CN102656349A

CN102656349A - 压缩比可变v型内燃机

Info

Publication number: CN102656349A
Application number: CN2009801629179A
Authority: CN
Inventors: 神山荣一; 立野学; 久凑直人
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2009-12-16
Filing date: 2009-12-16
Publication date: 2012-09-05
Anticipated expiration: 2029-12-16
Also published as: EP2514946A4; CN102656349B; WO2011074130A1; US9309816B2; EP2514946A1; US20120316759A1; JP5136698B2; JPWO2011074130A1

Abstract

本发明的压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，在气缸体的各相对移动位置处对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使两个气缸组的实际压缩比相等，并降低两个气缸组之间的上死点的气缸内的温度差以及压力差。

Description

压缩比可变V型内燃机

技术领域

本发明涉及压缩比可变V型内燃机。

背景技术

为了提高热效率，提高机械压缩比（（上止点气缸容积+行程容积）/上止点气缸容积）从而提高膨胀比的方法是有效的。但是，在内燃机高负荷时，当通过提高机械压缩比而点火正时的气缸内的温度以及压力升高时，容易发生爆燃。由此，优选仅在难以发生爆燃的内燃机低负荷时提高机械压缩比，因此，公知有如下的技术：通过使气缸体与曲轴箱相对移动而使气缸体与曲轴之间的距离变化，由此使机械压缩比可变。

在V型内燃机中，提出有使两个气缸组的各个气缸体部分分别沿着各气缸组的气缸中心线相对于曲轴箱相对移动的技术，但难以利用一个联杆机构（或者凸轮机构）使各气缸体部分相对移动，每个气缸体部分都需要一对联杆机构（或者凸轮机构），整体上需要两对联杆机构。

为了减少联杆机构的数量，提出有如下的压缩比可变V型内燃机：将两个气缸组的气缸体一体化，并利用一对联杆机构使这样一体化了的气缸体相对于曲轴箱相对移动。

专利文献1：日本特开2005-113743

在这样的压缩比可变V型内燃机中，当使一体化了的两个气缸组的气缸体相对于曲轴箱相对移动，从而使两方的气缸组的机械压缩比变化时，有时会在两方的气缸组之间产生上止点的气缸内的温度差以及压力差，如果上述温度差以及压力差大，则在两方的气缸组之间会因燃烧状态的差异而产生较大的输出差。此处，实际上，在上止点之前使气缸内的混合气体开始点火燃烧，但在本说明书中，上止点的气缸内的温度以及压力是气缸内的混合气体不点火燃烧而仅由活塞压缩的情况下的推定值，是作为燃烧状态的指标的值。

发明内容

因而，本发明的目的在于，在使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动的压缩比可变V型内燃机中，在气缸体的各相对移动位置处，降低两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差。

基于本发明的技术方案1所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，该压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，其中，在气缸体的各相对移动位置处对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使两个气缸组的实际压缩比相等。

基于本发明的技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，该压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，其中，针对每个气缸组测定能够在气缸体的各相对移动位置处基于实际压缩比推定上止点的气缸内的温度或压力的参数，对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使在气缸体的各相对移动位置处使用上述一方的气缸组的上述参数并基于上述一方的气缸组的实际压缩比推定出的上述一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力、与使用上述另一方的气缸组的上述参数并基于上述另一方的气缸组的实际压缩比推定出的上述另一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力相等。

基于本发明的技术方案3所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，在技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机中，上述一方的气缸组的参数是在上述一方的气缸组的进气系统中测定出的进气量，上述另一方的气缸组的参数是在上述另一方的气缸组的进气系统中测定出的进气量。

基于本发明的技术方案4所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，在技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机中，上述一方的气缸组的参数是在上述一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的温度，上述另一方的气缸组的参数是在上述另一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的温度。

基于本发明的技术方案5所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，在技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机中，上述一方的气缸组的参数是在上述一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的压力，上述另一方的气缸组的参数是在上述另一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的压力。

基于本发明的技术方案6所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，在技术方案1至5中任一方案所记载的压缩比可变V型内燃机中，针对每个气缸组以不持续发生爆燃的方式实施点火正时控制。

基于本发明的技术方案7所记载的压缩比可变V型内燃机的特征在于，在技术方案1至5中任一方案所记载的压缩比可变V型内燃机中，针对每个气缸组以不持续发生爆燃的方式实施燃料喷射正时控制。

