燃机负荷高的区域，不依靠节气门而是通过改变进气门的关闭正时来控制供给到燃烧室内的吸入空气量。

8.根据权利要求7所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭正时达到了上述界限关闭正时时的内燃机负荷高的区域，将上述节气门保持为全开状态。

9.根据权利要求7所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭正时达到了上述界限关闭正时时的内燃机负荷低的区域，通过上述节气门控制供给到燃烧室内的吸入空气量。

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