CN101796281A

CN101796281A - 火花点火式内燃机

Info

Publication number: CN101796281A
Application number: CN200880106067A
Authority: CN
Inventors: 中坂幸博
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2007-11-08
Filing date: 2008-11-06
Publication date: 2010-08-04
Anticipated expiration: 2028-11-06
Also published as: BRPI0816052B1; JP4428442B2; CN101796281B; JP2009115035A; RU2442003C2; DE112008003291B4; US8392095B2; BRPI0816052A2; WO2009061005A1; US20110041810A1; DE112008003291T5; RU2010107214A

Abstract

在内燃机中，具备：能够变更机械压缩比的可变压缩比机构(A)，能够控制进气门(7)的关闭正时的可变气门正时机构(B)，和预测被配置在内燃机排气通路内的催化剂的温度的预测单元。在预测到催化剂的温度要下降到活性温度以下时，一边将实际压缩比保持为相同、或者使实际压缩比增大，一边使实际膨胀比下降。

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

具备燃烧室容积可变装置、在配置在内燃机排气通路内的催化剂的温度下降而要失去活性时使燃烧室容积增大而使实际压缩比下降，由此使燃烧效率恶化而使排气气温上升，从而使催化剂的温度上升的火花点火式内燃机已经公开(例如，参照日本特公平4-28893号公报)。

然而，若为了使催化剂的温度上升而使实际压缩比下降，燃料的着火(点火)以及燃烧恶化，所以具有不能得到稳定的燃烧的问题。

发明内容

本发明的目的在于提供一种能够一边确保良好的燃料的着火以及燃烧一边使催化剂的温度上升的火花点火式内燃机。

根据本发明，能够提供一种火花点火式内燃机，其具备能够变更机械压缩比的可变压缩比机构、能够控制进气门的关闭正时(closing timing)的可变气门正时机构、和预测被配置在内燃机排气通路内的催化剂的温度的预测单元，在预测到催化剂的温度要下降到活性温度以下时，一边将实际压缩比保持为相同、或者一边使实际压缩比增大，一边使实际膨胀比下降。

附图说明

图1是火花点火式内燃机的整体图；

图2是可变压缩比机构的分解立体图；

图3是图解性表示的内燃机的侧剖图；

图4是表示可变气门正时机构的图；

图5是表示进气门以及排气门的升程量的图；

图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比、膨胀比以及实际膨胀比的图；

图7是表示理论热效率与实际膨胀比的关系的图；

图8是用于说明通常的循环(cycle)以及超高膨胀比循环的图；

图9是表示与内燃机负荷相适应的机械压缩比等的变化的图；

图10是表示与内燃机负荷相适应的机械压缩比等的变化的图；

图11是表示与内燃机负荷相适应的机械压缩比等的变化的图；

图12是用于进行运行控制的流程图；

图13是表示进气门的关闭正时IC等的映射图(map)的图；

图14是表示进气门的关闭正时IC’等的映射图的图；

图15是表示火花点火式内燃机的其他的实施例的整体图；

图16是表示排气门的开启正时EO(opening timing)的图；

图17是用于进行运行控制的流程图。

具体实施方式

在图1中表示火花点火式内燃机的侧剖图。

如果参照图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表示配置于燃烧室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经由进气歧管11连接于稳压罐12(surge tank，调整槽)，在各进气歧管11上分别配置有用于向对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另外，燃料喷射阀13也可以不安装在各进气歧管11上而配置于各燃烧室5内。

稳压罐12经由进气管14连接于排气涡轮增压器15的压缩机15a的出口，压缩机15a的入口经由例如使用热线(hot wire，红外线)的吸入空气量检测器16连接于空气滤清器。在进气管14内配置有由致动器18驱动的节气门19。

另一方面，排气口10经由排气歧管20连接于排气涡轮增压器15的排气涡轮15b(turbine)的入口，排气涡轮15b的出口经由排气管21连接于内藏有例如三元催化剂的催化转换器22。在排气管21内配置有空燃比传感器23，在催化转换器22的下游配置有用于检测三元催化剂的温度的温度传感器24。

另一方面，在图1所示的实施例中在曲轴箱1与气缸体2的连接部设有通过使曲轴箱1与气缸体2的气缸轴线方向的相对位置变化而能够变更活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积的可变压缩比机构A，进而为了变更实际的压缩作用的开始正时(开始定时，start timing)而设有能够控制进气门7的关闭正时并且也能够单独(个别)地控制进气门7的开启正时的可变气门正时机构B。

