CN102137994B - 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)、能够控制进气门的关闭时期的可变气门正时机构(B)及增压器(15)。在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比使机械压缩比提高。在发动机中负荷运转时，与发动机低负荷运转时相比，通过利用增压器的增压作用使进气管内的压力上升而使向燃烧室(5)内供给的吸入空气量增大，并且通过降低机械压缩比使实际压缩比降低。

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
已知有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和能够控制进气门的关闭时期的可变气门正时机构，主要通过改变进气门的关闭时期而控制向燃烧室内供给的吸入空气量，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比，能提高机械压缩比(例如，专利文献1)。
特别是在专利文献1所记载的火花点火式内燃机中，通过改变进气门的关闭时期而控制向燃烧室内供给的吸入空气量，因此在发动机中高负荷运转时，伴随发动机负荷的增大而使进气门的关闭时期提前。在像这样使进气门的关闭时期提前而使向燃烧室内供给的吸入空气量增大的情况下，将机械压缩比维持为一定时会导致爆震，因此在发动机中高负荷运转时伴随进气门的关闭时期的提前而导致机械压缩比下降。
专利文献1：日本特开2007-303423号公报
发明内容
然而，在专利文献1所记载的火花点火式内燃机中，如上所述，在发动机中负荷运转时，通过使进气门的关闭时期提前而增大向燃烧室内供给的吸入空气量，伴随于此，以使实际压缩比为一定的方式使机械压缩比下降。然而，使机械压缩比下降时，同时膨胀比也下降。此种膨胀比的下降会导致热效率的下降，其结果是使燃耗恶化。
因此，鉴于上述问题，本发明的目的在于提供一种抑制伴随发动机中负荷运转时的机械压缩比下降的热效率下降的火花点火式内燃机。
本发明用于解决上述课题，提供技术方案的各项所记载的内燃机的控制装置。
在本发明的第一形态中，涉及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时期的可变气门正时机构及增压器，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比使机械压缩比提高，其中，在发动机中负荷运转时，与发动机低负荷运转时相比，通过利用增压器的增压作用使进气管内的压力上升而使向燃烧室内供给的吸入空气量增大，并且通过降低机械压缩比使实际压缩比降低。
根据第一形态，在发动机中负荷运转时，与发动机低负荷运转时相比，通过利用增压器的增压作用使进气管内的压力上升，而使向燃烧室内供给的吸入空气量增大。因此，与仅通过使进气门的关闭时期提前而使向燃烧室内供给的吸入空气量增大的情况相比，在发动机中负荷运转时，机械压缩比下降的程度小。因此，能够较低地抑制膨胀比的下降，伴随于此，能够抑制热效率的下降。
另外，若通过利用增压器的增压作用使进气管内的压力上升，而使向燃烧室内供给的吸入空气量增大，则活塞处于压缩上死点时的燃烧室内的温度(压缩端温度)上升，容易发生爆震，但根据第一形态，由于实际压缩比下降，因此即使压缩端温度上升也能够抑制爆震的发生。
在本发明的第二形态中，在发动机中负荷运转时，直到进气管内的压力达到在进气管的结构上或增压器的能力上无法再进一步上升的极限压力为止，发动机负荷越高而越使实际压缩比降低。
在本发明的第三形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷高的区域中，通过改变进气门的关闭时期来控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
在本发明的第四形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷高的区域中，将节气门保持为全开状态。
在本发明的第五形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的区域中，通过改变节气门的开度来控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
在本发明的第六形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，使进气门的关闭时期为ABDC115°～ABDC130°。
在本发明的第七形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，基于发动机负荷及中间冷却器的冷却效率来设定进气门的关闭时期。
在本发明的第八形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，与发动机负荷无关地将进气门的关闭时期保持为大致一定。
在本发明的第九形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，与发动机负荷无关地将进气门的关闭时期保持为10°以内。
在本发明的第十形态中，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，随着中间冷却器的冷却效率升高而使进气门的关闭时期延迟。
在本发明的第十一形态中，作为上述增压器使用能够在大容量侧与小容量侧之间变更容量的可变容量式涡轮增压器，在转速比在大容量侧使用该可变容量式涡轮增压器时增压压力达到极限压力的发动机转速高的转速区域中，将可变容量式涡轮增压器的容量设定在大容量侧，其中，所述极限压力是在进气管的结构上无法再进一步上升的压力。
在本发明的第十二形态中，在发动机低负荷运转时，使机械压缩比为最大机械压缩比。
在本发明的第十三形态中，在发动机低负荷运转时，使膨胀比为20以上。
以下，根据附图和本发明的优选实施方式的记载，能够进一步充分理解本发明。
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3A及图3B是图解性地表示的内燃机的侧视剖面图。
图4是表示可变气门正时机构的图。
图5A及图5B是表示进气门及排气门的上升量的图。
图6A～图6C是用于说明机械压缩比、实际压缩比及膨胀比的图。
图7是表示理论热效率与膨胀比的关系的图。
图8A及图8B是用于说明通常的循环及超高膨胀比循环的图。
图9是表示与发动机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。
图10是表示与进气门的关闭时期相应的进气管内的压力等的变化的图。
图11是表示进气门的关闭时期与热效率的关系的图。
图12是表示填充效率及IC效率与理论热效率为最大的进气门的关闭时期的关系的图。
图13是表示车辆的速度及吸入空气量与IC效率的关系的图。
图14是表示内燃机的运转控制的控制例行程序的流程图。
图15是用于说明可变喷嘴涡轮增压器的图。
图16是表示发动机转速与由可变容量式涡轮增压器产生的增压压力的关系的图。