根据基于本发明的技术方案1所记载的压缩比可变V型内燃机，该压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，在气缸体的各相对移动位置处，一方的气缸组的上止点曲轴转角朝滞后角侧变化，另一方的气缸组的上止点曲轴转角朝提前角侧变化，因此，如果不对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，则两个气缸组的实际压缩比变得不相等。由此，为了消除包含其他因素的两个气缸组的实际压缩比的不一致，需要在气缸体的各相对移动位置处对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，使两个气缸组的实际压缩比相等，降低两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差。

根据基于本发明的技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机，该压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，针对每个气缸组测定能够在气缸体的各相对移动位置处基于实际压缩比推定上止点的气缸内的温度或压力的参数，对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使在气缸体的各相对移动位置处使用一方的气缸组的参数并基于一方的气缸组的实际压缩比推定出的一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力、与使用另一方的气缸组的参数并基于另一方的气缸组的实际压缩比推定出的另一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力相等，由此，能够降低即便消除了两个气缸组的实际压缩比的不一致也依然产生的两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差。

根据基于本发明的技术方案3所记载的压缩比可变V型内燃机，在技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机中，一方的气缸组的参数是在一方的气缸组的进气系统中测定出的进气量，另一方的气缸组的参数是在另一方的气缸组的进气系统中测定出的进气量，这样，对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使在气缸体的各相对移动位置处使用一方的气缸组的实际的进气量基于一方的气缸组的实际压缩比推定出的一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力、与使用另一方的气缸组的实际的进气量基于另一方的气缸组的实际压缩比推定出的另一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力相等，由此，能够降低即便消除两个气缸组的实际压缩比的不一致也依然产生的两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差。

根据基于本发明的技术方案4所记载的压缩比可变V型内燃机，在技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机中，一方的气缸组的参数是在一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的温度，另一方的气缸组的参数是在另一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的温度，这样，对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使在气缸体的各相对移动位置处使用一方的气缸组的从进气门闭阀到点火正时为止的期间内的实际的气缸内的温度基于一方的气缸组的实际压缩比推定出的一方的气缸组的上止点的气缸内的温度、与使用另一方的气缸组的从进气门闭阀到点火正时为止的期间内的实际的气缸内的温度基于另一方的气缸组的实际压缩比推定出的另一方的气缸组的上止点的气缸内的温度相等，由此，能够降低即便消除两个气缸组的实际压缩比的不一致也依然产生的两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差。

根据基于本发明的技术方案5所记载的压缩比可变V型内燃机，在技术方案2所记载的压缩比可变V型内燃机中，一方的气缸组的参数是在一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的压力，另一方的气缸组的参数是在另一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的压力，这样，对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使在气缸体的各相对移动位置处使用一方的气缸组的从进气门闭阀到点火正时为止的期间内的实际的气缸内的压力基于一方的气缸组的实际压缩比推定出的一方的气缸组的上止点的气缸内的压力、与使用另一方的气缸组的从进气门闭阀到点火正时为止的期间内的实际的气缸内的压力基于另一方的气缸组的实际压缩比推定出的另一方的气缸组的上止点的气缸内的压力相等，由此，能够降低即便消除两个气缸组的实际压缩比的不一致也依然产生的两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差。

根据基于本发明的技术方案6所记载的压缩比可变V型内燃机，在技术方案1至5中任一方案所记载的压缩比可变V型内燃机中，针对每个气缸组以不持续发生爆燃的方式实施点火正时控制，由此，在即便降低两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差也在某一气缸组中发生爆燃的情况下，能够通过点火正时控制来防止持续发生爆燃。

根据基于本发明的技术方案7所记载的压缩比可变V型内燃机，在技术方案1至5中任一方案所记载的压缩比可变V型内燃机中，针对每个气缸组以不持续发生爆燃的方式实施燃料喷射控制，由此，在即便降低两个气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差也在某一气缸组中发生爆燃的情况下，能够通过点火正时控制来防止持续发生爆燃。

附图说明

图1是对基于本发明的压缩比可变V型内燃机的气缸体的相对移动机构进行说明的图。

图2是对基于本发明的压缩比可变V型内燃机的气缸体的另一相对移动机构进行说明的图。

图3是对图1的相对移动机构的机械压缩比的变更进行说明的图。

图4是对图2的相对移动机构的机械压缩比的变更进行说明的图。

图5是用于对基于本发明的压缩比可变V型内燃机的控制进行说明的流程图。

具体实施方式

图1是对基于本发明的压缩比可变V型内燃机的气缸体的相对移动机构进行说明的图。在该图中，10是气缸体。对于气缸体10，第一气缸组侧部分10a和第二气缸组侧部分10b形成为一体。

