CN101910588A - 火花点火式内燃机 - Google Patents

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Abstract

本发明的火花点火式内燃机，具有可改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)和可控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构(B)，供给燃烧室内的吸入空气量主要通过变更进气门(7)的关闭正时来控制，在内燃机低负荷运行时，与内燃机高负荷运行时相比，机械压缩比设定得高。将内燃机预热完成前的内燃机低负荷运行时的机械压缩比，与内燃机预热完成后的内燃机低负荷运行时的机械压缩比相比，设定为较低的压缩比。由此，在内燃机低负荷运行时可以提高膨胀比以提高燃料经济性，并且可以在内燃机冷态启动时使排气净化催化剂迅速地升温同时抑制排气排放的恶化。

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的可变气门正时机构(可变配气相位机构，variable valve timingmechanism)，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，为了提高在车辆行驶时的热效率而获得良好的燃料经济性(燃費)，由本申请发明人提出了这样一种火花点火式内燃机：以在内燃机(发动机)低负荷运行时获得最大的膨胀比的方式将机械压缩比设为最大、并且将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基本相同的实际压缩比。一般地，在火花点火式内燃机中，膨胀比越高，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变得越长，其结果，热效率提高。在本申请发明人所提出的火花点火式内燃机中，由于在内燃机低荷运行时膨胀比成为最大，所以可以使得内燃机低荷运行时的热效率较高。
另一方面，在发动机冷态启动时，设置于内燃机的排气净化催化剂(例如三元催化剂)的温度比其活化温度(活性化温度)低。因此，在冷态启动时需要使排气净化催化剂急速地升温。然而，如上所述，膨胀比越高，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变得越长。这意味着膨胀比越高，则从内燃机主体所排出的排气的温度变得越低。因此，若在冷态启动时使膨胀比升高，则会造成不能使排气净化催化剂迅速地升温。
而且，在内燃机冷态启动时，由排气净化催化剂对未燃HC的净化率降低。因此，在内燃机冷态启动时，需要尽可能地减少从内燃机主体排出的排气中所包含的HC。然而，若提高实际压缩比、或者提高膨胀比，则存在从内燃机主体排出的排气中的未燃HC增大的倾向。
发明内容
于是，鉴于上述问题，本发明的目的在于提供一种火花点火式内燃机，其能够在内燃机低荷运行时提高膨胀比以提高燃料经济性，并且能够在冷态启动时迅速地使排气净化催化剂升温，并且可以抑制排气排放的恶化。
本发明作为解决上述问题的手段，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。
在本发明的第一方式中，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，供给燃烧室内的吸入空气量主要通过变更进气门的关闭正时来控制，在内燃机低负荷运行时，与内燃机高负荷运行时相比，机械压缩比设定得高，其中，将内燃机预热完成前的内燃机低负荷运行时的机械压缩比，与内燃机预热完成后的内燃机低负荷运行时的机械压缩比相比，设定为较低的压缩比。
根据上述方式，在内燃机预热完成前将机械压缩比设为比预热完成后低的压缩比。因此，在内燃机预热完成前也不使膨胀比设为最大，由此抑制排气温度的降低。
因此，根据上述方式，可以在内燃机预热完成前抑制排气温度的降低，由此可在内燃机冷态启动时使排气净化催化剂迅速升温，另一方面，在内燃机预热完成后，可以在内燃机低负荷运行时增大膨胀比以提高燃料经济性。
在本发明的第2方式中，在内燃机低负荷运行时，机械压缩比设为最大机械压缩比，在内燃机预热完成前，即使是在内燃机低负荷运行时，也将机械压缩比设为比最大压缩比低的压缩比。
在本发明的第3方式中，在内燃机低负荷运行时膨胀比设为20以上，在内燃机预热完成前，即使是在内燃机低负荷运行时，也设定机械压缩比使得膨胀比小于20。
在本发明的第4方式中，使进气门的关闭正时随着内燃机负荷的降低而向从进气下止点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，在内燃机预热完成前，即使是在内燃机低负荷运行时，也只使进气门的关闭正时移动到相比上述界限关闭正时位于进气下止点侧的关闭正时。
在本发明的第5方式中，在内燃机预热完成前，在设置于内燃机排气通路内的排气净化催化剂的温度低情况下与其高的情况下相比，将机械压缩比设定得较低。
在本发明的第6方式中，在内燃机预热完成前，设定进气门的关闭正时使得与上述排气净化催化剂的温度无关地将实际压缩比维持于预定的范围内。
在本发明的第7方式中，在内燃机预热完成前，随着排气净化催化剂的温度升高，使机械压缩比越高。
在本发明的第8方式中，基于内燃机启动时的排气净化催化剂的温度，设定机械压缩比使得在排气净化催化剂的温度低的情况下与其高的情况下相比机械压缩比变低，并且，将机械压缩比维持于上述基于内燃机启动时的排气净化催化剂的温度而设定的机械压缩比直到内燃机的预热完成为止。
在本发明的第9方式中，在内燃机预热完成前，在排气净化催化剂的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较低。
在本发明的第10方式中，在内燃机预热完成前，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使机械压缩比较低。
在本发明的第11方式中，在内燃机预热完成前，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较低。
在本发明的第12方式中，在内燃机预热完成前，在内燃机冷却水的温度比基准温度高的温度区域中，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比，使实际压缩比较低，并且，在内燃机冷却水的温度比基准温度低的温度区域中，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较高。
在本发明的第13方式中，在内燃机启动后经过一定时间后，即使在内燃机冷却水的温度比基准温度低的温度区域中，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较低。
在本发明的第14方式中，上述一定时间随着内燃机启动时的燃机冷却水的温度越低而设定为越长。
在本发明的第15方式中，在内燃机预热完成前，在供给内燃机的燃料的气化率低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较高。
下面可以由附图以及本发明优选实施例的记载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及图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8及图8B是用于说明通常循环和超高膨胀比循环的图。
图9是表示进行超高膨胀比控制的情况下的相应于内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。