具体实施方式
以下，参照附图，详细说明本发明的实施方式。在以下的说明中，对同样的结构要素附加同一参照标号。
图1表示火花点火式内燃机的侧视剖面图。
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经由进气支管11与调压箱(surge tank)12连结，在各进气支管11上配置有用于朝分别对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。需要说明的是，燃料喷射阀13也可以取代安装于各进气支管11的情况而配置在各燃烧室5内。
调压箱12经由进气管道14与排气涡轮增压器15的压缩器15a的出口连结，压缩器15a的入口经由用于检测吸入空气量的吸入空气量检测器16与空气净化器17连结。在进气管道14内设置有中间冷却器18，并在中间冷却器18下游的进气通道14内配置有被促动器19驱动的节气门20。需要说明的是，在本实施方式中，示出了使用排气涡轮增压器作为对向燃烧室5内供给的空气进行增压的增压器的例子，但也可以取代排气涡轮增压器而使用机械增压器(supercharger)等各种增压器。而且，在以下的说明中，将节气门20下游的进气管道14、调压箱12、进气支管11、进气口8总称为进气管。
另一方面，排气口10经由排气歧管21与排气涡轮增压器15的排气涡轮机15b的入口连结，排气涡轮机15b的出口经由排气管22与例如内置有三元催化剂的催化剂转换器23连结。排气歧管21和排气管22通过绕过排气涡轮机15b的排气旁通路24连结，在该排气旁通路24内配置有通过促动器25驱动的旁通控制阀26。需要说明的是，在催化剂转换器23的入口配置有空燃比传感器27。
另一方面，在图1所示的实施方式中，在曲轴箱1与气缸体2的连结部设有可变压缩比机构A，还设有能够控制进气门7的关闭时期的可变气门正时机构B，所述可变压缩比机构A能够通过使曲轴箱1与气缸体2的气缸轴线方向的相对位置发生变化而变更活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。
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相互连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU(微型处理器)34、输入端口35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27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。而且，在加速踏板40上连接有产生与加速踏板40的踏入量成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD转换器37向输入端口35输入。而且在输入端口35上连接有在曲轴每旋转例如10°时产生输出脉冲的曲轴角传感器42。另一方面，输出端口36经由对应的驱动电路38与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用促动器19、旁通阀驱动用促动器25、可变压缩比机构A及可变气门正时机构B连接。
图2示出图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3A及图3B示出图解性地表示的内燃机的侧视剖面图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部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的上壁面上相互隔开间隔形成有分别嵌合到对应的突出部50之间的多个突出部52，在所述各突出部52内也分别形成有截面圆形的凸轮插入孔53。
如图2所示，设有一对凸轮轴54、55，且在各凸轮轴54、55上每隔一个地固定有能够旋转地插入到各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。所述圆形凸轮56与各凸轮轴54、55的旋转轴线成为共轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间如图3A及图3B中剖面线所示，相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57延伸，另一圆形凸轮58偏心而能够旋转地安装在该偏心轴57上。如图2所示，所述圆形凸轮58配置在各圆形凸轮56之间，所述圆形凸轮58能够旋转地插入到对应的各凸轮插入孔53内。
从图3A所示的状态开始，使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮56如图3A中实线的箭头所示相互向相反方向旋转时，偏心轴57朝向下方中央移动，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，如图3B所示偏心轴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。
从图3A与图3B的比较可知，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的中心的距离决定，圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心的距离越大则气缸体2就越离开曲轴箱1。若气缸体2从曲轴箱1离开，则活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积增大，因此通过使各凸轮轴54、55旋转而能够变更活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。
如图2所示，为了使各凸轮轴54、55分别向相反方向旋转而在驱动电动机59的旋转轴上安装有各自的螺旋方向相反的一对蜗轮61、62，与所述蜗轮61、62啮合的齿轮63、64分别固定在各凸轮轴54、55的端部上。在本实施方式中，通过驱动驱动电动机59而能够在较大的范围内变更活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。需要说明的是，图1至图3B所示的可变压缩比机构A表示一例，但能够使用任何形式的可变压缩比机构。
另一方面，图4表示在图1中相对于用于驱动进气门7的凸轮轴70而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包括：凸轮相位变更部B1，安装在凸轮轴70的一端而用于变更凸轮轴70的凸轮的相位；及凸轮作用角变更部B2，配置在凸轮轴70与进气门7的气门挺杆89之间，变更成使凸轮轴70的凸轮的作用角不同的作用角而向进气门7传递。需要说明的是，关于凸轮作用角变更部B2，在图4中示出侧视剖面图和俯视图。