电子控制单元30由数字计算机构成，具备通过双向性总线31互相连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存储器)33、CPU(中央处理器)34、输入端口35以及输出端口36。吸入空气量检测器16的输出信号、空燃比传感器23的输出信号以及温度传感器24的输出信号分别经由对应的AD转换器37向输入端口35输入。另外，在加速(油门)踏板40上连接有产生与加速踏板40的踩踏量L成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD转换器37向输入端口35输入。进而，在输入端口35上连接有曲轴每旋转例如30°时产生输出脉冲的曲轴转角传感器42。另一方面，输出端口36经由对应的驱动电路38连接于火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用致动器18、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B。

图2表示图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图；图3表示图解性表示的内燃机的侧剖图。如果参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有互相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的上壁面上互相隔着间隔地形成有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所示那样设有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上每隔一个地固定有能够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的旋转轴线共轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间，如图3中阴影所示，延长有相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心地能够旋转地安装有另外的圆形凸轮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能够旋转地插入对应的各凸轮插入孔53内。

在从图3(A)所示的状态使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮56如图3(A)中实线的箭头所示那样互相向相反方向旋转时，偏心轴57向下方中央移动，所以圆形凸轮58在凸轮插入孔53内如图3(A)中虚线的箭头所示那样向与圆形凸轮56相反的方向旋转；在如图3(B)所示那样，偏心轴57移动到下方中央时，圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。

将图3(A)与图3(B)进行比较可知，曲轴箱1与气缸体2的相对位置由圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心的距离确定，圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心的距离变得越大，气缸体2越远离曲轴箱1。在气缸体2远离曲轴箱1时，活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积增大，因此能够通过使各凸轮轴54、55旋转而变更活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。

如图2所示那样，为了使各凸轮轴54、55分别向相反方向旋转，在驱动电机59(drive motor)的旋转轴上安装有螺旋方向分别相反的一对蜗轮61、62，与这些蜗轮61、62啮合的齿轮63、64分别固定于各凸轮轴54、55的端部。在该实施例中能够通过驱动驱动电机59而使活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积在较大的范围内变更。另外，图1至图3所示的可变压缩比机构A仅表示一例，可以使用任何形式的可变压缩比机构。

另一方面，图4表示相对于在图1中用于驱动进气门7的凸轮轴70设置的可变气门正时机构B。如图4所示，可变气门正时机构B由安装在凸轮轴70的一端、用于变更凸轮轴70的凸轮的相位的凸轮相位变更部B1和配置在凸轮轴70与进气门7的气门挺杆24之间、将凸轮轴70的凸轮的作用角(work angle)变更为不同的作用角而向进气门7传递的凸轮作用角变更部B2构成。另外，在图4中对于凸轮作用角变更部B2表示出侧剖图与俯视图。

首先，如果最先对可变气门正时机构B的凸轮相位变更部B1进行说明，该凸轮相位变更部B1具备：通过内燃机的曲轴经由正时带向箭头方向旋转的正时带轮71，与正时带轮71一起旋转的圆筒状外壳72，与凸轮轴70一起旋转并且能够相对于圆筒状外壳72相对旋转的旋转轴73，从圆筒状外壳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状外壳72的内周面的叶片75(vane)；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供给工作油的供给控制通过工作油供给控制阀78进行。该工作油供给控制阀78具备：分别连接于各油压室76、77的油压口79、80，从油压泵81排出的工作油的供给口82，一对排油口83、84，和进行各口79、80、82、83、84之间的连通切断控制的滑阀85(spool valve)。

在应该使凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向下方移动，从供给口82供给的工作油经由油压口79向提前角用油压室76供给，同时延迟角用油压室77内的工作油从排油口84排出。此时旋转轴73相对于圆筒状外壳72向箭头X方向相对旋转。

与此相对，在应该使凸轮轴70的凸轮的相位滞后时在图4中使滑阀85向上方移动，从供给口82供给的工作油经由油压口80向延迟角用油压室77供给，同时提前角用油压室76内的工作油从排油口83排出。此时旋转轴73相对于圆筒状外壳72向与箭头X相反的方向相对旋转。