图10是表示进行冷态启动时控制的情况下的相应于内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。
图11是表示内燃机的运行控制的控制例程的流程图。
图12A及图12B是表示内燃机的预热完成前的三元催化剂的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。
图13是第二实施例的进行冷态启动控制的情况下的相应于内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。
图14是表示第二实施例的内燃机的运行控制的控制例程的流程图。
图15A及图15B是表示内燃机的预热完成前的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。
图16A及图16B是表示内燃机的预热完成前的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。
图17A及图17B是表示内燃机的预热完成前的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。
图18是表示第四实施例的内燃机的运行控制的控制例程的流程图。
图19A及图19B是表示内燃机的预热完成前的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。
具体实施方式
下面参照附图对本发明的实施例进行详细的说明。而且，在以下的说明中，对同样的构成元件赋予相同的参照标号。
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，稳压箱)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和使用例如红外线(热线)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被连接到内置了排气净化剂(例如三元催化剂)21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，还设置有为了改变实际的压缩作用的开始正时的而能够控制进气门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22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及图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上每隔一段固定有一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，延伸着如在图3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向彼此相反方向旋转，在驱动马达59(驱动电机)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，通过驱动驱动马达59，可以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。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(同步)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、80、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(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的打开时间可在图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。另外，在本发明中为了变更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，但是也可以不使用可变气门正时机构，而是只要是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，可以使用任何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技术术语的意思进行说明。另外，图6A～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所示在压缩行程即使活塞开始上升而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中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与膨胀比一起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，则可防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。
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中实线所示若内燃机负荷降低，则与其相应地为了减少吸入空气量，进气门7的关闭正时被延迟。另外，在此时为了使实际压缩比大致保持恒定，如图9中实线所示使机械压缩比随着内燃机负荷的降低而增大。因此，随着内燃机负荷的降低，膨胀比也增大。而且，此时节气门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。而且，此时，实际压缩比被维持在与内燃机中高负荷运行时大致相的实际压缩比。
另一方面，如图9中的实线所示，进气门7的关闭正时随着内燃机负荷的降低而延迟至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的关闭正时到达界限关闭正时时的内燃机负荷L2低的低负荷区域，将进气门7的关闭正时保持为界限关闭正时。因为若将进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时就已不再能够由进气门7的关闭正时的变化对吸入空气量进行控制，因此必须由其他某一方法对吸入空气量进行控制。
在图9所示实施例中，此时即在比进气门7的关闭正时到达界限关闭正时时的内燃机负荷L2低的低负荷区域，由节气门17对供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制。但是，如果进行由节气门17对吸入空气量的控制，则如图9所示，泵送损失增大。
而且，为了不发生这样的泵送损失，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低的低负荷区域，可以在将节气门17保持为全开或大致全开的状态下，内燃机负荷越低，则使空燃比越大。此时优选地将燃料喷射阀13配置在燃烧室5内使其进行分层燃烧。
如图9所示，在内燃机低转速时，不论内燃机负荷如何，将实际压缩比保持为大致恒定(值)。将此时的实际压缩比设成相对内燃机中高负荷运行时的实际压缩比在大致±10％的范围内，优选地在±5％的范围内.而且，在根据本发明的实施例中，将内燃机低转速时的实际压缩比设为大致为10±1、即从9至11之间。但是，若内燃机转速变高，则在燃烧室5内的混合气中产生紊流，从而不容易发生爆震，因此，在根据本发明的实施例中，内燃机转速越高，则使实际压缩比越高。
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所示示例中，使机械压缩比对应于内燃机负荷连续变化。然而，也可以使机械压缩比对应于内燃机负荷分阶段变化。