首先说明可变气门正时机构B的凸轮相位变更部B 1，该凸轮相位变更部B1具备：通过发动机的曲轴经由同步带沿箭头方向旋转的同步带轮71；与同步带轮71一起旋转的圆筒状壳体72；与凸轮轴70一起旋转且能够相对于圆筒状壳体72相对旋转的旋转轴73；从圆筒状壳体72的内周面延伸到旋转轴73的外周面的多个分隔壁74；在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳体72的内周面的叶片75，其中，在各叶片75的两侧分别形成有提前角用液压室76和延迟角用液压室77。
向各液压室76、77供给的工作液的供给控制通过工作液供给控制阀78进行。该工作液供给控制阀78具备：分别与各液压室76、77连结的液压口79、80；从液压泵81喷出的工作液的供给口82；一对排泄口83、84；进行各口79、80、82、83、84之间的连通隔断控制的滑阀85。
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，将从供给口82供给的工作液经由液压口79向提前角用液压室76供给并将延迟角用液压室77内的工作液从排泄口84排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72沿箭头X方向进行相对旋转。
相对于此，在应该使凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使滑阀85向上方移动，将从供给口82供给的工作液经由液压口80向延迟角用液压室77供给并将提前角用液压室76内的工作液从排泄口83排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72沿与箭头X相反的方向进行相对旋转。
旋转轴73相对于圆筒状壳体72进行相对旋转时，若滑阀85返回图4所示的中立位置，则旋转轴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。因此能够通过凸轮相位变更部B1如图5A所示使凸轮轴70的凸轮的相位提前或延迟所希望的量。即，能够通过凸轮相位变更部B1任意地使进气门7的打开时期提前或延迟。
接下来说明可变气门正时机构B的凸轮作用角变更部B2，该凸轮作用角变更部B2具备：与凸轮轴70平行地并列配置且在促动器91的作用下沿轴线方向移动的控制杆90；与凸轮轴70的凸轮92卡合且能够滑动地与形成在控制杆90上的沿轴线方向延伸的花键93嵌合的中间凸轮94；为了驱动进气门7而与气门挺杆89卡合且能够滑动地与形成在控制杆90上的呈螺旋状延伸的花键95嵌合的摆动凸轮96，其中，在摆动凸轮96上形成有凸轮97。
凸轮轴70进行旋转时，在凸轮92的作用下，中间凸轮94总是摆动一定的角度，此时摆动凸轮96也摆动一定的角度。另一方面，中间凸轮94及摆动凸轮96被支承为不能沿控制杆90的轴线方向移动，因此控制杆90在促动器91的作用下沿轴线方向移动时，摆动凸轮96相对于中间凸轮94进行相对旋转。
通过中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置关系而凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94开始卡合时，在摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆89开始卡合的情况下，在图5B中如a所示，进气门7的打开期间及上升为最大。相对于此，在促动器91的作用下摆动凸轮96相对于中间凸轮94沿图4的箭头Y方向进行相对旋转时，在凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94卡合后，片刻之后摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆89卡合。这种情况下在图5B中如b所示进气门7的打开期间及上升量比a小。
摆动凸轮96相对于中间凸轮94沿图4的箭头Y方向进一步进行相对旋转时，如图5B中的c所示，进气门7的打开期间及上升量进一步减小。即，能够通过利用促动器91变更中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置而任意改变进气门7的打开期间(作用角)。但是，这种情况下，进气门7的打开期间越短则进气门7的上升量越小。
如此，能够通过凸轮相位变更部B1任意变更进气门7的打开时期，并能够通过凸轮作用角变更部B2任意变更进气门7的打开期间，因此能够通过凸轮相位变更部B1和凸轮作用角变更部B2这双方，即通过可变气门正时机构B任意变更进气门7的打开时期和打开期间，即任意变更进气门7的打开时期和关闭时期。
需要说明的是，图1及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，也可以使用图1及图4所示的例子以外的各种形式的可变气门正时机构。尤其是在本发明的实施方式中，只要是能够变更进气门7的关闭时期的可变关闭时期机构，就可以使用任何形式的机构。而且，也可以相对于排气门9设置与进气门7的可变气门正时机构B同样的可变气门正时机构。
接下来参照图6A～图6C说明本申请中使用的用语的意思。需要说明的是，为了便于说明而在图6A～图6C中示出燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动机，在所述图6A～图6C中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上死点时的燃烧室的容积。
图6A对机械压缩比进行说明。机械压缩比是仅根据压缩行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积而机械性地决定的值，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，该机械压缩比成为(50ml+500ml)/50ml＝11。
图6B对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是根据从实际上开始压缩作用时起到活塞达到上死点为止的实际的活塞行程容积和燃烧室容积所决定的值，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，在进气门打开期间也不进行压缩作用，而从进气门关闭时起实际的压缩作用开始。因此实际压缩比使用实际的行程容积如上所述进行表示。在图6B所示的例子中，实际压缩比成为(50ml+450ml)/50ml＝10。
图6C对膨胀比进行说明。膨胀比是根据膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积所决定的值，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，该膨胀比成为(50ml+500ml)/50ml＝11。
接下来参照图7、图8A及图8B，说明超高膨胀比循环。需要说明的是，图7表示理论热效率与膨胀比的关系，图8A及图8B表示在本发明中根据负荷而分开使用的通常的循环与超高膨胀比循环的比较。
