CN101802371A - 火花点火式内燃机 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种火花点火式内燃机，在该内燃机中具有可改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)和可控制进气门(7)的关闭正时的可变气门正时机构(B)。在内燃机低负荷运行侧使机械压缩比维持在最大机械压缩比、并且在内燃机高负荷运行侧使机械压缩比随着内燃机负荷的升高而逐渐减小。在内燃机高负荷运行侧进行理论空燃比下的燃烧，在机械压缩比变为最大机械压缩比的内燃机低负荷运行侧进行稀空燃比下的燃烧。

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
公知如下火花点火式内燃机(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(closing timing)的可变气门正时机构(可变配气机构)，且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，在内燃机从高负荷运行向中负荷运行转变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增大机械压缩比并且延迟进气门的关闭正时。
然而，如在后面详细说明的那样可知，在这样的内燃机中热效率变高的空燃比根据机械压缩比的不同而不同，因此，要提高热效率就需要根据机械压缩比适当选择空燃比。但是，上述的文献对这方面的内容没有任何提及。
发明内容
本发明的目的在于提供一种：能对热效率变高的空燃比根据机械压缩比的不同而不同这一情况加以考虑而得到高的热效率的火花点火式内燃机。
根据本发明，可提供一种如下火花点火式内燃机：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的可变气门正时机构，在内燃机低负荷运行侧与内燃机高负荷运行时相比使机械压缩比变大、并且在内燃机高负荷运行侧使机械压缩比随着内燃机负荷的升高而逐渐减小，选择地进行第1空燃比下的燃烧和比第1空燃比大的第2空燃比下的燃烧，在内燃机高负荷运行侧禁止第2空燃比下的燃烧，在内燃机低负荷运行侧允许第2空燃比下的燃烧。
即，在本发明中为了提高热效率，在内燃机高负荷运行侧使用热效率高的第1空燃比，在内燃机低负荷运行侧允许使用热效率高的第2空燃比。
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3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量的图。
图6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8是用于说明通常循环和超高膨胀比循环(cycle)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10是用于说明理论热效率的图。
图11是用于说明实际热效率(正味熱効率)的图。
图12是用于说明由空燃比的差所产生的实际热效率的差的图。
图13是表示用于进行运行控制的流程图。
图14是表示进气门的关闭正时等的映射图(map)的图。
图15是表示进气门的关闭正时等的映射图的图。
图16是用于说明由最大机构压缩比的差(差别)所产生的实际热效率的差的图。
图17是用于进行运行控制的流程图。
具体实施方式
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，稳定罐)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，代替将燃料喷射阀13安装于各进气支管11，燃烧喷射阀13也可配置在各燃烧室5内。
调整槽12通过进气管14被连接到空气滤清器15，在进气管14内配置由致动器16驱动的节气门17和使用例如热线(hot wire，红外线)的吸入空气量检测器18。另一方面，排气口10通过排气歧管19被连接到内置例如三元催化剂的催化剂转换器20，在排气歧管19内配置空燃比传感器21。
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，还设置有可改变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B。另外，在图1中所示的实施例中，该实际压缩作用开始正时变更机构B包括可控制进气门7的关闭正时的可变气门正时机构。
电子控制单元30由数字计算机构成，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连接曲轴每旋转例如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3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且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(每隔一个地)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成为与各凸轮轴54、55的旋转轴线同轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间如在图3中用剖面线所示延伸着相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心且可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可旋转地插入对应的各凸轮插入孔53内。
若从图3(A)中所示的状态
Figure GPA00001046782600041