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离开的方向移动直到能够控制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，与内燃机负荷无关地，控制机械压缩比和进气门的关闭正时以使实际压缩比维持大致恒定。然而，也并非一定要将实际压缩比维持大致恒定地控制它们。然而，即使在不是进行控制以将实际压缩比维持大致恒定的情况下，基本上也需要随着内燃机负荷降低使机械压缩比增大，并且使进气门的关闭正时移动而从进气下止点离开。
然而，如上所述，若增大膨胀比，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变得越长，其结果，活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。即，若增大膨胀比，由燃烧产生的燃烧室5内的热能中转换为活塞的运动能的比例增大。因此，在膨胀比大时即执行超高膨胀比循环时，从内燃机主体排出的排气所含有的热能减小，由此排气的温度降低。
另一方面，在配置于内燃机的排气通路内的三元催化剂21中，为了对通过三元催化剂21的排气中所包含的未燃HC、CO以及NOx最佳地进行净化，需要三元催化剂21的温度为一定温度(例如活化温度)以上。在此，在内燃机冷态启动时，三元催化剂21的温度比活化温度低。因此，在冷态启动(冷启动)时，为了对排气最佳地进行净化，需要使三元催化剂21急速地升温。
于是，在内燃机冷态启动时，通常，进行一定程度的期间的怠速运行，所以内燃机负荷低。因此，若进行上述的控制，在内燃机冷态启动时，要执行超高膨胀比循环。然而，如上所述在超高膨胀比循环中，从内燃机主体排出的排气的温度低。因此，若进行上述的控制，在内燃机冷态启动时，就不能使三元催化剂21急速地升温。
而且，如上所述，在内燃机冷态启动时，三元催化剂21的温度比活化温度低，因此，由三元催化剂21对未燃HC、CO以及NOx的净化率降低。因此，在内燃机冷态启动时，为了将从三元催化剂21排出的排气中的未燃HC等的浓度维持为较低，需要使从燃烧室5排出的排气中的未燃HC等的浓度降低。
然而，在超高膨胀比循环中，存在从燃烧室5排出的排气中的未燃HC等的浓度变高的倾向。即，若膨胀比(机械压缩比)高，则在压缩上止点的活塞4的上面的位置接近排气口10的入口。因此，附着于缸筒(bore)的未燃HC由活塞的上升而被刮擦到排气口10的入口附近。被刮擦到排气口10的入口附近的未燃HC易于和排气一起被排出到排气口10内，其结果，从燃烧室5排出的排气中的未燃HC的浓度变高。
于是，在本发明的第一实施例中，在内燃机冷态启动时，即使在上述的内燃机低负荷运行时，也不执行超高膨胀比循环。
图10是表示进行冷态启动时对应于内燃机负荷的机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭正时、吸入空气量以及节气门17的开度的各变化的图。图10仅表示负荷较低的区域。而且，图中的虚线表示内燃机低负荷运行时执行进行超高膨胀比循环的超高膨胀比控制的情况下各参数的变化。而且，在图10中，对通过随着内燃机负荷降低而使进气门7的关闭正时延迟来控制吸入空气量的情况进行了说明，但是对于通过随着内燃机负荷降低而使进气门7的关闭正时提前来控制吸入空气量的情况下也能够进行同样的控制。在以下的说明中，相对于图9所示的超高膨胀比控制，将图10所示的控制称为冷态启动控制。
如图10所示，在冷态启动控制中，在内燃机中高负荷运行时，机械压缩比、进气门7的关闭正时以及节气门开度和图9所示的超高膨胀比控制同样地被控制，与此相伴，膨胀比和吸入空气量也和图9所示的超高膨胀比控制同样地被控制。这是因为，即使进行图9所示的超高膨胀比控制，在内燃机中高负荷运行时膨胀比也不那样地升高，其结果，从内燃机主体排出的排气的温度成为高温。
另一方面，在进行冷态启动控制的情况下，在内燃机低负荷运行时，特别在内燃机负荷比某一一定的负荷(以下称为“基准负荷”)Lcri低时，与进行超高膨胀比控制的情况相比，机械压缩比变低。特别地，在本实施例中，在内燃机负荷比基准负荷Lcri低时，将机械压缩比与内燃机负荷无关地设为一定的机械压缩比(以下称为“设定机械压缩比”)MCset，膨胀比也设为与该设定机械压缩比相对应的膨胀比。
于是，设定机械压缩比MCset，被设为比界限压缩比小，例如比20小的值。因此，在进行超高膨胀比控制的情况下，在内燃机低负荷运行时机械压缩比达到界限压缩比，被设为最大值，与此相对，在进行冷态启动控制的情况下，在内燃机低负荷运行时机械压缩比不达到界限压缩比，因此不被设为最大值。即，在本实施例中，内燃机的预热未完成，因此进行冷态启动控制的情况下，与内燃机的预热完成而不进行冷态启动控制的情况(即进行超高膨胀比控制的情况)下相比，使机械压缩比变低。
而且，膨胀比伴随着机械压缩比的变化而变化。因此，在进行超高膨胀比控制的情况下，在内燃机低负荷运行时膨胀比被设为最大，与此相对，在进行冷态启动控制的情况下，在内燃机低负荷运行时膨胀比不被设为最大。即，在本实施例中，内燃机的预热未完成，因此而进行冷态启动控制的情况下，与内燃机的预热完成而不进行冷态启动控制的情况下相比，使膨胀比变低。
如上所述，在内燃机冷态启动时，在大多情况下都进行内燃机低负荷运行。然而，在进行冷态启动控制的情况下，即使在内燃机低负荷运行时，也不使膨胀比设为最大，与进行超高膨胀比控制的情况下比膨胀比被设得较低，所以，排气的温度没有那样程度地低。因此，即使在内燃机冷态启动时也能够使三元催化剂21迅速地升温。
而且，在进行内燃机冷态启动控制的情况下，即使在内燃机低负荷运行时，也不使机械压缩比设为最大，与进行超高膨胀比控制的情况下比机械压缩比被设得较低，所以，在压缩上止点的活塞4的上面的位置从排气口10的入口一定程度地离开，所以可以将从燃烧室5排出的排气中的未燃HC的浓度抑制为较低。
而且，在进行冷态启动控制的情况下，在内燃机低负荷运行时，特别是在内燃机负荷比上述基准负荷Lcri低时，与进行超高膨胀比控制的情况相比，使进气门7的关闭正时提前(即，使进气门7的关闭正时接近进气下止点)。特别地，在本实施例中，在进行冷态启动控制的情况下，在内燃机负荷比基准负荷Lcri低时，与进行超高膨胀比控制的情况相比，将进气门7的关闭正时的变化相对于内燃机负荷的变化的比例减小。这是因为：在进行冷态启动控制的情况下，必须以使排气的温度提高的量使被供给燃烧室5的混合气的量增大，为此与进行超高膨胀比控制的情况相比，需要增多吸入空气量。
在这样进行冷态启动控制的情况下，即使在内燃机低负荷运行时，为了使排气的温度上升，需要使吸入空气量比较多。因此，应供给燃烧室5内的吸入空气量，不会变得太小以致于不能由进气门7的关闭正时来控制吸入空气量，即使在内燃机负荷极低的区域，也可通过使进气门7的关闭正时变化来控制吸入空气量。因此，在进行冷态启动控制的情况下，进气门7的关闭正时不会达到界限关闭正时，总是被设为比界限关闭正时提前的正时。
这样，在进行冷态启动控制的情况下，即使是在内燃机负荷极低的区域，也可通过进气门7的关闭正时来控制吸入空气量，所以，不需要由节气门17来控制吸入空气量。因此，在进行冷态启动控制的情况下，将节气门17保持为全开或大致全开的状态。
但是，并非一定要仅由进气门7的关闭正时来控制吸入空气量。例如，在内燃机负荷比基准负荷Lcri低时，也可以将进气门7的关闭正时设为恒定值，由节气门17来控制吸入空气量。但是，无论如何，在进行冷态启动控制的情况下，进气门7的关闭正时不会成为界限关闭正时。
而且，在冷态启动控制中，在内燃机负荷比基准负荷Lcri低时，机械压缩比被设为设定机械压缩比，该基准负荷Lcri可以被设为这样一种内燃机负荷，即，例如在内燃机负荷比该基准负荷低时若执行超高膨胀比控制则不能将排气的温度充分地升高以使三元催化剂21迅速地升温；或者设为比该内燃机负荷高的内燃机负荷。即，基准负荷Lcri被设为这样一种负荷：在内燃机负荷为基准负荷Lcri以上时即使执行超高膨胀比控制也可以使三元催化剂21迅速地升温，而在内燃机负荷比基准负荷Lcri低时若执行超高膨胀比控制则不能够使三元催化剂21迅速地升温。