图8A表示进气门在下死点附近关闭且大致从压缩下死点附近开始活塞产生的压缩作用时的通常的循环。在该图8A所示的例子中，也与图6A～图6C所示的例子同样地，燃烧室容积为50ml，活塞的行程容积为500ml。从图8A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，膨胀比也成为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比及膨胀比大致相等。
图7中的实线表示实际压缩比与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。这种情况下可知，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而提高实际压缩比即可。然而由于发动机高负荷运转时的爆震的发生的制约，而实际压缩比最大也仅能提高到12左右，如此在通常的循环中，无法充分地提高理论热效率。
另一方面，严格区分机械压缩比与实际压缩比而讨论提高理论热效率的情况时，理论热效率由膨胀比支配，对于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，则爆发力升高，但为了进行压缩而需要大的能量，如此，即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎未升高。
相对于此，若增大膨胀比，则在膨胀行程时按压力对活塞作用的期间变长，如此，活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。因此若膨胀比变大，则其越大而理论热效率越高。图7的虚线ε＝10表示将实际压缩比固定为10的状态下提高膨胀比时的理论热效率。可知如此在将实际压缩比维持成低的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的实线所示使实际压缩比和膨胀比都增大时的理论热效率的上升量之间没有较大的差异。
如此将实际压缩比维持成低的值时不会发生爆震，因此将实际压缩比维持成低的值的状态下提高膨胀比时，能够阻止爆震的发生并大幅度地提高理论热效率。图8B表示使用可变压缩比机构A及可变气门正时机构B，将实际压缩比维持成低的值并提高膨胀比时的一例。
参照图8B，在该例子中，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从实际的活塞行程容积为500ml起直至变成200ml为止使进气门的关闭时期延迟。其结果是，在该例子中，实际压缩比成为(20ml+200ml)/20ml＝11，膨胀比成为(20ml+500ml)/20ml＝26。在图8A所示的通常的循环中，如上所述可知，实际压缩比大致为11且膨胀比为11，与这种情况相比，在图8B所示的情况下，仅膨胀比升高到26。因此，将图8B所示的循环称为超高膨胀比循环。
如上所述，一般而言在内燃机中，发动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，即为了提高燃耗而需要提高发动机低负荷运转时的热效率。另一方面，在图8B所示的超高膨胀比循环中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积减小，能吸入到燃烧室5内的吸入空气量减少，因此该超高膨胀比循环仅能够在发动机负荷比较低时采用。因此在本发明中，在发动机低负荷运转时设定为图8B所示的超高膨胀比循环，在发动机高负荷运转时设定为图8A所示的通常的循环。
接下来，参照图9对运转控制整体进行说明。
图9中表示与某发动机转速下的发动机负荷相应的机械压缩比、进气门7的关闭时期、实际压缩比、进气管内的压力、节气门20的开度及吸入空气量的各变化。尤其是图9中的实线表示如本发明的实施方式那样具备排气涡轮增压器15的火花点火式内燃机中的各参数的变化，图9中的虚线表示未具备排气涡轮增压器15等增压器的火花点火式内燃机中的各参数的变化。
需要说明的是，在图示的例子中，通常基于空燃比传感器27的输出信号将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制成理论空燃比以通过催化剂转换器23内的三元催化剂同时减少废气中的未燃碳氢化合物(未燃HC)、一氧化碳(CO)及氮氧化物(NOX)。
首先，说明图9中虚线所示的未具备排气涡轮增压器15等增压器的火花点火式内燃机的运转控制。
在未具备增压器的火花点火式内燃机中，如上所述，在发动机高负荷运转时执行图8A所示的通常的循环。因此，如图9中虚线所示，此时机械压缩比降低，因此膨胀比低，进气门7的关闭时期提前。而且，此时吸入空气量多，此时节气门20的开度被保持为全开或大致全开。
另一方面，如图9中虚线所示，为了在发动机负荷降低时随之减少吸入空气量，而使进气门7的关闭时期延迟。而且，此时为了将实际压缩比保持为大致一定，如图9中虚线所示，随着发动机负荷降低而机械压缩比增大，因此随着发动机负荷降低而膨胀比也增大。需要说明的是，此时也将节气门20保持为全开或大致全开状态，因此向燃烧室5内供给的吸入空气量不通过节气门20而通过改变进气门7的关闭时期进行控制。
如此，在发动机负荷从发动机高负荷运转状态降低时，由于实际压缩比大致为一定，随着吸入空气量减少而机械压缩比增大。即，活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积与吸入空气量的减少成比例地减少。因此，活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积与吸入空气量成比例地进行变化。需要说明的是，此时燃烧室5内的空燃比成为理论空燃比，因此活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地进行变化。
发动机负荷进一步降低时，机械压缩比进一步增大，发动机负荷下降到L1时，机械压缩比达到在燃烧室5的结构上成为极限的极限机械压缩比。若机械压缩比达到极限机械压缩比，则在负荷比机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷L1低的区域中，机械压缩比被保持为极限机械压缩比。因此，在负荷比发动机负荷L1低的区域中，机械压缩比为最大，膨胀比也为最大。换言之，在负荷比发动机负荷L1低的区域中，使机械压缩比为最大以得到最大的膨胀比。
另外，在图9中虚线所示的例子中，随着发动机负荷从发动机高负荷运转状态降低而进气门7的关闭时期延迟，当发动机负荷下降到L1时，进气门7的关闭时期成为能控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的极限关闭时期。进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时，在负荷比进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷L1低的区域中，进气门7的关闭时期被保持为极限关闭时期。
若进气门7的关闭时期被保持为极限关闭时期，则已经无法通过进气门7的关闭时期的变化来控制吸入空气量。在图9中虚线所示的例子中，在负荷比此时即进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷L1低的区域中，通过节气门20控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。但是，进行基于节气门20的吸入空气量的控制时，如图9所示，泵损增大。