在旋转轴73相对于圆筒状外壳72相对旋转时，若滑阀85返回到图4所示的中立位置，旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73被保持为此时的相对旋转位置。因此能够通过凸轮相位变更部B1使凸轮轴70的凸轮的相位提前或者滞后所希望的量。即，能够通过凸轮相位变更部B1使进气门7的开启正时任意地提前或者延迟(滞后)。

接下来，如果对可变气门正时机构B的凸轮作用角变更部B2进行说明，该凸轮作用角变更部B2具备：与凸轮轴70平行地并列配置并且通过致动器91而在轴线方向上移动的控制杆90，与凸轮轴70的凸轮92配合(接合)并且能够滑动地嵌合于被形成在控制杆90上的在轴线方向上延伸的花键93的中间凸轮94，和为了驱动进气门7而与气门挺杆24配合并且能够滑动地嵌合于被形成在控制杆90上的螺旋状地延伸的花键95的摆动凸轮96；在摆动凸轮96上形成有凸轮97。

在凸轮轴90旋转时，由凸轮92使中间凸轮94一直以一定的角度摆动(摇动)，此时也使摆动凸轮96以一定的角度摆动。另一方面，中间凸轮94以及摆动凸轮96被支撑得在控制杆90的轴线方向上不能移动，因此在通过致动器91使控制杆90在轴线方向上移动时，摆动凸轮96相对于中间凸轮94相对旋转。

在由中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置关系使得凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94开始配合时，在摆动凸轮86的凸轮97开始与气门挺杆24配合的情况下，此时如图5(B)中a所示，进气门7的开启期间以及升程量变为最大。与此相对，在通过致动器91使摆动凸轮96相对于中间凸轮94向图4的箭头Y方向相对旋转时，凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94配合后，一段时间后摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆24配合。此时，如图5(B)中b所示，进气门7的开启期间(opening time)以及升程量变得比a小。

在使摆动凸轮96相对于中间凸轮94向图4的箭头Y方向进一步相对旋转时，如图5(B)中c所示，进气门7的开启期间以及升程量进一步变小。即，通过致动器91变更中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置，由此能够任意地变更进气门7的开启期间。但是，此时，进气门7的开启期间变得越短，则进气门7的升程量变得越小。

这样通过凸轮相位变更部B1能够任意地变更进气门7的开启正时，通过凸轮作用角变更部B2能够任意地变更进气门7的打开期间，所以通过凸轮相位变更部B1与凸轮作用角变更部B2双方，即通过可变气门正时机构B，能够任意地变更进气门7的开启正时与打开期间，即进气门7的开启正时与关闭正时。

另外，图1以及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，可以使用图1以及图4所示的例子以外的各种形式的可变气门正时机构。

接下来一边参照图6一边对本申请中使用的用语的意思进行说明。另外，在图6的(A)、(B)、(C)、(D)中，为了说明，表示了燃烧室容积为50ml、活塞的行程容积为500ml的内燃机，在这些图6的(A)、(B)、(C)、(D)中，所谓燃烧室容积，表示活塞位于压缩上止点时的燃烧室的容积。

图6(A)对机械压缩比进行说明。该机械压缩比是仅由压缩行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积机械确定的值，该机械压缩比通过(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(A)所示的例子中该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。

图6(B)对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是由从实际开始压缩作用时到活塞到达上止点为止的实际的活塞行程容积与燃烧室容积确定的值，该实际压缩比通过(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积表示。即，如图6(B)所示，在压缩行程，在活塞开始上升但进气门开启的期间内不进行压缩作用，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所述那样表示。在图6(B)所示的例子中实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。

图6(C)对膨胀比进行说明。膨胀比是由膨胀行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积确定的值，该膨胀比通过(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(C)所示的例子中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。

图6(D)对实际膨胀比进行说明。该实际膨胀比是由从开始了膨胀作用时到膨胀作用实际结束为止即排气门9开启为止的实际的排气行程容积与燃烧室容积确定的值，该实际膨胀比通过(燃烧室容积+实际的排气行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(D)所示的例子中，实际膨胀比为(50ml+450ml)/50ml＝10。

接下来一边参照图7以及图8一边对本发明中所使用的超高膨胀比循环进行说明。另外，图7表示理论热效率与实际膨胀比的关系，图8表示在本发明中根据负荷分别使用的通常的循环以及超高膨胀比循环的比较。