本V型内燃机是火花点火式的内燃机，在气缸体10的第一气缸组侧部分10a以及第二气缸组侧部分10b分别安装有气缸盖，在各气缸盖针对每个气缸安装有火花塞。在各气缸盖形成有进气口以及排气口，各进气口经进气门与各气缸连通，各排气口经排气门与各气缸连通。针对每个气缸盖连接有进气歧管以及排气歧管，各进气歧管相互独立或汇合而经空气滤清器与大气连通，各排气歧管也相互独立或汇合而经催化剂装置与大气连通。为了测定第一气缸组的各气缸的进气量而在第一气缸组的进气系统配置有第一空气流量计，为了测定第二气缸组的各气缸的进气量而在第二气缸组的进气系统配置有第二空气流量计。本V型内燃机也可以是柴油机。

一般情况下，内燃机负荷越低则热效率越恶化，因此，如果提高内燃机低负荷时的机械压缩比而提高膨胀比的话，则在膨胀行程中活塞的做功期间变长，因此能够改善热效率。机械压缩比是上止点曲轴转角处的气缸容积V1与行程容积V2之和相对于上止点曲轴转角处的气缸容积V1的比即（V1+V2）/V1，与膨胀行程的膨胀比相等。由此，在本V型内燃机中，通过使气缸组10相对于曲轴箱（未图示）相对移动而使气缸组10与内燃机曲轴（未图示）之间的距离变化，由此使第一气缸组以及第二气缸组的机械压缩比可变，例如以内燃机负荷越低则越提高机械压缩比的方式对机械压缩比进行控制。并且，如果提高机械压缩比，则易于发生爆燃，因此，也可以与内燃机高负荷时相比提高难以发生爆燃的内燃机低负荷时的机械压缩比。

如图1所示，在气缸组10中，在第一气缸组侧部分10a的侧面下部设置有第一支承件20a，在第二气缸组侧部分10b的侧面下部设置有第二支承件20b。第一支承件20a对具有偏心孔的第一凸台21a进行支承，使得第一凸台21a能够绕沿着与内燃机曲轴平行的方向延伸的旋转轴旋转，第二支承件20b对具有偏心孔的第二凸台21b进行支承，使得第二凸台21b能够绕沿着与内燃机曲轴平行的方向延伸的旋转轴旋转。第一凸台21a和第二凸台21b形成为相同形状。

在沿与内燃机曲轴正交的方向延伸的驱动轴22上配置有第一蜗轮23a和第二蜗轮23b，第一齿轮24a与第一蜗轮23a啮合，第二齿轮24b与第二蜗轮23b啮合。在第一齿轮24a固定有第一曲轴，第一曲轴的曲柄部25a配置在第一凸台21a的偏心孔内。并且，在第二齿轮24b固定有第二曲轴，第二曲轴的曲柄部25b配置在第二凸台21b的偏心孔内。

通过使驱动轴22旋转，第一蜗轮23a和第二蜗轮23b分别使第一齿轮24a以及第二齿轮24b朝相反方向转动。由此，经由第一曲轴以及第二曲轴使第一凸台21a以及第二凸台21b朝相反方向转动，这样，如箭头所示，能够使气缸体10沿着气缸体的中心轴线C在上下方向相对于曲轴箱相对移动，通过对驱动轴22的转数进行控制，能够使气缸体位于各相对移动位置。

图2是对基于本发明的压缩比可变V型内燃机的气缸体的另一相对移动机构进行说明的图。如该图所示，在气缸组10中，在第一气缸组侧部分10a的侧面下部设置有第一支承件30a，在第二气缸组侧部分10b的侧面下部设置有第二支承件30b。第一支承件30a经第一连结轴36a与被固定于第一齿轮31a的旋转轴32a的第一臂33a连结，第二支承件30b经第二连结轴36b与被固定于第二齿轮31b的旋转轴32b的第二臂33b连结。

在沿着与内燃机曲轴正交的方向延伸的驱动轴34上配置有第一蜗轮35a和第二蜗轮35b，第一齿轮31a与第一蜗轮35a啮合，第二齿轮31b与第二蜗轮35b啮合。

通过使驱动轴34旋转，第一蜗轮35a和第二蜗轮35b分别使第一齿轮31a和第二齿轮31b朝同一方向（在图1中为逆时针方向）转动。由此，经旋转轴32a和32b使第一臂33a和第二臂33b朝同一方向转动，这样，如箭头所示，能够使气缸体10沿着第一连结轴36a和第二连结轴36b的移动轨道边在水平方向移动边在上下方向相对于曲轴箱相对移动，通过对驱动轴34的转数进行控制，能够使气缸体位于各相对移动位置。