此外，由于进行基于节气门20的吸入空气量的控制时泵损增大，因此为了不发生此种泵损，也能够在负荷比进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷L1低的区域中，在将节气门20保持为全开或大致全开的状态下，发动机负荷越低则越增大空燃比。此时，优选将燃料喷射阀13配置在燃烧室5内而使其分层燃烧。或者也能够在负荷比进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷L1低的区域中，在将节气门20保持为全开或大致全开的状态下，发动机负荷越低则越增大EGR阀25的开度。
另外，在上述的例子中，机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷和进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷成为相同的发动机负荷L1，但机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷和进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷也可以不相同。例如，在机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷比进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷高的情况下，在从机械压缩比达到极限机械压缩比开始直至进气门7的关闭时期达到极限关闭时期的期间，仅使进气门7的关闭时期延迟，因此随着发动机负荷降低而实际压缩比下降。
另外，发动机转速升高时燃烧室5内的混合气发生湍流，因此难以发生爆震，因此在本发明的实施方式中，发动机转速越高则实际压缩比越高。
此外，如上所述，在图8B所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为26。该膨胀比越高则越优选。然而，在实用上能够使用的实际压缩比的范围(ε＝5左右～13左右)中，能得到最大理论热效率的膨胀比为20以上，因此在本发明中，以使膨胀比为20以上的方式形成可变压缩比机构A。
此外，在图9中虚线所示的例子中，机械压缩比对应于发动机负荷而连续变化。然而，机械压缩比也可对应于发动机负荷而阶段性地变化。
另外，进气门7的关闭时期为比进气下死点靠提前角侧的时期时，随着发动机负荷降低而使进气门7的关闭时期提前，从而能够控制吸入空气量。因此，总结进气门7的关闭时期而表现为，随着发动机负荷降低，进气门7的关闭时期向离开压缩下死点的方向移动直到能控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的极限关闭时期L1为止。
接下来，说明图9中实线所示的本发明的实施方式中的运转控制，即具备排气涡轮增压器15等增压器的火花点火式内燃机的运转控制。
在具备增压器的火花点火式内燃机中，也在发动机低负荷运转时执行图8B所示的超高膨胀比循环。因此，如图9中实线所示，在发动机低负荷运转时，机械压缩比被保持为在燃烧室5的结构上成为极限的极限机械压缩比。另一方面，如图9中实线所示，进气门7的关闭时期为进气门7能取得的最延迟侧的时期，即能控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的极限关闭时期。由此，在发动机低负荷运转时，执行超高膨胀比循环。尤其是在本发明的实施方式中，在发动机低负荷运转区域中，机械压缩比被保持为极限机械压缩比，进气门7的关闭时期被保持为极限关闭时期，因此实际压缩比也保持为一定。
另外，在发动机低负荷运转时，无法通过进气门7的关闭时期来控制向燃烧室5内供给的吸入空气量，因此在本发明的实施方式中，通过节气门20进行向燃烧室5内供给的吸入空气量的控制。因此，在发动机低负荷运转时，如图9所示，随着发动机负荷升高而节气门20的开度增大。由此，随着发动机负荷升高而进气管(节气门20下游的进气管道14、调压箱12、进气支管11、进气门7上游的进气口8)内的压力增大，伴随于此，向燃烧室5内供给的吸入空气量增大。
此外，在发动机低负荷运转时，即使在图9中实线所示的具备增压器的情况下，也进行与图9中虚线所示的未具备增压器的情况同样的控制。但是，在如本发明的实施方式那样具备增压器时，与未具备增压器的情况相比，在增压器的增压作用下，节气门20的开度为相同时的进气管内的压力升高。因此，在本发明的实施方式中，在发动机低负荷运转时，与未具备增压器的情况相比，节气门20的开度减小。
另一方面，发动机负荷进一步升高时，通过排气涡轮增压器15的压缩器15a进行向燃烧室5内供给的空气的增压，如图9中实线所示，进气管内的压力逐渐上升，在发动机负荷L1中，进气管内的压力成为大气压。在本发明的实施方式中，即使负荷比进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1高，也如图9中实线所示，进气门7的关闭时期原样保持在极限关闭时期附近。因此，在负荷比进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1高的区域中，不通过进气门7的关闭时期进行向燃烧室5内供给的吸入空气量的控制，因此通过节气门20进行向燃烧室5内供给的吸入空气量的控制。因此，即使负荷比进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1高，随着发动机负荷升高而节气门20的开度增大。
另一方面，若进气管内的压力成为大气压以上，则在进气门7的关闭时，向燃烧室5内供给通过增压而升温后的高温的空气，其结果是，活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5内的温度(压缩端温度)升高，由此，容易发生爆震。因此，在本发明的实施方式中，如图9中实线所示，当负荷高于进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1时，随着发动机负荷L1升高而机械压缩比下降。如上所述，即使负荷高于进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1，进气门7的关闭时期也被保持在极限关闭时期附近，因此伴随机械压缩比的下降而实际压缩比下降。由此，能抑制爆震的发生。
即，根据本发明的实施方式，在负荷比进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1高的发动机中负荷运转时，与发动机低负荷运转时相比，主要通过排气涡轮增压器15的压缩器15a使进气管内的压力上升，从而增大向燃烧室5内供给的吸入空气量。换言之，根据本发明的实施方式，在负荷比发动机负荷L1高的发动机中负荷运转时，向燃烧室5内供给的吸入空气量的增大基本上通过使进气门7的关闭时期提前而进行。