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3(A)的虚线的箭头所示向与圆形凸轮56相反的方向旋转，如图3(B)所示若偏心轴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3(A)和图3(B)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离曲轴箱1越远。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涡轮61、62。与这对涡轮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3所示的可变压缩比机构A仅表示一例子，也可以使用任何形式的可变压缩比机构。
另一方面，图4表示安装在图1中用于驱动进气门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(液压)室76、77的工作油的供给控制由工作油供给控制阀78进行。该工作油供给控制阀78具有：分别被连接到各油压室76、77的油压端口79、80，从油压泵81喷出的工作油的供给端口82，一对排油端口(drain port)83、84，和进行各端口79、80、82、83、84之间的连通隔断控制的滑阀(spool valve)85。
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85向右方移动，从供给端口82供给的工作油通过油压端口79被供给到提前角用油压室76，并且，延迟角用油压室77内的工作油从排油端口84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85向左方移动，从供给端口82供给的工作油通过油压端口80被供给到延迟角用油压室77，并且，提前角用油压室76内的工作油从排油端口83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，若滑阀85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的凸轮的相位提前最大量时；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量时。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的关闭正时也可任意设定在图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。
接着，参照图6对本申请中所使用的技术术语的意思进行说明。另外，图6(A)、(B)、(C)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6(A)、(B)、(C)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6(A)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6(A)中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6(B)所示，在压缩行程即使活塞开始上升而在进气门开着的期间也不产生压缩作用，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6(B)中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6(C)中所示的例子中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
接着，参照图7和图8对作为本发明中的最基本的内容的特征进行说明。另外，图7表示理论热效率和膨胀比的关系，图8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8(A)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8(A)表示的例子也与图6(A)、(B)、(C)中所示的例子同样地燃烧室容积设为50ml、活塞的行程容积设为500ml。如由图8(A)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以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，对理论热效率实际压缩比几乎不产生影响。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。
这样若实际压缩比维持在低的值，则不会产生爆振，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，则可防止爆振的产生同时可大幅提高理论热效率。在图8(B)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8(B)，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(定时)使得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8(A)中所示的通常的循环中如前述实际压缩比大致为11且膨胀比为11，与这种情况相比可知：在图8(B)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。
一般来说，在内燃机中内燃机负荷越低则热效率越差，因此，为了提高内燃机运行时的热效率即要提高燃料经济性，需要提高在内燃机负荷低时的热效率。另一方面，在图8(B)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：在内燃机负荷比较低时设为图8(B)中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)中所示的通常的循环。
接着，参照图9，对典型的运行控制全面进行说明。
在图9中示出了：在某内燃机转速的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的开度和泵气损失(pumping loss)的各自变化。图9表示如下情况：为了可用催化剂转换器20内的三元催化剂同时降低排气中的未燃HC、CO和NOx，通常在燃烧室5内的平均空燃比基于空燃比传感器21的输出信号被反馈控制为理论空燃比。
