CN101849092B - 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，在该内燃机中具备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(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，在内燃机高负荷运行侧，使机械压缩比随着内燃机负荷变高而逐渐减小。在内燃机高负荷运行侧预先设定有变为比最大机械压缩比低的预先确定的机械压缩比的负荷(L₂)，在比该预先设定的负荷(L₂)低的负荷区域，关闭节气门(17)。

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

众所周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)：具备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，在内燃机中负荷运行时和内燃机高负荷运行时进行基于增压器的增压作用，并且，在从内燃机高负荷运行变到中负荷运行时，在使实际压缩比保持为恒定的状态下，随着内燃机负荷降低，增大机械压缩比，并且，延迟进气门的关闭正时。 

在这样的内燃机中，机械压缩比变高时，压缩行程末期的活塞顶面和燃烧室内壁面的间隔变窄，因此，会在燃烧室内产生强力的挤流(squishflow)。其结果，在燃烧室内产生强力的乱流(disturbances)，这样一来就能得到良好的燃料的点火和燃烧。但是，当机械压缩比变低时，压缩行程末期的活塞顶面和燃烧室内壁面的间隔变宽，因此，挤流变弱或不产生挤流。其结果，在燃烧室内产生的乱流弱化，这样一来产生燃料的点火和燃烧变差这样的问题。 

发明内容

本发明的目的在于提供一种能够确保良好的燃料的点火和燃烧的火花点火式内燃机。 

根据本发明，提供一种火花点火式内燃机，具备能够改变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、以及为了控制吸入空气量而配置在内燃机进气通路内的节气门，使进气门的关闭正时随着内燃机负荷变低而向离开进气下止点的方向移动，使机械压缩比随着内燃机负荷变低而增大到最大机械压缩比，在负荷比机械压缩比变为最大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，并且，随着内燃机负荷变低而使实际压缩比降低，在内燃机高负荷运行侧预先设定有机械压缩比变为最大机械压缩比和全负荷运行时的机械压缩比的中间的值的负荷，在比该预先设定的负荷低的负荷区域，使节气门关闭。

即，在本发明中，在比上述的预先设定的负荷低的负荷区域，由节气门对吸入空气流进行节流。当对吸入空气流进行节流时，进气门的关闭正时被提前，因此，进气门关闭后直到活塞到达上止点为止的冲程(stroke)量与节气门全开时相比而变长。即，因基于节气门的吸入空气的节流作用和到上止点为止的活塞的冲程量的增大，在燃烧室内产生乱流，由此，能确保良好的燃料的点火和燃烧。 

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是用于说明通常的循环和超高膨胀比循环的图。 

图9是表示与内燃机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。 

图10是用于进行运行控制的流程图。 

图11是表示进气门的关闭正时等的映射的图。 

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

图1示出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被连结到调压箱(surge tank)12，在各进气支管11配置有用于向分别对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。需说明的是，可以代替将燃料喷射阀13安装于各进气支管11而将其配置在各燃烧室5内。 

调压箱12通过进气道(intake duck)14被连结到空气净化器15，在进气道14内配置有由致动器16驱动的节气门17和例如使用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被连结到内置例如三元催化剂的催化剂转换器20，在排气歧管19内配置有空燃比传感器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的连结部设有可变压缩比机构A，该可变压缩比机构A能够通过改变曲轴箱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，进一步还设置有能够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。需说明的是，在图1所示的实施例中，该实际压缩作用开始正时变更机构B由能够控制进气门7的关闭正时的可变气门正时机构构成。 

电子控制单元30由数字计算机构成，具备由双向性总线31相互连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)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被输入至输入 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被输入至输入端口35。而且，在输入端口35连接有每当曲轴旋转例如30°就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而连接于火花塞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示出图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3示出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所示那样，设置有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上固定有每隔一个而以能够旋转的方式插入至各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56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之间如图3中用剖面线(hatching)所示那样，延伸有相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线而偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心且能旋转地安装有其他的圆形凸轮58。如图2所示那样，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以能够旋转的方式插入对应的各凸轮插入孔53内。 