图8(A)表示进气门在下止点附近关闭、从大致压缩下止点附近开始由活塞引起的压缩作用时的通常的循环。在该图8(A)所示的例子中，与图6的(A)、(B)、(C)、(D)所示的例子同样，燃烧室容积设为50ml，活塞的行程容积设为500ml。如从图8(A)可知，在通常的循环中，机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也大致为11，膨胀比以及实际膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比、膨胀比以及实际膨胀比大致相等。

图7中的实线表示实际压缩比与实际膨胀比大致相等时的、即通常的循环中的理论热效率的变化。可知：此时实际膨胀比越大，即实际压缩比越高，理论热效率越高。因此在通常的循环中，为了提高理论热效率，提高实际压缩比即可。然而，为了制约内燃机高负荷运行时的爆震的产生，实际压缩比最大只能提高到12左右，这样一来在通常的循环中不能充分提高理论热效率。

另一方面，在这样的状况下本发明者严密区分机械压缩比与实际压缩比而对提高理论热效率进行研究，结果发现理论热效率受实际膨胀比支配，实际压缩比几乎不对理论热效率带来影响。即，在提高实际压缩比时，爆发力提高，但因为要进行压缩，需要较大的能量，这样一来，即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不提高。

与此相对，在增大实际膨胀比时，在膨胀行程时按压力对活塞进行作用的时间变长，这样一来活塞向曲轴给予旋转力的时间变长。因此实际膨胀比越增大，理论热效率越提高。图7的虚线ε＝10表示在将实际压缩比固定为10的状态下提高实际膨胀比时的理论热效率。这样可知，在将实际压缩比维持为较低的值的状态下提高实际膨胀比时的理论热效率的上升量与如图7的实线所示那样实际压缩比也与实际膨胀比同时增大时的理论热效率的上升量没有较大的差。

在这样将实际压缩比维持为较低的值时，不会产生爆震，因此当在将实际压缩比维持为较低的值的状态下提高实际膨胀比时，能够一边阻止爆震的产生一边大幅度提高理论热效率。图8(B)表示使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B一边将实际压缩比维持为较低的值一边提高实际膨胀比时的一例。

参照图8(B)，在该例中通过可变压缩比机构A将燃烧室容积从50ml减少到20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B使进气门的关闭正时滞后直到实际的活塞行程容积从500ml减少到200ml。其结果，在该例中实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml＝11。

另一方面，在图8(B)中表示排气门9在下止点附近开启的情况与在行程容积为450ml时排气门9开启的情况。在排气门9在下止点附近开启的情况下，实际膨胀比为(20ml+500ml)/20ml＝26，在行程容积为450ml时排气门9开启的情况下，实际膨胀比为(20ml+450ml)/20ml＝23.5。可知：在图8(A)所示的通常的循环中如上所述，实际压缩比大致为11并且实际膨胀比为11，与此情况相比，在图8(B)所示的情况下，仅实际膨胀比提高到26或者23.5。这是称为超高膨胀比循环的原因。

一般而言，在内燃机中内燃机负荷越低，热效率越差，因此为了提高内燃机运行时的热效率，即为了提高燃料经济性，需要提高内燃机负荷较低时的热效率。另一方面，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，减小了压缩行程时的实际的活塞行程容积，所以能够吸入燃烧室5内的吸入空气量变少，因此该超高膨胀比循环仅能够在内燃机负荷比较低时采用。因此在本发明中在内燃机负荷比较低时设为图8(B)所示的超高膨胀比循环，在内燃机高负荷运行时设为图8(A)所示的通常的循环。

接下来一边参照图9一边对三元催化加充分活化时的整个运行控制进行说明。

在图9中表示某一内燃机转速下的与内燃机负荷相适应的机械压缩比、实际膨胀比、进气门7的关闭正时、实际压缩比、吸入空气量、节气门19的开度以及泵送损失(pumping loss，抽吸动力损失)的各变化。另外，在本发明的实施例中为了能够通过催化转换器22内的三元催化剂同时降低排气中的未燃烧HC、CO以及NO_x，通常燃烧室5内的平均空燃比基于空燃比传感器23的输出信号反馈控制为理论空燃比。