另外，根据本发明的实施方式，在负荷比进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1高的发动机中负荷运转时，与发动机低负荷运转时相比，主要通过使机械压缩比下降而使实际压缩比下降。换言之，在负荷比发动机负荷L1高的发动机中负荷运转时，基本上不通过使进气门7的关闭时期提前而进行实际压缩比的下降。
在发动机中负荷运转区域中，随着发动机负荷升高而增大节气门20的开度时，进气管内的压力达到在进气管的结构上无法再进一步上升的极限压力(即，进一步提高进气管内的压力时导致进气管破损的可能性升高的压力)。若进气管内的压力达到极限压力，则在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2高的区域中，进气管内的压力被保持为极限压力。
若进气管内的压力被保持为极限压力，则已经无法再通过提高进气管内的压力而增大向燃烧室5内供给的吸入空气量。因此，在本发明的实施方式中，如图9中实线所示，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2高的区域中，通过进气门7的关闭时期而控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。因此，在此种区域中，随着发动机负荷升高而使进气门7的关闭时期提前。
另一方面，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2高的区域中，进气管内的压力被保持为极限压力。因此，向燃烧室5内供给的空气的温度也不会由于增压而再进一步升高，而是保持一定。因此，在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2高的区域中，不会再进一步加剧容易发生爆震的情况，因此实际压缩比保持为一定。而且，在负荷比发动机负荷L2高的区域中，为了即使进气门7的关闭时期提前也使实际压缩比为一定，而随着发动机负荷升高使机械压缩比降低。
需要说明的是，在上述实施方式中，将进气管内的压力提高到在进气管的结构上无法再进一步提高的极限压力。然而，由于排气涡轮增压器15、进气管的结构及发动机转速，也存在排气涡轮增压器15的能力上无法再进一步提高的压力(也就是说即使使旁通控制阀26全闭、节气门20全开也无法再进一步升高的压力)低于进气管内的压力在进气管的结构上无法再进一步提高的压力的情况。这种情况下，随着发动机负荷升高而进气管内的压力升高到排气涡轮增压器15的能力上无法再进一步升高的能力极限压力，在发动机负荷比其高的区域中，进气管内的压力被保持为能力极限压力。这种情况下，在负荷比进气管内的压力达到能力极限压力时的发动机负荷高的区域中，随着发动机负荷升高而进气门7的关闭时期提前且机械压缩比下降。
另外，在上述实施方式中，为了与未具备增压器的火花点火式内燃机进行比较，而将进气管内的压力成为大气压的发动机负荷形成为与机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷及进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷相同的发动机负荷L1，但不一定需要形成为相同的发动机负荷。
如上所述，在未具备增压器的火花点火式内燃机中，从进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1开始直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2期间，随着发动机负荷升高，为了使向燃烧室5内供给的吸入空气量增大而使进气门7的关闭时期提前，且为了将实际压缩比维持为一定而使机械压缩比下降。
相对于此，在具备排气涡轮增压器15的本发明的实施方式的火花点火式内燃机中，从进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1开始直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2期间，进气门7的关闭时期与发动机负荷无关地被保持在极限关闭时期附近，并且随着发动机负荷升高而实际压缩比下降，伴随于此，机械压缩比下降。
在此，如图9所示，在负荷比发动机负荷L1高的区域中，在具备排气涡轮增压器15的本发明的实施方式的火花点火式内燃机中，与未具备增压器的火花点火式内燃机相比，机械压缩比升高且实际压缩比稍下降。如上所述，为了提高热效率，与提高实际压缩比相比，提高机械压缩比即膨胀比更有效。因此，在本发明的实施方式中，在负荷比发动机负荷L1高的区域中，能够使热效率极高。以下，对于这种情况进行更详细的说明。
图10表示对于将爆震程度保持为一定时的与进气门7的关闭时期相应的进气管内的压力、进气管内的温度、压缩比、理论热效率的各变化在纸面上讨论的结果。在图10所示的例子中，表示向燃烧室5内供给的空气的填充效率为60％、中间冷却器18产生的冷却效率(以下称为“IC效率”)为80％时的各变化。在此，IC效率ηIC表示中间冷却器18产生的压缩空气的冷却效率，设中间冷却器18的入口的空气的温度为Tin、中间冷却器18的出口的空气的温度为Tout、大气温度为Tair时，由下式(1)表示。
ηIC＝(Tin-Tout)/(Tin-Tair)            …(1)
各进气门7的每个关闭时期的理论热效率的计算如下所述进行。首先，基于进气门7的关闭时期，以填充效率为60％的方式算出进气管内的压力，然后，基于该进气管内的压力，以IC效率为80％的方式算出进气管内的温度。基于如此算出的进气管内的压力、进气管内的温度及进气门7的关闭时期，算出爆震程度为规定程度的、具体来说各进气门7的按每个关闭时期算出的Livengood-Wu积分的压缩上死点的积分值成为某一定值的实际压缩比。基于如此算出的实际压缩比和进气门7的关闭时期而算出机械压缩比。然后，基于如此算出的机械压缩比、实际压缩比、进气门7的关闭时期、进气管内的压力、进气管内的温度而算出理论热效率。
如图10所示，在填充效率为60％、IC效率为80％的条件下，进气门7的关闭时期在ABDC120°附近的关闭时期B成为最大。另一方面，在未具备增压器的火花点火式内燃机的情况下，由于进气管内的压力无法成为大气压以上，因此进气门7的关闭时期在ABDC90°附近的关闭时期A成为最大。因此可知，使用排气涡轮增压器20等增压器而提高进气管内的压力(即，向燃烧室5内供给的空气的压力)时的理论热效率高于未使用增压器时的理论热效率。因此，在使用排气涡轮增压器20的本发明的实施方式中，能够得到高的热效率。
在上述说明中，在从进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1开始直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2的发动机负荷区域中，进气门7的关闭时期被保持在极限关闭时期附近，但在本发明的实施方式中，具体来说，根据发动机负荷及IC效率来控制进气门7的关闭时期。
图11是表示对于在某发动机负荷(填充效率60％)下的进气门7的关闭时期与热效率的关系在纸面上讨论的结果的图。与IC效率为80％时的进气门7的关闭时期相对的理论热效率的推移与图10所示的情况相同。