图11是表示进行内燃机的运行控制的控制例程的流程图。图示的控制例程通过一定时间间隔的中断而执行。
如图11所示，首先，在步骤S10中，检测内燃机的运行状态。作为检测出的参数，例如，可以例举三元催化剂21的温度、内燃机冷却水温、内燃机启动后的经过时间、三元催化剂21的排气上游或下流的排气的温度等。这些参数，例如由设置于三元催化剂21的温度传感器、检测内燃机冷却水温的水温传感器、设置于三元催化剂21的上游或下流的排气管的温度传感器等检测。
接着，在步骤S11，判定内燃机、特别是三元催化剂21的预热是否完成了。在本实施例中，在步骤S10中由温度传感器检测的三元催化剂21的温度成为活性温度以上的情况下、由水温传感器检测的内燃机冷却水温成为预定温度以上的情况下、在内燃机启动后经过了预定时间以上的情况下、由温度传感器检测的三元催化剂21的排气上游或下流的排气的温度成为预定温度以上的情况下，判断为三元催化剂21的预热完成。
在步骤S11判定为三元催化剂21的预热未完成的情况下，进行到步骤S12，执行图10所示的冷态启动控制。另一方面，在步骤S11中判定为三元催化剂21的预热完成了的情况下，进行到步骤S13，执行图9所示的超高膨胀比控制。
而且，在上述实施例中，基于三元催化剂21的温度是否成为活性温度以上的情况等来判定内燃机的预热的完成，例如，也可以基于内燃机启动时的三元催化剂21的温度等计算为使三元催化剂21成为活性温度以上所需要的时间或三元催化剂21成为活性温度以上所需要的累计空气吸入空气量，基于从内燃机启动是否经过了该时间或从内燃机启动的吸入空气量的累计值是否达到了该累计吸入空气量，来判定内燃机的预热的完成。
下面对本发明的第二实施例进行说明。第二实施例的火花点火式内燃机的构成基本上与第一实施例的火花点火式内燃机的构成相同。但是，在上述第一实施例的火花点火式内燃机中，在冷态启动控制中，与内燃机启动时的三元催化剂21的温度无关系地控制膨胀比和机械压缩比(膨胀比)，与此相对，在第二实施例的火花点火式内燃机中，根据内燃机启动时的三元催化剂21的温度来设定实际压缩比和机械压缩比(膨胀比)。
图12A及图12B是表示内燃机启动时的三元催化剂21的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。如图12A所示，在本实施例中，内燃机启动时的三元催化剂21的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比被设定得越低。即，内燃机启动时的机械压缩比，在三元催化剂21的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较低。
而且，如图12B所示，在本实施例中，内燃机启动时的三元催化剂21的温度越低，则内燃机启动时的实际压缩比被设定得越低。即，内燃机启动时的实际压缩比，在三元催化剂21的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较低。
这样，在本实施例中，基于内燃机启动时的三元催化剂21的温度，确定内燃机启动时的机械压缩比和实际压缩比，并且，基于所确定的机械压缩比和实际压缩比来确定进气门7的关闭正时。在该情况下，进气门7的关闭正时根据机械压缩比和实际压缩比自动地决定，所以仅由进气门7的关闭正时控制被供给燃烧室5内的空气量是困难的。于是，在本实施例中，除了进气门7的关闭正时，还根据节气门17等的内燃机吸气通路内所设置的阀，来控制被供给燃烧室5内的空气量。
而且，在本实施例中，对各个内燃机负荷具有如图12A及图12B所示的映射，内燃机负荷越低，则使得内燃机启动时的三元催化剂21的温度高的情况下的机械压缩比和实际压缩比、与内燃机启动时的三元催化剂21的温度低的情况下的机械压缩比和实际压缩比之差越大。
图13示出根据内燃机冷态启动时的内燃机负荷的机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭正时、吸入空气量的各变化，与图10相同。而且，图中的实线示出本实施例中执行冷态启动控制时的情况，示出了内燃机启动时的三元催化剂21的温度低的情况，而图中的单点划线示出本实施例中执行冷态启动控制时的情况，示出了内燃机启动时的三元催化剂21的温度比较高(但是在三元催化剂21的活性温度以下)的情况下各参数的变化。而且，图中的虚线示出在内燃机低负荷运行时执行进行超高膨胀比循环的超高膨胀比控制的情况下的各参数的变化。
从图13可知，在内燃机低负荷区域，机械压缩比，在内燃机启动时的三元催化剂21的温度低的情况下(实线)，与三元催化剂21的温度高的情况下(单点划线)相比，被设为较低。而且，相对于进行超高膨胀比控制的情况下降低机械压缩比的程度，随着内燃机负荷越低，而被设定得越大。
同样地，在内燃机低负荷区域，实际压缩比，在内燃机启动时的三元催化剂21的温度低的情况下(实线)，与三元催化剂21的温度高的情况下(单点划线)相比，被设为较低。而且，对于进行超高膨胀比控制的情况下降低实际压缩比的程度，随着内燃机负荷越低，而被设定得越大。
在本实施例中，如上所述，根据内燃机启动时的三元催化剂21的温度，设定相应于内燃机负荷的机械压缩比和实际压缩比，并以维持该设定的状态控制机械压缩比和实际压缩比直到内燃机的预热完成(例如，直到三元催化剂21的温度成为活性温度以上为止)。因此，例如，在内燃机启动时的三元催化剂21的温度低的情况下(实线)，以图中实线所示那样根据内燃机负荷控制机械压缩比和实际压缩比等直到内燃机的预热完成，并且，若内燃机的预热结束则执行超高膨胀比控制以如图中虚线所示那样控制机械压缩比和实际压缩比等。
根据本实施例，与上述第一实施例的情况下同样地，在进行冷态启动控制的情况下即使是在内燃机低负荷运行时，也不将机械压缩比设为最大，相比进行超高膨胀比控制的情况下，将机械压缩比设为较低。因此，排气的温度不降低，能够使三元催化剂21迅速地升温，并且，在压缩上止点的活塞4的上面的位置从排气口10的入口离开一定程度，所以可以抑制从燃烧室5排出的排气中的未燃HC的浓度为较低。
另一方面，若使机械压缩比(膨胀比)降低，则热效率降低，所以会导致燃料经济性的恶化。于是，在本实施例中，根据内燃机启动时的三元催化剂21的温度设定机械压缩比。因此，例如，从停止内燃机后使其再启动为止的经过时间短的情况下等内燃机启动时的三元催化剂21的温度不太低的情况下，使机械压缩比降低的程度较小，结果可抑制燃料经济性的恶化。
而且，若提高实际压缩比，则热效率上升，所以从燃烧室5排出的排气的温度降低。而且，若提高实际压缩比，则活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5内的混合气的密度升高，所以包含于熄火区域(quench zone)的燃料量增大，其结果，会导致排气中的未燃HC的浓度增大。根据本实施例，在进行冷态启动控制的情况下，与进行超高膨胀比控制的情况下相比，实际压缩比被设得较低，所以可以提高从燃烧室5排出的排气的温度，并且可以抑制排气中的未燃HC的浓度为较低。特别地，根据本实施例，根据内燃机启动时的三元催化剂21的温度设定实际压缩比，所以在内燃机启动时的三元催化剂21的温度不太低的情况下，可以使实际压缩比降低的程度较小，结果可抑制燃料经济性的恶化。
由此，根据本实施例，能够使三元催化剂21迅速地升温，并且，可以抑制从燃烧室5排出的排气中的未燃HC的浓度为较低，并且可以抑制燃料经济性的恶化。
而且，在上述实施例中，随着内燃机启动时的三元催化剂21的温度变低，将机械压缩比和实际压缩比双方设定为较低。但是，也可以随着三元催化剂21的温度变低，仅使机械压缩比降低，而不怎么改变实际压缩比而将其维持于比较高的一定的范围内(例如图12B中的范围X)。由此，与上述实施例相比，三元催化剂21的升温稍微延迟，并且，排气中的未燃HC的浓度稍微升高，但是可以使燃料经济性较高。