而且，如上所述，在内燃机高负荷运行时执行图8(A)所示的通常的循环。因此如图9所示，此时机械压缩比降低，因此实际膨胀变低，在图9中如实线所示，进气门7的关闭正时如图5中实线所示提前。另外，此时吸入空气量较多，此时节气门19的开度保持为全开或者大致全开，所以泵送损失为零。

另一方面，如在图9中如实线所示，在内燃机负荷变低时，伴随于此，为了减少吸入空气量，使进气门7的关闭正时延迟。另外此时为了将实际压缩比大致保持为一定，如图9所示那样随着内燃机负荷变低而使机械压缩比增大，因此随着内燃机负荷变低，实际膨胀比也增大。另外，此时节气门19的开度也保持为全开或者大致全开，因此不通过节气门19而通过变更进气门7的关闭正时而控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。此时泵送损失也为零。

这样在内燃机负荷从内燃机高负荷运行状态降低时，在实际压缩比大致一定的情况下，随着吸入空气量减少而增大机械压缩比。即，与吸入空气量的减少成比例地减少活塞4到达了压缩上止点时的燃烧室5的容积。因此活塞4到达了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，所以活塞4到达了压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。

在内燃机负荷变得更低时，机械压缩比进一步增大，在内燃机负荷降低到偏靠低负荷附近的中负荷L₁时，机械压缩比到达构成为燃烧室5的构造上限的界限机械压缩比。在机械压缩比到达界限机械压缩比时，在负荷比机械压缩比到达了界限机械压缩比时的内燃机负荷L₁低的区域，机械压缩比被维持为界限机械压缩比。因此在低负荷侧的内燃机中负荷运行时以及内燃机低负荷运行时，即在内燃机低负荷运行侧，机械压缩比变为最大，实际膨胀比也变为最大。换而言之，在内燃机低负荷运行侧，为了得到最大的实际膨胀比，将机械压缩比设为最大。

另一方面，在图9所示的实施例中，即使内燃机负荷变得比L₁低，也如图9中实线所示，进气门7的关闭正时随着内燃机负荷变低而滞后，在内燃机负荷降低到L₂时，进气门7的关闭正时变为能够控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的界限关闭正时。在进气门7的关闭正时到达界限关闭正时时，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，将进气门7的关闭正时保持为界限关闭正时(limit closingtiming)。

在将进气门7的关闭正时保持为界限关闭正时时，已经不能通过进气门7的关闭正时的变化控制吸入空气量。在图9所示的实施例中，在此时即负荷比进气门7的关闭正时到达界限关闭正时时的内燃机负荷L₂低的区域，通过节气门19控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。但是，在通过节气门19进行吸入空气量的控制时，如图9所示，泵送损失增大。

另一方面，如图9所示，在内燃机负荷比L₁高的内燃机高负荷运行侧，实际压缩比相对于同一内燃机转速大致维持为同一实际压缩比。与此相对，在内燃机负荷比L₂更低时，即将机械压缩比保持为界限机械压缩比时，实际压缩比由进气门7的关闭正时确定，在如内燃机负荷处于L₁与L₂之间时那样使进气门7的关闭正时延迟时，实际压缩比下降，在如内燃机负荷处于比L₂更低的运行区域时那样将进气门7的关闭正时保持为界限关闭正时时，实际压缩比维持为一定。

另一方面，如图9中虚线所示，随着内燃机负荷降低而提前进气门7的关闭正时，由此也能够不通过节气门19控制吸入空气量。因此，在以能够同时包含图9中实线所示的情况与虚线所示的情况的方式表达时，在本发明的实施例中，随着内燃机负荷降低，使进气门7的关闭正时向从进气下止点BDC离开的方向移动到能够控制向燃烧室内供给的吸入空气量的界限关闭正时L₂。

而且，在催化转换器22内的三元催化剂的温度下降而变为活性温度以下时，变得不能进行排气的净化，因此需要将三元催化剂保持为活性温度以上。另一方面，如从图7可知，在实际膨胀比下降时理论热效率下降，排气温度升高。因此在本发明中在预测到三元催化剂的温度下降到活性温度以下时，使实际膨胀比下降，由此使排气温度上升而将三元催化剂的温度保持为活性温度以上。