那么，如上述在内燃机高负荷运行时实施图8(A)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降低，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，泵气损失为零。
另一方面，如在图9中实线所示若内燃机负荷降低，则为了与其相应地减少吸入空气量，延迟进气门7的关闭正时。另外，在此时为了使实际压缩比大致保持恒定，如图9所示使机械压缩比随着内燃机负荷的降低而增大，因此，随着内燃机负荷降低，膨胀比也被增大。另外，在此时节气门17也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。此时的泵气损失也为零。
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情况下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到达了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，此时在如图9所示的例中，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，在内燃机负荷降低到稍稍偏向低负荷的中负荷L1时，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。若机械压缩比达到界限机械压缩比，则在与机械压缩比达到界限机械压缩比时的内燃机负荷L1相比负荷低的区域，机械压缩比保持在界限机械压缩比。因此，在低负荷侧的内燃机中负荷运行时和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，膨胀比也变为最大。换句话来说，在内燃机低负荷运行侧，为了得到最大的膨胀比，使机械压缩比为最大。
另一方面，在图9所示的实施例中，即使内燃机负荷变为低于L1，也可如图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，若内燃机负荷降低到L2，则进气门7的关闭正时成为可控制供给到燃烧室5内的吸入空气量的界限关闭正时。若进气门7的关闭正时达到界限关闭正时，则在与进气门7的关闭正时达到了界限关闭正时时的内燃机负荷L2相比负荷低的区域，进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时。
若进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时，则已经不能由进气门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，在与此时即进气门7的关闭正时达到了界限关闭正时时的内燃机负荷L2相比负荷低的区域，由节气门17控制供给到燃烧室5内的吸入空气量。但是，若进行由节气门17进行的吸入空气量的控制，则会如图9所示增大泵气损失。
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，实际压缩比相对于相同的内燃机转速被维持在大致相同的实际压缩比。与此相对，在内燃机负荷比L2低时即机械压缩比保持在界限机械压缩比时，实际压缩比由进气门7的关闭正时决定，若如在内燃机负荷处于L1和L2之间时那样进气门7的关闭正时延迟，则实际压缩比降低，若如在处于内燃机负荷低于L2的运行区域时那样进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时，则实际压缩比维持恒定。
接着，参照图10和图11对理论热效率和实际热效率进行说明。在图10中，实线A表示无限制地增大机械压缩比的情况。若一直增大机械压缩比A即一直增大膨胀比，则在膨胀行程的末端、即排气门9打开了时的燃烧室5内的压力逐渐降低，最终变为大气压。此时在图10中用B表示。
另一方面，在图10中实线C表示在无限制地增大机械压缩比A时的理论热效率的变化。如图10中所示，理论热效率C随着机械压缩比A的增大即随着膨胀比的增大而变大，但若该理论空燃比C超过B点则开始降低。即，若机械压缩比A超过B点，则在膨胀行程的末端的燃烧室5内的压力变为大气压以上，其结果是理论热效率C降低。
因此，要得到高的热效率就需要使机械压缩比A不超过B点太多，通常将最大机械压缩比设为没有超过B点的值。另外，在图10中所示的例子中，将最大机械压缩比设为用虚线D表示的值。
另一方面，在图10中虚线E表示：机械压缩比A变成了最大机械压缩比D时通过改变进气门7的关闭正时控制吸入空气量的情况下的实际压缩比的变化；虚线F表示：机械压缩比A变成了最大机械压缩比D时由节气门17控制吸入空气量的情况下的实际压缩比的变化。
另外，在图10中虚线G表示：机械压缩比A变成了最大机械压缩比D时通过改变进气门7的关闭正时控制吸入空气量的情况下的理论空燃比的变化；虚线H表示：机械压缩比A变成了最大机械压缩比D时由节气门17控制吸入空气量的情况下的理论空燃比的变化。
在通过改变进气门7的关闭正时控制吸入空气量的情况下，内燃机负荷越降低，则实际压缩比E越降低，因此，内燃机负荷越降低则理论热效率G越降低。与此相对，由节气门17控制吸入空气量的情况下，不论内燃机负荷如何，实际压缩比F维持恒定，因此不论内燃机负荷如何，理论热效率H维持恒定。
图11中除了在图10所示的理论热效率，还示出了泵气损失和实际热效率。在机械压缩比维持在最大机械压缩比D时，由节气门17控制吸入空气量时的理论热效率H变为高于理论热效率G。但是，由节气门17控制吸入空气量则如在图11中用I所示产生泵气损失。
若考虑该泵气损失，则如图11所示，通过改变进气门7的关闭正时控制吸入空气量的情况下的实际热效率J变为高于由节气门17控制吸入空气量时的实际热效率K。在图9中所示的例子中，在机械压缩比被维持在最大机械压缩比D时，若内燃机负荷变低，则吸入空气量的控制从由进气门7的关闭正时进行的控制切换为由节气门17进行的控制，因此，实际热效率如用实线L表示的方式变化。