而且，在上述实施例中，根据内燃机启动时的三元催化剂21的温度设定机械压缩比和实际压缩比，以维持该设定的状态控制机械压缩比和实际压缩比直到内燃机的预热完成。但是，也可以在内燃机启动后伴随着三元催化剂21的温度上升，变更机械压缩比和实际压缩比的设定。在该情况下，例如，在内燃机启动时的三元催化剂21的温度低的情况下，如图13中实线所示的那样，控制机械压缩比和实际压缩比等，之后，伴随着三元催化剂21的温度上升，例如图13中单点划线所示的那样，控制机械压缩比和实际压缩比等，若内燃机的预热结束，则执行超高膨胀比控制以如图中虚线所示那样控制机械压缩比和实际压缩比等。
进而，在本实施例中，对各个内燃机负荷作成如图12A及图12B所示的映射。但是，例如，也可以预先将启动时催化剂温度和机械压缩比的修正量以及实际压缩比的修正量的关系作为映射求出，以使用该映射算出的机械压缩比的修正量以及实际压缩比的修正量来修正与启动时催化剂温度无关系地求出的内燃机负荷所对应的机械压缩比和实际压缩比。或者，也可以预先将启动时催化剂温度和机械压缩比的修正系数以及实际压缩比的修正系数的关系作为映射求出，以使用该映射算出的机械压缩比的修正系数以及实际压缩比的修正系数乘以与启动时催化剂温度无关系地求出的内燃机负荷所对应的机械压缩比和实际压缩比。
图14是表示第二实施例的进行内燃机的运行控制的控制例程的流程图。图示的控制例程通过一定时间间隔的中断而执行。
如图14所示，首先，在步骤S20中，与图11所示的步骤S11同样地检测内燃机的运行状态。接着，在步骤S21中，判定内燃机特别是三元催化剂21的预热是否完成了。在内燃机冷态启动时，判定内燃机的预热未结束，向步骤S22前进。在步骤S22，判定是否已进行了内燃机的启动。在进行内燃机的启动前，向步骤S23前进，检测三元催化剂21的温度。该三元催化剂21的温度的检测，在刚进行内燃机启动之前进行，所以检测出内燃机启动时的三元催化剂21的温度。
之后，若内燃机启动，则在下一控制例程中，在步骤S22中判定已进行了内燃机的启动，向步骤S24前进。在步骤S24，检测内燃机负荷。接着，在步骤S25，基于在步骤S23检测出的内燃机启动时的三元催化剂21的温度和在步骤S24检测出的内燃机负荷，使用如图12A及图12B所示的映射，算出目标机械压缩比和目标实际压缩比。在步骤S26，基于在步骤S25算出的目标机械压缩比和目标实际压缩比，算出进气门7的目标关闭正时。接着，在步骤S27，以使机械压缩比变为在步骤S25算出的目标机械压缩比的方式控制可变压缩比机构A，以使进气门7的关闭正时变为在步骤S26算出的目标关闭正时的方式控制可变气门正时机构B。
之后，若内燃机的预热完成，则在下一控制例程中，在步骤S21中，判定内燃机的预热完成了，向步骤S28前进，执行如图9所示的超高膨胀比控制。
下面对本发明的第三实施例进行说明。第三实施例的火花点火式内燃机的构成基本上与第二实施例的火花点火式内燃机的构成相同。但是，在上述第二实施例的火花点火式内燃机中，在冷态启动控制中，根据内燃机启动时的三元催化剂的温度来设定机械压缩比和实际压缩比，与此相对，在第三实施例的火花点火式内燃机中，根据内燃机启动时的内燃机冷却水的温度来设定机械压缩比和实际压缩比。
图15A及图15B是表示内燃机启动时的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。如图15A所示，在本实施例中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比被设定得越低。即，内燃机启动时的机械压缩比，在内燃机冷却水的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较低。
而且，如图15B所示，在本实施例中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的实际压缩比被设定得较低。即，内燃机启动时的实际压缩比，在内燃机启动时的内燃机冷却水的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较低。
这样，在本实施例中，与上述第二实施例同样地，除了进气门7的关闭正时以外，还由节气门17等的设置于内燃机吸气通路内的阀，来控制被供给燃烧室5内的空气量。进而，在本实施例中，对各个内燃机负荷具有如图15A及图15B所示的映射，内燃机负荷越低，则使得内燃机启动时的内燃机冷却水的温度高的情况下的机械压缩比和实际压缩比、与内燃机启动时的内燃机冷却水的温度低的情况下的机械压缩比和实际压缩比之差越大。
然而，一般地，在内燃机冷态启动时，燃烧室5内的混合气的燃烧恶化，所以，从燃烧室5排出的排气中的未燃HC增多。特别地，随着燃烧室5周围的气缸盖2周围的壁温和/或进气口8的壁温越低，因而随着内燃机冷却水的温度越低，从燃烧室5排出的排气中的未燃HC等的浓度变得越高。
与此相地，如上所述，若将机械压缩比和实际压缩比设定得低，则可以使从燃烧室5排出的排气中的未燃HC等的浓度降低。于是，在本实施例中，内燃机冷却水的温度越低，则将机械压缩比和实际压缩比设定得越低。因此，根据本实施例，可以与内燃机冷却水的温度无关地，将从燃烧室5排出的排气中的未燃HC的浓度抑制得较低。而且，在本实施例中，根据内燃机冷却水的温度来变更机械压缩比和实际压缩比，所以，可以与上述实施例同样地抑制燃料经济性的恶化。
而且，也可以组合上述第二实施例与第三实施例进行控制，以使得在基于三元催化剂21的温度算出的机械压缩比和实际压缩比、与基于内燃机冷却水的温度算出的机械压缩比和实际压缩比中，成为较低一方的机械压缩比和实际压缩比。
下面对本发明的第四实施例进行说明。第四实施例的火花点火式内燃机的构成基本上与第三实施例的火花点火式内燃机的构成相同。但是，在上述第三实施例的火花点火式内燃机中，在冷态启动控制中，随着内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低就将实际压缩比设定得越低，与此相对，在第四实施例的火花点火式内燃机中，在内燃机启动时的内燃机冷却水的温度比某一定温度(以下称为“基准温度”)低的区域中，内燃机冷却水的温度越低就将实际压缩比设定得越高。
图16A及图16B是表示内燃机启动时的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。如图16A所示，在本实施例中，与第三实施例同样地，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比被设定得越低。即，内燃机启动时的机械压缩比，在内燃机启动时的内燃机冷却水的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较低。
而且，如图16B中实线所示，在本实施例中，在内燃机冷却水的温度比基准温度高的温度区域中(以下称为“高温侧区域”)中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低就将内燃机启动时的实际压缩比设定得越低。即，在高温侧区域中，内燃机启动时的实际压缩比，在内燃机冷却水的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较低。
另一方面，在内燃机冷却水的温度为基准温度以下的温度区域(以下称为“低温侧区域”)中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低就将内燃机启动时的实际压缩比设定得越高。即，在低温侧区域中，内燃机启动时的实际压缩比，在内燃机冷却水的温度低的情况下比其高的情况下，被设定得较高。