但是在使实际膨胀比下降时如果实际压缩比下降，则燃料的点火以及燃烧恶化。因此在本发明中此时一边将实际压缩比保持为相同或者一边使实际压缩比增大一边使实际膨胀比下降。

图10表示在预测到三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时通过使机械压缩比下降而使实际膨胀比下降的实施例。另外，在图10中实线表示图9中的实线，即表示三元催化剂活性化时的各值，在图10中虚线表示使三元催化剂升温时的各值。

如从图10可知，在该实施例中，在应该使三元催化剂升温时，使机械压缩比从实线所示的值下降到虚线所示的值，此时实际膨胀比从实线所示的值下降到虚线所示的值。另一方面，在该实施例中，此时使实际压缩比从实线所示的值上升到虚线所示的值，因此使进气门7的关闭正时从实线向虚线向接近进气下止点的方向移动，并且使节气门19的开度从实线向虚线减小。

图11表示在预测到三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时通过使机械压缩比下降而使膨胀比下降的其他实施例。另外，在图11中实线表示图9中的实线，即表示三元催化剂活性化时的各值，在图11中虚线表示使三元催化剂升温时的各值。

在该实施例中也一样，在应该使三元催化剂升温时，使机械压缩比从实线所示的值下降到虚线所示的值，此时实际膨胀比从实线所示的值下降到虚线所示的值。另外，在该实施例中也一样，此时使实际压缩比从实线所示的值上升到虚线所示的值，因此使进气门7的关闭正时从实线向虚线向接近进气下止点的方向移动，并且使节气门19的开度从实线向虚线减小。

在该实施例中与图10所示的实施例不同，仅在内燃机负荷比预定的负荷L₀低时为了使三元催化剂升温而使机械压缩比下降，进而此时内燃机负荷变得越低，越使机械压缩比的下降量增大。即，在内燃机负荷比L₀高时认为三元催化剂的温度不会变为活性温度以下，因此在该实施例中在内燃机负荷比L₀高时不管三元催化剂的温度如何都不进行三元催化剂的升温作用。

另一方面，在内燃机负荷比L₀低的区域，在内燃机负荷降低时排气温度降低并且排气量变少。因此在预测到三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时，为了将三元催化剂的温度保持为活性温度，内燃机负荷变得越低，越需要使排气温度上升。因此在该实施例中，在预测到三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时，内燃机负荷变得越低，越使机械压缩比的下降量增大，由此内燃机负荷变得越低，越使实际膨胀比的下降量增大。

在图12中表示能够应用于图10以及图11所示的任意一个实施例的运行控制例程。参照图12，首先最初在步骤100中从温度传感器24的输出信号推定三元催化剂的温度TC。接下来在步骤101中判别三元催化剂的温度TC是否变为被预测为要下降到活性温度以下的温度T₀以下，例如比三元催化剂活性化(活化)的温度稍高的温度T₀以下。在TC≥T₀时，即三元催化剂充分地活性化时，进入步骤102而进行图9所示的运行控制。

即，在步骤102中计算出目标实际压缩比CP。接下来在步骤103中从图13(A)所示的映射图计算进气门7的关闭正时IC。即，将为了向燃烧室5内供给要求吸入空气量所需要的进气门7的关闭正时IC设为内燃机负荷L以及内燃机转速N的函数，以图13(A)所示的映射图的形式预先储存在ROM32内，从该映射图计算出进气门7的关闭正时IC。

接下来在步骤104中计算出机械压缩比CR。接下来在步骤105中计算出节气门17的开度。该节气门17的开度θ设为内燃机负荷L以及内燃机转速N的函数，以图13(B)所示的映射图的形式预先储存在ROM32内。接下来在步骤110中以机械压缩比变为机械压缩比CR的方式控制可变压缩比机构A，以进气门7的关闭正时变为关闭正时IC的方式控制可变气门正时机构B，以节气门17的开度变为开度θ的方式控制节气门17。

与此相对，当在步骤101中判断为TC＜T₀了时，即预测为三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时，进入步骤106而切换到图10的虚线所示的运行控制。另外，在图11所示的实施例中，当在内燃机负荷比L₀低时且变为了TC＜T₀时进入步骤106，切换到图11的虚线所示的运行控制。