从图3(A)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3(A)中用实线的箭头所示的那样在相互相反的方向上旋转时，为了使偏心轴57向下方中央移动，圆形凸轮58在凸轮插入孔53内如用图3(A)的虚线的箭头所示那样在与圆形凸轮56相反的方向上旋转，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。 

如比较图3(A)和图3(B)可知的那样，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的中心的距离来确定，圆形凸 轮56的中心和圆形凸轮58的中心的距离越大、则气缸体2离曲轴箱1越远。当气缸体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，通过使各凸轮轴54、55旋转，能够改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。 

如图2所示那样，为了使各凸轮轴54、55在彼此相反的方向上旋转，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(worm gear)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，能够在宽范围内改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。需说明的是，图1～图3所示的可变压缩比机构A仅表示一个例子，也可以使用任何形式的可变压缩比机构。 

另一方面，图4示出图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具备：由内燃机的曲轴通过正时带(timing belt)使之在箭头方向上旋转的正时带轮(timing pulley)71、与正时带轮71一起旋转的圆筒状壳(housing)72、与进气门驱动用凸轮轴70一起旋转且相对于圆筒状壳72能够相对旋转的旋转轴73、从圆筒状壳72的内周面延伸到旋转轴73的外周面的多个分隔壁74、以及在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳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用液压室76和延迟用液压室77。 

向各液压室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具备：分别连结于各液压室76、77的液压口79、80、从液压泵81喷出的工作油的供给口82、一对排油口(drain port)83、84、以及进行各口79、80、82、83、84之间的连通切断控制的阀芯(spoolvalve)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中使阀芯85向右方移动，从供给口82供给的工作油通过液压口79而被供给到提前用液压室76，并且，延迟用液压室77内的工作油被从排油口84排出。此 时，使旋转轴73相对于圆筒状壳72而在箭头方向上相对旋转。 

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中使阀芯85向左方移动，从供给口82供给的工作油通过液压口80被供给到延迟用液压室77，并且，提前用液压室76内的工作油被从排油口83排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状壳72而在与箭头相反的方向上相对旋转。 

在使旋转轴73相对于圆筒状壳72而相对旋转时，当阀芯85返回图4中所示的中立位置时，使旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73被保持在此时的相对旋转位置。因此，能够通过可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前所期望的量，能够通过可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟所期望的量。 

在图5中，实线表示：通过可变气门正时机构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的打开期间能够在图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的关闭正时也能够设定在图5中用箭头C表示的范围内的任意的曲轴转角。 

图1和图4中所示的可变气门正时机构B只是表示一个例子，也可以使用：例如能够在将进气门的打开正时维持在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用语的意思进行说明。需说明的是，图6的(A)、(B)、(C)中为了说明，示出了燃烧室容积为50ml、活塞的行程容积为500ml的发动机，在这些图6的(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性确定的值，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的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)所示那样，在压缩行程中，即使活塞开始上升，在进气门开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那样来表示。在图6(B)所示的例子中，实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml＝10。 

图6(C)对膨胀比进行了说明。膨胀比为仅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)所示的例子中，该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml＝11。 

接着，参照图7和图8对本发明中最基本的特征进行说明。需说明的是，图7示出理论热效率和膨胀比的关系，图8示出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)示出：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的循环。该图8(A)示出的例子中，也与图6的(A)、(B)、(C)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)可知的那样，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、即通常的循环中的理论热效率的变化。可知：在该情况下，膨胀比越大、即实际压缩比越高，则理论热效率越高。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。但是，因内燃机高负荷运行时产生爆震的制约，实际压缩比最大也只能提高到12左右，这样一来，在通常的循环中，无法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，实际压缩比几乎对理论热效率不产生影响。即，当提高实际压缩时，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，当加大膨胀比时，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变长，这样一来，活塞对曲轴提供旋转力的时间变长。因此，若膨胀比变大，则膨胀比变得越大、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了膨胀比时的理论热效率的上升量、与用图7的实线所示那样使实际压缩比与膨胀比一同增大的情况下的理论热效率的上升量没有大的差别。 