然而，一般地，若降低实际压缩比，则直到压缩上止点附近由活塞4压缩的混合气的温度(压缩端温度)降低。若是在内燃机的预热完成后，则即使降低实际压缩比而使得压缩端温度降低，对混合气的点火性也基本上没有影响。然而，在内燃机的预热完成之前，即在内燃机冷态启动时若压缩端温度降低，则混合气的点火性降低，其结果，会招致燃烧室5内的混合气的燃烧状态的恶化。这样的倾向在内燃机冷却水的温度为一定温度(例如常温。20℃±10℃)以下时显著。
因此，在本实施例中，在低温侧区域中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低就将内燃机启动时的实际压缩比设定得越高。即，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，压缩端温度就越高，燃烧室5内的混合气的燃烧状态的恶化受到抑制。
在此，划分低温侧区域和高温侧区域的基准温度，设为：若温度比其低，则燃烧室5内的混合气的燃烧状态的恶化变得显著的某一定的温度(例如常温。20℃±10℃)
而且，在本实施例中，在内燃机启动后经过了一定时间后，如图16B中虚线所示，在低温侧区域中，内燃机冷却水的温度越低，实际压缩比设定得越低。因此，在内燃机启动后经过某一程度的时间后，在所有温度区域中，内燃机冷却水的温度越低，实际压缩比设定得越低。
然而，在内燃机冷态启动时混合气的点火性能降低是暂时性的，在内燃机启动后经过某一程度的时间后，可以获得充分的点火性能。因此，为了在内燃机启动改善点火性能而有必要使压缩端温度升高的是直到内燃机启动后经过某一程度的时间。相反，若为了在比其长的时间段使压缩端温度升高而将实际压缩比设定得较高，则会招致三元催化剂21的预热延迟、从燃烧室5排出的排气中的未燃HC的浓度上升等。
根据本实施例，在内燃机启动后经过一定时间后，在低温侧区域中结束使实际压缩比上升，进行如图15B所示的根据内燃机冷却水的温度的实际压缩比的控制。由此，可以将内燃机冷态启动时的混合气的点火性维持为较高，同时可以实现三元催化剂21的提前预热以及排气中的未燃HC的浓度的降低。
而且，上述一定时间，是在内燃机启动后直到能够获得充分的点火性能的时间，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则设为越长的时间。或者，上述一定时间，是在内燃机启动后直到在燃烧室5内进行最初的爆发的时间，或者是在内燃机启动后直到内燃机转速成为一定转速(例如400rpm)以上的时间。
而且，在上述实施例中，在低温侧区域中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比设定得越低。但是，例如图17A中实线所示，也可以为在低温侧区域中，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比设定得越高。
而且，在该情况下，也可以在内燃机启动后经过了一定时间后，如图17A中虚线所示，在低温侧区域中，内燃机冷却水的温度越低，将实际压缩比设定得越低。
图18是表示第四实施例的内燃机的运行控制的控制例程的流程图。图示的控制例程通过一定时间间隔的中断而执行。步骤S30～S33与图14所示的步骤S20～S23同样，所以省略说明。在步骤S32中，若判定已进行了内燃机的启动，则进行到步骤S34。在步骤S34中，判定内燃机启动后是否经过了一定时间。若判定为在内燃机刚启动后未经过一定时间，则进行到步骤S35。在步骤S35检测内燃机负荷，接着在步骤S36中，基于在步骤S33中检测出的内燃机启动时的内燃机冷却水的温度以及在步骤S35中检测出的内燃机负荷使用图17A以及图17B中实线所示的映射(刚启动后用映射)，算出机械压缩比和实际压缩比。在步骤S37中，基于步骤S36中算出的目标机械压缩比和目标实际压缩比，算出进气门7的目标关闭正时。接着，在步骤S38中，以使机械压缩比变为在步骤S36算出的目标机械压缩比的方式控制可变压缩比机构A，以使进气门7的关闭正时变为在步骤S37算出的目标关闭正时的方式控制可变气门正时机构B。
之后，若在内燃机启动后经过一定时间，则在下一控制例程中，在步骤S34中，判定为在内燃机启动后经过了一定时间，进行到步骤S39。在步骤S39中，检测内燃机负荷，接着，在步骤S40中，基于在步骤S33中检测出的内燃机启动时的内燃机冷却水的温度以及在步骤S39中检测出的内燃机负荷使用图17A以及图17B中虚线所示的映射(经过一定时间后映射)，算出机械压缩比和实际压缩比。接着，在步骤S41中，与步骤S37同样地算出进气门的目标关闭正时，在步骤S42中，以与在步骤S38中同样的方式控制可变压缩比机构A和可变气门正时机构B。
这样，若内燃机的预热完成，则在下一控制例程中，在步骤S31中，判定为内燃机的预热完成了，进行到步骤S34，执行图9所示的超高膨胀比控制。
下面对本发明的第五实施例进行说明。第五实施例的火花点火式内燃机的构成基本上与第三实施例以及第四实施例的火花点火式内燃机相同。但是，在上述第三实施例和第四实施例的火花点火式内燃机中，未考虑燃料性状而设定机械压缩比和实际压缩比。与此相对，在第五实施例的火花点火式内燃机中，考虑燃料性状而设定机械压缩比和实际压缩比。
图19A及图19B是表示内燃机启动时的内燃机冷却水的温度与机械压缩比及实际压缩比的关系的图。是和图17A及图17B同样的图。图中的粗线表示燃料中的重质燃料浓度低的情况(即燃料中的轻质燃料浓度高的情况)下的关系，图中的细线表示燃料中的重质燃料浓度高的情况下的关系。如图19A及图19B中实线所示的，在本实施例中，与图17A及图17B所示的情况同样地，在高温侧区域，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比和实际压缩比设定得越低。另一方面，在低温侧区域，内燃机启动时的内燃机冷却水的温度越低，则内燃机启动时的机械压缩比和实际压缩比设定得越高。而且，如图19A及图19B中虚线所示的，在内燃机启动后经过了一定时间后，在低温侧区域内燃机冷却水的温度越低，则机械压缩比和实际压缩比设定得越低。
除此以外，在本实施例中，特别是在低温侧区域中，燃料中的重质燃料浓度高的情况(图中的细线)，与燃料中的重质燃料浓度低的情况(图中的粗线)相比，将机械压缩比和实际压缩比设定得高。更详细地，在本实施例中，燃料中的重质燃料浓度越高，则将机械压缩比和实际压缩比设定得越高。
然而，重质燃料在内燃机的冷态时与轻质燃料相比气化率低。因此，若燃料中的重质燃料浓度越高，则在内燃机的冷态时燃料越难气化，其结果会导致燃烧室5内的混合气的燃烧恶化。
在此，在本实施例中，在内燃机的冷态时，燃料中的重质燃料浓度越高，则实际压缩比设定得越高。如上所述，若实际压缩比设定得高，则压缩端温度上升，其结果混合气中的燃料变得易气化。因此，根据本实施例，即使是在使用了重质燃料浓度高的燃料的情况下，在内燃机的冷态启动时也可能比较良好地使混合气燃烧。
另一方面，如图19B所示，即使是在使用了重质燃料浓度高的燃料的情况下，在高温侧区域燃料比较易气化。于是，在本实施例中，在高温侧区域，即使是在重质燃料浓度高的情况下(图中的细线)，与重质燃料浓度低的情况(图中的粗线)同样地设定实际压缩比。由此，在即使使用重质燃料而燃料也易气化的高温侧区域，也可以实现排气中的未燃HC的浓度的降低。因此，根据本实施例，能够在使燃料易气化的同时使排气中的未燃HC的浓度降低。
而且，不仅在燃料中含有重质燃料的情况下，而且例如在燃料中含有乙醇和/或甲醇的情况下，也会发生根据燃料的性状的燃料整体的气化率的变化。例如，在燃料中含有乙醇的情况下，燃料中的乙醇的浓度越高，则燃料整体的气化率越恶化。因此，在该情况下，在内燃机冷态启动时，燃料中的乙醇的浓度越高，则特别是在低温侧区域中，实际压缩比设得越高。