从图11可知，在进气门7的关闭时期从提前角侧的时期延迟时，理论热效率与IC效率无关地，最初逐渐上升，在某关闭时期迎来峰值，然后下降。在此，理论热效率成为峰值时的进气门7的关闭时期如图11中描绘所示根据IC效率而不同。具体来说，如图11所示，IC效率越高则理论热效率成为最大的进气门7的关闭时期越延迟。此种倾向不仅是对于图11所示的某发动机负荷是这样，对于其他发动机负荷，尤其是在从进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1开始直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2的发动机中负荷运转区域中也是同样的。
因此，在本发明的实施方式中，在从进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1开始直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2的发动机中负荷运转时，根据发动机负荷及IC效率，以使理论热效率成为最大的方式设定进气门7的关闭时期。例如，在图11所示的例子中，填充效率为60％、IC效率为80％时，进气门7的关闭时期为时期B，填充效率为60％、IC效率为20％时，进气门7的关闭时期为时期C。
图12是表示填充效率(发动机负荷)及IC效率、与基于上述填充效率及IC效率以使理论热效率成为最大的方式算出的进气门7的关闭时期的关系的图。如图12所示，理论热效率成为最大的进气门7的关闭时期基本上是填充效率越高即发动机负荷越高则越提前，而且IC效率越高则越延迟。
在此，在使用通常的中间冷却器的情况下，在发动机通常运转时，IC效率通常为60～90％左右。即，使用通常的中间冷却器的情况下可以说，内燃机实际上能取得的区域主要为图12中斜线所示的区域。
并且，在该图12中斜线所示的区域中，进气门7的关闭时期成为ABDC115～130°。即，IC效率成为作为实用区域的60～90％时，理论热效率成为最大的进气门7的关闭时期在全部的发动机负荷中，成为ABDC115～130°的范围内。因此，在本发明的实施方式中，尤其是在发动机中负荷运转时，进气门7的关闭时期为ABDC115～130°。
此外，从图12可知，在IC效率为60～90％的区域中，理论热效率成为最大的进气门7的关闭时期在填充效率为40％以上时、即发动机中高负荷运转时，与填充效率(即发动机负荷)无关地大致为一定。因此，在本发明的实施方式中，在发动机中负荷运转时，进气门7的关闭时期与发动机负荷无关地大致为一定。但是，发动机中负荷运转时的进气门7的关闭时期根据IC效率进行变化。需要说明的是，“大致为一定”具体来说是指10°、优选5°以内的范围。
此外，在本发明的实施方式中，基于在中间冷却器18的上下游设置的温度传感器(未图示)及大气温度传感器(未图示)，使用上式(1)算出IC效率。
另外，车辆的速度越快，吹到中间冷却器18上的风量越多，因而IC效率越高，而吸入空气量越多，压缩的空气在中间冷却器18内冷却的期间越短，因而IC效率越低。因此，也可以取代使用上述传感器算出IC效率的情况，而使用图13所示的映射，基于搭载有火花点火式内燃机的车辆的速度及吸入空气量而算出IC效率。而且，在IC效率的算出中，也可以取代吸入空气量而使用发动机负荷、发动机转速。
另外，在上述实施方式中，在负荷比进气管内的压力成为大气压的发动机负荷L1低的发动机低负荷运转区域中，将进气门7的关闭时期保持为极限关闭时期，在从发动机负荷L1开始直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2的发动机中负荷运转区域中，如上所述，将进气门7的关闭时期保持为根据IC效率设定的一定的关闭时期，即与极限关闭时期不同的关闭时期。然而，在直至进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷L2的发动机中低负荷运转区域中，也可以将进气门7的关闭时期保持为极限关闭时期或极限关闭时期附近的大致一定的时期。这种情况下，也能够得到比较高的热效率，且容易进行发动机控制。
图14是表示本发明的实施方式的火花点火式内燃机的运转控制的控制例行程序的流程图。参照图14，首先，在步骤S11中基于负荷传感器41的输出而检测发动机负荷L，基于吸入空气量检测器16的输出而检测吸入空气量。接下来，在步骤S12、S13中，判定步骤S11中检测到的发动机负荷L处于负荷L1以下的区域、比负荷L1高且负荷L2以下的区域、比负荷L2高的区域中的哪一个区域。
在步骤S12、S13中，判定为发动机负荷L处于负荷L1以下的区域时，向步骤S14前进。在步骤S14中，使进气门7的目标关闭时期为极限关闭时期。接下来，在步骤S15中，使目标机械压缩比为极限机械压缩比。接下来，在步骤S16中，基于发动机负荷L，以使向燃烧室5内供给的吸入空气量成为与发动机负荷L相应的吸入空气量的方式算出目标节气门开度。然后，向步骤S25前进。
另一方面，在步骤S12、S13中，判定为发动机负荷处于比负荷L1高且负荷L2以下的区域时，向步骤S17前进。在步骤S17中，基于搭载有内燃机的车辆的速度及步骤S11中检测出的吸入空气量，使用图13所示的映射，算出IC效率。接下来，在步骤S18中，基于步骤S11中检测到的发动机负荷L及步骤S17中算出的IC效率，使用图12所示的映射，算出进气门7的目标关闭时期。接下来，在步骤S19中，根据发动机负荷L算出目标实际压缩比，在步骤20中，基于步骤S18中算出的进气门7的目标关闭时期及步骤S19中算出的目标实际压缩比，算出目标机械压缩比。接下来，在步骤S21中，基于发动机负荷L、进气门7的目标关闭时期，以使向燃烧室5内供给的吸入空气量成为与发动机负荷L相应的吸入空气量的方式算出目标节气门开度。然后，向步骤S25前进。
此外，在步骤S12、S13中，判定为发动机负荷处于比负荷L2高的区域时，向步骤S22前进。在步骤S22中，基于发动机负荷L，算出进气门7的目标关闭时期。尤其是在发动机负荷处于比负荷L2高的区域时，使节气门20的开度为全开，然后以使向燃烧室5内供给的吸入空气量成为与发动机负荷L相应的吸入空气量的方式算出进气门7的目标关闭时期。接下来，在步骤S23中，基于步骤S22中算出的进气门7的目标关闭时期，以使实际压缩比成为预先设定的一定的实际压缩比的方式算出目标机械压缩比。在步骤S24中，使目标节气门开度为全开，然后，向步骤S25前进。
在步骤S25中，以成为步骤S14、S19或S22中算出的进气门7的目标关闭时期的方式控制可变气门正时机构B，以成为步骤S15、S20或S23中算出的目标机械压缩比的方式控制可变压缩比机构A，且以成为步骤S16、S21或S24中算出的目标节气门开度的方式控制节气门20的促动器19，结束控制例行程序。
然而，在本发明的实施方式中，作为排气涡轮增压器15，除了通常的排气涡轮增压器之外，还可以使用可变容量式涡轮增压器。以下，说明使用可变容量式涡轮增压器作为排气涡轮增压器15的情况。