这样，实际压缩比维持在较低的值时，则不会产生爆震，因此，在将实际压缩比维持在较低的值的状态下提高膨胀比时，能够阻止爆震的产生，同时能够大幅提高理论热效率。图8(B)示出如下情况下的一个例子：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较低的值，并且提高膨胀比。 

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，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8(A)所示的通常的循环中，如前述那样，实际压缩比大致为11，膨胀比为11，与该情况相比可知：在图8(B)所示的情况下，仅膨胀比被提高到26。所以这被称为超高膨胀比循环。 

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，压缩行程时的实际活塞行程容积被减小，因此，能吸入到燃烧室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，取为图8(B)所示的超 高膨胀比循环，在内燃机高负荷运行时，取为图8(A)所示的通常的循环。 

接着，参照图9对整个运行控制进行说明。 

在图9中示出了：某内燃机转速下与内燃机负荷相应的机械压缩比、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的开度以及泵作用(pumping)损失的各变化。需说明的是，在本发明的实施例中，为了能用催化剂转换器20内的三元催化剂同时降低排气气体中的未燃HC、CO和NO_x，通常基于空燃比传感器21的输出信号将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比。 

那么，如上述那样，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所示那样，此时机械压缩变低，因此，膨胀比较低，如图9中用实线所示那样，进气门7的关闭正时如图5中由实线所示那样被提前。另外，此时吸入空气量较多，此时如用实线所示那样，节气门17的开度被保持在全开或大致全开，因此，泵作用损失变为零。 

另一方面，如在图9中用实线所示那样，内燃机负荷变低时，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所示那样，使机械压缩比随着内燃机负荷变低而增大，因此，随着内燃机负荷变低，膨胀比也被增大。 

这样，在从内燃机高负荷运行状态起内燃机负荷变低时，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。需说明的是，此时，燃烧室5内的空燃比为理论空燃比，因此，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。 

内燃机负荷进一步变低时，使机械压缩比进一步增大，在内燃机负荷降低到稍稍靠低负荷的中负荷L₁时，机械压缩比达到作为燃烧室5的结构上极限的极限机械压缩比。当机械压缩比达到极限机械压缩比时，在与机械压缩比达到极限机械压缩比时的内燃机负荷L₁相比而负荷较低的区域中，机械压缩比被保持在极限机械压缩比。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，为了在内燃机低负荷运行侧得到最大的膨胀比，使机械压缩比变为最大。 

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，也如图9中由实线所示那样，使进气门7的关闭正时随着内燃机负荷变低而延迟。另外，如图9所示那样，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，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L₁低时、即机械压缩比被保持在极限机械压缩比时，实际压缩比由进气门7的关闭正时确定，如图9中用实线所示那样，随着内燃机负荷降低，使进气门7的关闭正时延迟时，内燃机负荷越降低，则实际压缩比变得越低。 

另一方面，如从图9可知的那样，机械压缩比在内燃机低负荷运行侧被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变高而逐渐减小。在本发明中，如图9所示那样，在内燃机高负荷运行侧预先设定有变为比最大机械压缩比低的预先设定的机械压缩比的负荷L₁，如图9中由实线所示那样，在比该预先设定的负荷L₂低的负荷区域中，使节气门17关闭。 

需说明的是，在图9中由实线表示的例子中，上述的预先设定的机械压缩比为最大机械压缩比和全负荷运行时的机械压缩比的中间的值，在比上述的预先设定的负荷L₂高的负荷区域中，使节气门17全开。另外，如图9中由实线所示那样，在比预先设定的负荷L₂低的负荷区域中，随着内燃机负荷降低，减小节气门17的开度。这样减小节气门17的开度时，如图9所示那样，泵作用损失增大。 