因此，若将这些汇总起来表述，则根据本实施例，在从燃烧喷射阀13喷射的燃料的内燃机冷态启动时的气化率越低(例如，燃料中的重质燃料、乙醇以及甲醇等的浓度越高)，则在内燃机冷态启动时，特别是在低温侧区域中，实际压缩比设得越高。
而且，对于本发明基于特定的实施例进行了详细说明，但是于本领域技术人员而言，也能够不脱离本发明权利要求及思想地进行各种各样的变更、修正等。

Claims (15)

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，供给燃烧室内的吸入空气量主要通过变更进气门的关闭正时来控制，在内燃机低负荷运行时，与内燃机高负荷运行时相比，机械压缩比设定得高，
其中，将内燃机预热完成前的内燃机低负荷运行时的机械压缩比，与内燃机预热完成后的内燃机低负荷运行时的机械压缩比相比，设定为较低的压缩比。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机低负荷运行时，机械压缩比设为最大机械压缩比，在内燃机预热完成前，即使是在内燃机低负荷运行时，也将机械压缩比设为比最大压缩比低的压缩比。
3.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机低负荷运行时膨胀比设为20以上，在内燃机预热完成前，即使是在内燃机低负荷运行时，也设定机械压缩比使得膨胀比小于20。
4.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，使进气门的关闭正时随着内燃机负荷的降低而向从进气下止点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，
在内燃机预热完成前，即使是在内燃机低负荷运行时，也只使进气门的关闭正时移动到相比上述界限关闭正时位于进气下止点侧的关闭正时。
5.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，在设置于内燃机排气通路内的排气净化催化剂的温度低情况下与其高的情况下相比，将机械压缩比设定得较低。
6.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，设定进气门的关闭正时使得与上述排气净化催化剂的温度无关地将实际压缩比维持于预定的范围内。
7.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，随着排气净化催化剂的温度升高，使机械压缩比越高。
8.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，基于内燃机启动时的排气净化催化剂的温度，设定机械压缩比使得在排气净化催化剂的温度低的情况下与其高的情况下相比机械压缩比变低，并且，将机械压缩比维持于上述基于内燃机启动时的排气净化催化剂的温度而设定的机械压缩比直到内燃机的预热完成为止。
9.根据权利要求1或5所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，在排气净化催化剂的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较低。
10.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使机械压缩比较低。
11.根据权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较低。
12.根据权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，在内燃机冷却水的温度比基准温度高的温度区域中，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比，使实际压缩比较低，并且，在内燃机冷却水的温度比基准温度低的温度区域中，在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较高。
13.根据权利要求12所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机启动后经过一定时间后，即使在内燃机冷却水的温度比基准温度低的温度区域中在内燃机冷却水的温度低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较低。
14.根据权利要求13所述的火花点火式内燃机，其中，上述一定时间随着内燃机启动时的燃机冷却水的温度越低而设定为越长。
15.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机预热完成前，在供给内燃机的燃料的气化率低的情况下与其高的情况下相比使实际压缩比较高。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104956048A (zh) * 2013-01-29 2015-09-30 日产自动车株式会社 可变压缩比内燃机的控制装置以及控制方法
CN111465757A (zh) * 2017-12-19 2020-07-28 株式会社 Ihi 压缩端压力控制装置和发动机系统

Families Citing this family (19)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009023413B4 (de) * 2008-07-02 2015-02-05 Mitsubishi Jidosha Kogyo Kabushiki Kaisha Startsteuervorrichtung eines Verbrennungsmotors
JP5321422B2 (ja) * 2009-11-18 2013-10-23 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
BR112012013729B1 (pt) * 2009-12-09 2020-01-07 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Motor de combustão interna do tipo ignição de centelha
JP5447015B2 (ja) * 2010-03-08 2014-03-19 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP5560975B2 (ja) * 2010-07-07 2014-07-30 トヨタ自動車株式会社 火花点火式内燃機関
JP5472136B2 (ja) * 2011-01-21 2014-04-16 トヨタ自動車株式会社 火花点火内燃機関
JP5585490B2 (ja) * 2011-02-18 2014-09-10 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比機構を備える多気筒内燃機関
JP5088448B1 (ja) * 2011-06-10 2012-12-05 トヨタ自動車株式会社 火花点火内燃機関
US20130073190A1 (en) * 2011-09-21 2013-03-21 Honda Motor Co., Ltd. Engine Start Up Control For A Motor Vehicle
JP6386702B2 (ja) * 2013-06-28 2018-09-05 日産自動車株式会社 内燃機関の冷却装置及び内燃機関の冷却方法
DE112015003493A5 (de) * 2014-07-29 2017-04-27 FEV Europe GmbH VCR-Steuerung einer Hubkolbenverbrennungskraftmaschine