可变容量式涡轮增压器15是能够在涡轮增压器的容量小的小容量模式与涡轮增压器的容量大的大容量模式之间进行切换的涡轮增压器。可变容量式涡轮增压器15设定为小容量模式时，即使在从燃烧室5排出的废气的压力、温度及流速等低时，也能够进行吸入空气的充分的增压，但在废气的压力、温度及流速等高时，涡轮增压器15产生的排气阻力升高。另一方面，可变容量式涡轮增压器15设定为大容量模式时，即使在从燃烧室5排出的废气的压力、温度及流速等高时，也能够抑制涡轮增压器15产生的排气阻力的上升，但在废气的压力、温度及流速等低时，无法充分地对吸入空气进行增压。
作为此种可变容量式涡轮增压器15的例子，例如，列举有图15所示的具备喷嘴叶片101的可变喷嘴涡轮增压器。在图15所示的例子中，喷嘴叶片101在排气涡轮机15b的涡轮102的周围且在废气朝向涡轮102流入的通路内设置。可变喷嘴涡轮增压器能够在使喷嘴叶片101的方向为图15中实线所示的方向而将开口面积扩大的大容量模式和使喷嘴叶片101的方向为图15中虚线所示的方向而将开口面积缩小的小容量模式之间进行切换。即，在可变喷嘴涡轮增压器中，能够通过改变喷嘴叶片101的方向而切换涡轮增压器的容量。
需要说明的是，作为可变容量式涡轮增压器15，只要能够在大容量模式和小容量模式之间切换涡轮增压器的容量，就可以使用串列式双涡轮(Sequential Twin-Turbo)等任何的涡轮增压器。
在本实施方式中，随着发动机负荷升高而使进气管内的压力升高到在进气管的结构上无法再进一步升高的极限压力，在发动机负荷进一步升高的区域中，将进气管内的压力作为极限压力，如此尽可能提高增压产生的进气管内的压力从而实现高的热效率。
然而，如本实施方式那样未使用可变容量式涡轮增压器时，存在根据发动机转速在排气涡轮增压器的能力上无法再进一步提高的能力极限压力低于该极限压力的情况。这种情况下，无法充分升高增压产生的进气管内的压力，其结果是，无法充分地提高热效率。
因此，在本实施方式中，通过使用可变容量式涡轮增压器15，从发动机转速较低时开始直到较高时将由涡轮增压器15生成的增压压力维持成极限压力。
图16是表示发动机转速与由可变容量式涡轮增压器15生成的增压压力的关系的图。如图16所示，在可变容量式涡轮增压器15被设定为小容量模式的情况下，从发动机转速较低时开始，增压压力较高。另一方面，在可变容量式涡轮增压器15被设定为大容量模式的情况下，当发动机转速较低时，增压压力较低，随着发动机转速升高而增压压力逐渐上升，在发动机转速X下达到极限压力。
因此，在本实施方式中，当发动机转速比转速X低时，将可变容量式涡轮增压器15设定为小容量模式，当发动机转速为转速X以上时，将可变容量式涡轮增压器15切换为大容量模式。由此，从发动机转速较低时直到较高时，能够将增压压力维持为极限压力。由此，能够防止能力极限压力低于极限压力的情况，并总是使热效率为高的热效率。
此外，也可以将可变容量式涡轮增压器15的从小容量模式向大容量模式的切换点设定为比转速X高的发动机转速。但是，这种情况下，在比转速X高的发动机转速下将可变容量式涡轮增压器15设定为小容量模式时，排出压力上升，会导致效率的恶化。因此，可变容量式涡轮增压器15的从小容量侧向大容量侧的切换点优选为转速X。
需要说明的是，在本发明中虽然基于特定的实施方式进行了详细说明，但本领域技术人员不脱离本发明的权利要求书的范围及思想而能够进行各种变更、修正等。
标号说明
1...曲轴箱
2...气缸体
3...气缸盖
4...活塞
5...燃烧室
7...进气门
15...排气涡轮增压器
18...中间冷却器
A...可变压缩比机构
B...可变气门正时机构

Claims (13)

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时期的可变气门正时机构及增压器，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比使机械压缩比提高，其中，
在发动机中负荷运转时，与发动机低负荷运转时相比，通过利用增压器的增压作用使进气管内的压力上升而使向燃烧室内供给的吸入空气量增大，并且通过降低机械压缩比使实际压缩比降低，
在发动机中负荷运转时，直到进气管内的压力达到在进气管的结构上或增压器的能力上无法再进一步上升的极限压力为止，发动机负荷越高则越使实际压缩比降低。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷高的区域中，通过改变进气门的关闭时期来控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
3.根据权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷高的区域中，将节气门保持为全开状态。
4.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的区域中，通过改变节气门的开度来控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
5.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，使进气门的关闭时期为ABDC115°～ABDC130°。
6.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，基于发动机负荷及中间冷却器的冷却效率来设定进气门的关闭时期。
7.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，与发动机负荷无关地将进气门的关闭时期保持为大致一定。
8.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，与发动机负荷无关地将进气门的关闭时期保持为10°以内。
9.根据权利要求7所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，随着中间冷却器的冷却效率升高而使进气门的关闭时期延迟。
10.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
作为所述增压器使用能够在大容量侧与小容量侧之间变更容量的可变容量式涡轮增压器，在转速比在大容量侧使用该可变容量式涡轮增压器时增压压力达到极限压力的发动机转速高的转速区域中，将可变容量式涡轮增压器的容量设定在大容量侧，其中，所述极限压力是在进气管的结构上无法再进一步上升的压力。
11.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在发动机低负荷运转时，使机械压缩比为最大机械压缩比。
12.根据权利要求1～3中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，
在发动机低负荷运转时，使膨胀比为20以上。
13.根据权利要求4所述的火花点火式内燃机，其中，
在负荷比进气管内的压力达到极限压力时的发动机负荷低的中负荷运转区域中，使进气门的关闭时期为ABDC115°～ABDC130°。
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