那么，如上述那样，机械压缩比变高而变为最大机械压缩比时，压缩行程末期的活塞4的顶面和燃烧室5的内壁面的间隔变窄，因此，会在燃烧室5内产生强力的挤流。其结果，在燃烧室5内产生强力的乱流，这样一来，能得到良好的燃料的点火和燃烧。然而，内燃机负荷变得比L₁大、机械压缩比变低时，压缩行程末期的活塞4的顶面和燃烧室5的内壁面的 间隔变宽，因此，挤流会变弱或不产生挤流。其结果，在燃烧室5内产生的乱流变弱，这样一来燃料的点火和燃烧变差。 

另一方面，当关闭节气门17时，因由节气门17产生的吸入空气流的节流作用(throttling action)，在燃烧室5内产生乱流，这样一来，能够提高燃料的点火和燃烧。因此，在本发明中，为了提高燃料的点火和燃烧，如上述那样在机械压缩比已降低时，使节气门17关闭。 

需说明的是，即使实际压缩比降低，燃料的点火和燃烧也会变差。因此，在本发明的实施例中，在实际压缩比降低的L₁以下的内燃机负荷，也使节气门17关闭。另外，当在内燃机负荷较高时关闭节气门17时，会不能得到高输出。因此，在图9中用实线表示的例子中，在机械压缩比降低的内燃机高负荷运行侧的一部分的负荷区域L₁～L₂中，使节气门17关闭。 

在能够容许内燃机高负荷运行时的输出的降低的情况下，也能够如图9中由虚线所示那样，在比全负荷运行时低的负荷区域中、即在大致整个负荷区域中，使节气门17关闭。 

此外，如前述那样在图8(B)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，如从图7可知的那样，即使对于实际上能够使用的下限实际压缩比ε＝5，若该膨胀比为20以上，则也能够得到相当高的理论热效率。因此，在本发明中形成有可变压缩比机构A，使得膨胀比变为20以上。 

另一方面，如在图9中由虚线所示那样，通过随着内燃机负荷变低而提前进气门7的关闭正时，也能够与节气门17无关地对吸入空气量进行控制。因此，当表现为能包含图9中由实线表示的情况和由虚线表示的情况这两种情况时，在本发明的实施例中，使进气门7的关闭正时随着内燃机负荷变低而向离开进气下止点BDC的方向移动。 

在图10中示出运行控制程序。参照图10，首先在步骤100算出目标实际压缩比。接着，在步骤101根据图11(A)所示的映射(map)算出进气门7的关闭正时IC。即，向燃烧室5内供给要求吸入空气量所需的进气门7的关闭正时IC作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数而以图11 (A)所示那样的映射的形式预先储存在ROM32内，根据该映射算出进气门7的关闭正时IC。 

接着，在步骤102算出机械压缩比CR。接着，在步骤103算出节气门17的开度。该节气门17的开度θ作为内燃机负荷L和内燃机转速N的函数而以图11(B)所示那样的映射的形式预先储存在ROM32内。接着，在步骤104，控制可变压缩比机构A，使得机械压缩比变为机械压缩比CR，控制可变气门正时机构B，使得进气门7的关闭正时变为关闭正时IC，控制节气门17使得节气门17的开度变为开度θ。 

Claims (3)

1.一种火花点火式内燃机，具备：

能够改变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；以及

为了控制吸入空气量而配置在内燃机进气通路内的节气门，

使进气门的关闭正时随着内燃机负荷变低而向离开进气下止点的方向移动，使机械压缩比随着内燃机负荷变低而增大到最大机械压缩比，在负荷比机械压缩比变为最大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，并且，随着内燃机负荷变低而使实际压缩比降低，在内燃机高负荷运行侧预先设定有机械压缩比变为最大机械压缩比和全负荷运行时的机械压缩比的中间的值的负荷，在比该预先设定的负荷低的负荷区域，随着内燃机负荷降低，节气门的开度变小。

2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，

最大机械压缩比时变为最大的膨胀比为20以上。

3.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，

在比上述预先设定的负荷高的负荷区域，使节气门全开。

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