图12表示在进行第1空燃比下的燃烧和比第1空燃比大的第2空燃比下的燃烧情况下的机械压缩比、进气门7的关闭正时、实际压缩比、理论热效率和实际热效率的变化。另外，第1空燃比为例如理论空燃比，在图12中用虚线表示，第2空燃比例如为稀空燃比，在图12中用实线表示。
图9中所示的例子表示进行理论空燃比下的燃烧的情况，因此，在图11中，用虚线表示的机械压缩比、进气门7的关闭正时和实际压缩比的变化与在图9中用实线表示的机械压缩比、进气门7的关闭正时和实际压缩比的变化相同。另外也认为根据基于图10和图11已经进行的说明可容易理解：在进行理论空燃比下的燃烧时的理论热效率和实际热效率以如在图12中用虚线表示的方式变化。
另外，在图12中横轴的负荷表示燃料喷射量。在此，若考察在相同负荷的情况下、即在燃料喷射量相同的情况下使空燃比为理论空燃比情况和使空燃比为稀空燃比的情况，则在使空燃比为稀空燃比的情况下与使空燃比为理论空燃比的情况相比必须增大吸入空气量。因此，如图12所示在相同负荷的情况下，稀空燃比时的进气门7的关闭正时如用实线表示为了增大吸入空气量，与用虚线表示的理论空燃比的情况相比被提前。
若进气门7的关闭正时被提前，则实际压缩比增大。因此，此时如图12所示在内燃机高负荷运行侧为了将实际压缩比保持在与理论空燃比时相同，在稀空燃比时如用实线表示的那样与理论空燃比的情况相比降低机械压缩比。若机械压缩比被降低，则膨胀比降低，因此，如在图12中用实线所示理论热效率和实际热效率降低。即，在内燃机高负荷运行侧在理论空燃比时与在稀空燃比时相比实际热效率变高。
另一方面，如上所述，机械压缩比维持在最大机械压缩比时，进气门7的关闭正时越被延迟，实际压缩比越降低。另一方面，在机械压缩比低于最大机械压缩比时不论是为理论空燃比还是为稀空燃比，机械压缩比都以实际压缩比成为恒定值的方式变化，因此，如图12中所示，稀空燃比时的机械压缩比的变化模式与理论空燃比时的机械压缩比的变化模式相比成为偏向左侧的形状。
因此，如图12所示，在机械压缩比变为最大机械压缩比的内燃机低负荷运行侧，在膨胀比相同的情况下，稀空燃比时的实际压缩比与理论空燃比时的实际压缩比相比变高。因此，在内燃机低负荷运行侧，稀空燃比时与理论空燃比时相比理论热效率和实际热效率变高。因此，从实际热效率来考虑，在内燃机高负荷运行侧优选是禁止采用稀空燃比即第2空燃比的燃烧，可进行第2燃烧仅为内燃机低负荷运行侧。
因此，在本发明中，选择地进行第1空燃比下的燃烧和比第1空燃比高的第2空燃比下的燃烧，在内燃机高负荷运行侧禁止第2空燃比下的燃烧，在机械压缩比变成了最大机械压缩比时允许第2空燃比下的燃烧。
然而，在根据本发明的第1实施例中，在机械压缩比变成了最大机械压缩比时，进行第2空燃比下的燃烧。再稍稍具体来说，在该第1实施例中，在第2空燃比时机械压缩比变为最大的负荷区域进行第2空燃比下的燃烧。图13表示用于实施该第1实施例的运行控制流程。
参照图13，首先，在步骤100，判断是否为机械压缩比在第2空燃比即稀空燃比的情况下变为最大机械压缩比的负荷区域。在不是机械压缩比变为最大压缩比的负荷区域时进行到步骤101，在第1空燃比例如理论空燃比的情况下进行燃烧。
即，在步骤101计算出目标实际压缩比PC。接着，在步骤102，根据图14(A)中所示的映射图计算出进气门7的关闭正时IC。即，在空燃比为理论空燃比时向燃烧室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作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数以如图14(A)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的关闭正时IC。
接着，在步骤103计算出机械压缩比CR。接着，在步骤104计算出节气门17的开度。空燃比为理论空燃比时的节气门17的开度θ作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数以如图14(B)所示的映射图的形式预先储存在ROM32内。接着，在步骤109，以使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，以使进气门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，以使节气门17的开度变为开度θ的方式控制节气门17。
与此相对，在步骤100判断为是机械压缩比在第2空燃比即稀空燃比的情况下变为最大压缩比的负荷区域时，进到步骤105，在稀空燃比的情况下进行燃烧。即，在步骤105计算出目标实际压缩比PC’。接着，在步骤106，根据图15(A)中所示的映射图计算出进气门7的关闭正时IC’。即，在空燃比为稀空燃比时向燃烧室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’作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数以如图15(A)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的关闭正时IC’。
接着，在步骤107计算出机械压缩比CR’。接着，在步骤108计算出节气门17的开度。空燃比为稀空燃比时的节气门17的开度θ’作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数以如图15(B)所示的映射图的形式预先储存在ROM32内。接着，在步骤109，以使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，以使进气门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，以使节气门17的开度变为开度θ’的方式控制节气门17。