JP6409559B2 (ja) * 2014-12-24 2018-10-24 日産自動車株式会社 車両の制御装置
US10024294B2 (en) * 2015-05-29 2018-07-17 Nissan Motor Co., Ltd. Control device for internal combustion engine for vehicle
US11085393B2 (en) * 2017-05-24 2021-08-10 Nissan Motor Co., Ltd. Control method and control device for internal combustion engine
JP6565984B2 (ja) * 2017-08-24 2019-08-28 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置
US10895208B2 (en) 2017-08-24 2021-01-19 Mazda Motor Corporation Control system for compression-ignition engine
JP6565985B2 (ja) * 2017-08-24 2019-08-28 マツダ株式会社 圧縮着火式エンジンの制御装置
EP3677762B1 (en) * 2017-08-30 2021-07-07 Nissan Motor Co., Ltd. Control method for internal combustion device, and control device for internal combustion engine
JP2019152114A (ja) * 2018-03-01 2019-09-12 マツダ株式会社 エンジンの制御装置

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1534179A (zh) * 2003-03-28 2004-10-06 程凤岐 一种高压缩比点燃式灵活燃料发动机
US20060070605A1 (en) * 2004-01-21 2006-04-06 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Internal combustion engine with variable compression ratio
CN1910063A (zh) * 2004-05-17 2007-02-07 丰田自动车株式会社 可变压缩比内燃机的安装设备
CN101031708A (zh) * 2005-01-24 2007-09-05 丰田自动车株式会社 可变压缩比内燃机

Family Cites Families (13)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5963340A (ja) * 1982-10-05 1984-04-11 Mazda Motor Corp 可変圧縮比エンジン
JPS61129429A (ja) * 1984-11-27 1986-06-17 Mitsubishi Motors Corp アルコ−ル混合燃料エンジン
NO306422B1 (no) 1997-04-25 1999-11-01 Leif Dag Henriksen Anordning ved forbrenningsmotor med innvendig forbrenning
JP2000265873A (ja) * 1999-03-12 2000-09-26 Nissan Motor Co Ltd 内燃機関の燃焼制御装置
JP4038959B2 (ja) 2000-05-09 2008-01-30 日産自動車株式会社 内燃機関の可変圧縮比機構
JP4416377B2 (ja) * 2002-05-16 2010-02-17 日産自動車株式会社 内燃機関の制御装置
SE524802C2 (sv) 2002-11-04 2004-10-05 Cargine Engineering Ab Styrmetod för modulering av vridmoment i en kolvförbränningsmotor
JP4345307B2 (ja) 2003-01-15 2009-10-14 トヨタ自動車株式会社 可変圧縮比機構を備えた内燃機関の制御装置
JP3885740B2 (ja) 2003-02-06 2007-02-28 トヨタ自動車株式会社 圧縮比および空燃比が異なる２つの運転モードを変更する際の内燃機関の制御
JP4155069B2 (ja) * 2003-03-17 2008-09-24 トヨタ自動車株式会社 圧縮比を変更可能な内燃機関における運転開始時の制御
JP2005069131A (ja) * 2003-08-26 2005-03-17 Nissan Motor Co Ltd 可変圧縮比機構付き内燃機関の制御装置
JP4351966B2 (ja) * 2004-08-27 2009-10-28 本田技研工業株式会社 制御装置
JP2007146701A (ja) * 2005-11-25 2007-06-14 Toyota Motor Corp 圧縮比を変更可能な内燃機関

Patent Citations (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN1534179A (zh) * 2003-03-28 2004-10-06 程凤岐 一种高压缩比点燃式灵活燃料发动机
US20060070605A1 (en) * 2004-01-21 2006-04-06 Toyota Jidosha Kabushiki Kaisha Internal combustion engine with variable compression ratio
CN1774567A (zh) * 2004-01-21 2006-05-17 丰田自动车株式会社 可变压缩比内燃机
CN1910063A (zh) * 2004-05-17 2007-02-07 丰田自动车株式会社 可变压缩比内燃机的安装设备
CN101031708A (zh) * 2005-01-24 2007-09-05 丰田自动车株式会社 可变压缩比内燃机

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
CN104956048A (zh) * 2013-01-29 2015-09-30 日产自动车株式会社 可变压缩比内燃机的控制装置以及控制方法
CN104956048B (zh) * 2013-01-29 2016-10-26 日产自动车株式会社 可变压缩比内燃机的控制装置以及控制方法
CN111465757A (zh) * 2017-12-19 2020-07-28 株式会社 Ihi 压缩端压力控制装置和发动机系统
CN111465757B (zh) * 2017-12-19 2022-08-12 株式会社 Ihi 压缩端压力控制装置和发动机系统

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RU2436980C2 (ru) 2011-12-20
US8342143B2 (en) 2013-01-01
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DE112009000096B4 (de) 2018-10-04

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