即，首先最初在步骤106中计算出目标实际压缩比CP’。接下来在步骤107中从图14(A)所示的映射图计算出进气门7的关闭正时IC’。即，此时也将为了向燃烧室5内供给要求吸入空气量所需要的进气门7的关闭正时IC’设为内燃机负荷L以及内燃机转速N的函数，以图14(A)所示的映射图的形式预先储存在ROM32内，从该映射图计算出进气门7的关闭正时IC’。

接下来在步骤108中计算出机械压缩比CR’。接下来在步骤109中计算出节气门19的开度。该节气门19的开度θ’也设为内燃机负荷L以及内燃机转速N的函数，以图14(B)所示的映射图的形式预先储存在ROM32内。接下来在步骤110中以机械压缩比变为机械压缩比CR’的方式控制可变压缩比机构A，以进气门7的关闭正时变为关闭正时IC’的方式控制可变气门正时机构B，以节气门19的开度变为开度θ’的方式控制节气门19。另外，为了进一步提高排气温度，也可以使点火正时延迟。

图15至图17表示进而其他的实施例。在该实施例中如图15所示，相对于排气门9也设置与相对于进气门7设置的可变气门正时机构B同样的构造的可变气门正时机构B’。因此该可变气门正时机构B’能够控制排气门9的关闭正时并且能够单独控制排气门9的开启正时。

在该实施例中，在预测到三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时，不使机械压缩比下降，而如图16所示，使排气门9的开启正时EO从通常时的EO₀提前到EO₁，由此使实际膨胀比下降。

在图17中表示运行控制例程。参照图17，首先最初在步骤200中从温度传感器24的输出信号推定三元催化剂的温度TC。接下来在步骤201中判定三元催化剂的温度TC是否变为了被预测为要下降到活性温度以下的温度T₀以下。在TC≥T₀时，即三元催化剂充分地活性化时，进入步骤202而将排气门9的开启正时EO设为图16所示的通常时的开启正时EO₀。接下来进入步骤204。

与此相对，当在步骤201中判断为TC＜T₀了时，即预测为三元催化剂的温度要下降到活性温度以下时，进入步骤203而使排气门9的开启正时EO提前到图16所示的EO₁。此时为了进一步提高排气温度，可以使点火正时延迟。接下来进入步骤204。

在步骤204以后进行图9所示的运行控制。即，在步骤204中计算出目标实际压缩比CP。接下来在步骤205中从图13(A)所示的映射图计算进气门7的关闭正时IC。接下来在步骤206中计算出机械压缩比CR。接下来在步骤207中从图13(B)所示的映射图计算出节气门19的开度θ。接下来在步骤208中以机械压缩比变为机械压缩比CR的方式控制可变压缩比机构A，以进气门7的关闭正时变为关闭正时IC的方式控制可变气门正时机构B，以排气门9的开启正时EO变为开启正时EO₀或者EO₁的方式控制可变气门正时机构B，以节气门19的开度变为开度θ的方式控制节气门19。

另外，如上所述在图8(B)所示的超高膨胀比循环中实际膨胀比设为26或者23.5。该实际膨胀比越高越优选，但如从图7可知，相对于实用上能够使用的下限实际压缩比ε＝5，如果为20以上，能够得到相当高的理论热效率。因此，在本发明中以实际膨胀比为20以上的方式形成可变压缩比机构A。

Claims

1.一种火花点火式内燃机，具备能够变更机械压缩比的可变压缩比机构、能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构、和预测配置在内燃机排气通路内的催化剂的温度的预测单元，在预测到催化剂的温度要下降到活性温度以下时，一边将实际压缩比保持为相同、或者使实际压缩比增大，一边使实际膨胀比下降。

2.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中：在预测到催化剂的温度要下降到活性温度以下时，通过使机械压缩比下降而使实际膨胀比下降。

3.如权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中：在内燃机进气通路内配置有节气门，在通过使内燃机压缩比下降而使实际膨胀比下降时，使进气门的关闭正时向接近进气下止点的方向移动，并且减小节气门的开度。

4.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中：具备能够控制排气门的开启正时的可变气门正时机构，在预测到催化剂的温度要下降到活性温度以下时，通过使排气门的开启正时提前而使实际膨胀比下降。

5.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中：在预测到催化剂的温度要下降到活性温度以下时，点火正时被延迟。

6.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中：在内燃机低负荷运行侧将机械压缩比设为最大以得到最大的膨胀比，该最大的膨胀比为20以上。