另外，若内燃机转速变高，则在燃烧室5内产生的紊流变强，其结果：即使提高机械压缩比也不会产生爆振。因此，在根据本发明的实施例中，内燃机转速变得越高，则使机械压缩比越高。图12表示内燃机转速比较低时的机械压缩比等的变化。与此相对，图16表示在内燃机高速旋转时的机械压缩比、理论热效率和实际热效率的变化。另外，在图16中也与图12同样，虚线表示第1空燃比例如理论空燃比时，实线表示第2空燃比即稀空燃比时。
如从图16可知，若最大机械压缩比变高，则理论热效率的峰值变为低负荷侧，在理论空燃比时理论热效率变为峰值的负荷和稀空燃比时理论热效率变为峰值的负荷的差变小。其结果：如图16所示，稀空燃比时的一方与理论空燃比时相比若实际热效率变高的区域变成仅为极低负荷的区域。在如这样仅在极度受限制的狭窄区域实际热效率变高的情况下即使切换到稀空燃比，也仅是使控制变得复杂而没有太大的意义。
即，切换成稀空燃比有意义的为如下时候：若在最大机械压缩比某种程度地变小而切换为稀空燃比，则实际热效率变高的负荷区域某种程度地变宽。因此，在根据本发明的第2实施例中，在最大机械压缩比低于预先设定的基准值CR0(图16)时，在机械压缩比变为了最大机械压缩比时进行采用第2空燃比即稀空燃比下的燃烧，在最大机械压缩比高于预先设定的基准值CR0时，在机械压缩比变为了最大机械压缩比时进行采用第1空燃比即理论空燃比下的燃烧。
图17表示用于实施该第2实施例的运行控制流程。
参照图17，首先，在步骤200，判断是否为机械压缩比在第2空燃比即稀空燃比的情况下变为最大机械压缩比的负荷区域。在不是机械压缩比变为最大压缩比的负荷区域时进到步骤201，在第1空燃比例如理论空燃比的情况下进行燃烧。
即，在步骤201计算出目标实际压缩比PC。接着，在步骤202，根据图14(A)中所示的映射图计算出进气门7的关闭正时IC。接着，在步骤203计算出机械压缩比CR。接着，在步骤204根据图14(B)中所示的映射图计算出节气门17的开度θ。接着，在步骤210，以使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，以使进气门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，以使节气门17的开度变为开度θ的方式控制节气门17。
与此相对，在步骤200判断为是机械压缩比在第2空燃比即稀空燃比的情况下变为最大压缩比的负荷区域时，进到步骤205，判断最大机械压缩比CRmax是否低于基准值CR0，此时，在判定为CRmax≥CR0时，进到步骤201，进行理论空燃比下的燃烧。与此相对，在判定为CRmax＜CR0时，进到步骤206，进行在稀空燃比下的燃烧。
即，在步骤206计算出目标实际压缩比PC’。接着，在步骤207，根据图15(A)中所示的映射图计算出进气门7的关闭正时IC’。接着，在步骤208计算出机械压缩比CR’。接着，在步骤209根据图15(B)中所示的映射图计算出节气门17的开度θ’。接着，在步骤210，以使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，以使进气门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，以使节气门17的开度变为开度θ’的方式控制节气门17。
然而如前述在图8(B)中所示的超高膨胀比循环中使膨胀比为26。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。
另一方面，还可如在图9中虚线所示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、而不由节气门17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的任一种情况，在根据本发明的实施例中为：使进气门7的关闭正时随着内燃机负荷的降低而向从进气下止点BDC离开的方向移动直到可控制供给到燃烧室内的吸入空气量的界限关闭正时L2。

Claims (8)

1.一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和能够控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构，在内燃机低负荷运行侧与内燃机高负荷运行时相比使机械压缩比变大，并且在内燃机高负荷运行侧使机械压缩比随着内燃机负荷的升高而逐渐减小，选择地进行第1空燃比下的燃烧和比第1空燃比大的第2空燃比下的燃烧，在内燃机高负荷运行侧禁止第2空燃比下的燃烧，在内燃机低负荷运行侧允许第2空燃比下的燃烧。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机高负荷运行侧进行第1空燃比下的燃烧，在内燃机低负荷运行侧进行第2空燃比下的燃烧。
3.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，机械压缩比在内燃机低负荷运行侧为最大机械压缩比，在机械压缩比变为了最大机械压缩比时允许进行第2空燃比下的燃烧。
4.根据权利要求3所述的火花点火式内燃机，其中，在机械压缩比变为了最大机械压缩比时进行第2空燃比下的燃烧。
5.根据权利要求3所述的火花点火式内燃机，其中，在最大机械压缩比低于预先设定的基准值时当机械压缩比变成了最大机械压缩比时进行第2空燃比下的燃烧，在最大机械压缩比高于预先设定的基准值时当机械压缩比变成了最大机械压缩比时进行第1空燃比下的燃烧。
6.根据权利要求3所述的火花点火式内燃机，其中，使机械压缩比随着内燃机负荷的降低而增大直到界限机械压缩比，在负荷比机械压缩比为该界限机械压缩比的内燃机负荷低的内燃机低负荷运行侧，机械压缩比被维持在最大机械压缩比，在负荷比机械压缩比为该界限机械压缩比的内燃机负荷高的内燃机高负荷运行侧，使机械压缩比随着内燃机负荷升高而逐渐减小。
7.根据权利要求3所述的火花点火式内燃机，其中，在为最大机械压缩比时所得到的最大膨胀比为20以上。
8.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，上述第1空燃比为理论空燃比，上述第2空燃比为稀空燃比。
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