图3是对图1的相对移动机构的机械压缩比的变更进行说明的图。在该图中，CC是内燃机曲轴中心，TDC1和BDC1是气缸体处于最下部位置时的第一气缸组的气缸的活塞销的上止点位置以及下止点位置，TDC2和BDC2是气缸体处于最下部位置时的第二气缸组的气缸的活塞销的上止点位置以及下止点位置。在本实施方式中，当气缸体位于最下部位置时，第一气缸组的气缸中心线与第二气缸组的气缸中心线的从正面观察时的交点BC与内燃机曲轴中心CC一致。当利用图1的相对移动机构使气缸体朝上方向移动距离L时，则从正面观察时的交点成为BC’，第一气缸组的气缸的活塞销的上止点位置以及下止点位置分别成为TDC1’以及BDC1’，第二气缸组的气缸的活塞销的上止点位置以及下止点位置分别成为TDC2’以及BDC2’。TDC1”是内燃机曲轴也与气缸体一起移动的情况下的第一气缸组的气缸的活塞销的假想上止点位置，TDC2”是内燃机曲轴也与气缸体一起移动的情况下的第二气缸组的气缸的活塞销的假想上止点位置。

这样，通过气缸组朝上方向移动，在第一气缸组以及第二气缸组中，上止点的活塞销的位置从TDC1”以及TDC2”分别朝TDC1’以及TDC2’下降，上止点曲轴转角的气缸容积变大，因此，机械压缩比变小。

图4是对图2的相对移动机构的机械压缩比的变更进行说明的图。在该图中，符号的含义与图3相同。图2的相对移动机构使气缸体在朝上方向移动距离L的同时朝右方向移动距离D。通过这样的气缸体的移动，在第一气缸组以及第二气缸组中，上止点的活塞销的位置从TDC1”以及TDC2”分别朝TDC1’以及TDC2’下降，上止点曲轴转角的气缸容积变大，因此，机械压缩比变小。此处，通过气缸体沿着水平方向朝第二气缸组方向移动，如图4所示，第二气缸组的上止点的活塞销位置相比第一气缸组的上止点的活塞销位置进一步下降，第二气缸组的机械压缩比变得小于第一气缸组的机械压缩比。

然而，对于考虑了进气量后的严格意义上的压缩比，相比机械压缩比更接近进气门闭阀时的气缸容积V3与上止点曲轴转角的气缸容积V1之比（V3/V1）。将该比称作实际压缩比。优选的是，在气缸体的各相对移动位置处，第一气缸组的实际压缩比与第二气缸组的实际压缩比相等，在第一气缸组与第二气缸组之间，上止点的气缸内的温度以及压力（气缸内的混合气体未点火燃烧的情况下的推定值，是燃烧状态的指标）不产生差，以免仅在一方的气缸组发生爆燃、或者在两个气缸组之间产生输出差。

在图4中，如上面所说明了的那样，如果利用图2所示的相对移动机构使气缸体相对于曲轴箱相对移动，则第一气缸组的机械压缩比与第二气缸组的机械压缩比变得不相等，在该状态下实际压缩比也变得不相等。并且，在利用图1所示的相对移动机构使气缸体相对于曲轴箱相对移动的情况下，如图3所示，在气缸体朝上方向移动之后，在第一气缸组中，与移动之前相比，上止点曲轴转角延迟曲轴转角a的量，在第二气缸组中，与移动之前相比，上止点曲轴转角提前曲轴转角a的量，这样，在第一气缸组中存在整体延迟的倾向，在第二气缸组中存在整体提前的倾向，因此，在该状态下，第一气缸组的实际压缩比和第二气缸组的实际压缩比也不相等。从图4可知，在利用图2所示的相对移动机构使气缸体相对移动的情况下也存在这样的第一气缸组整体的延迟倾向以及第二气缸组整体的提前倾向。

本实施方式的压缩比可变V型内燃机具有至少使进气门的闭阀正时可变的气门正时机构，借助图5所示的流程图的控制，在第一气缸组和第二气缸组之间缩小上止点的气缸内的温度差以及压力差。作为气门正时机构，能够使用使进气门的闭阀正时可变的任意的气门正时机构，例如能够使用使凸轮轴的相位可变的机构、通过使凸轮轴沿轴线方向方向移动而使对进气门进行开闭的凸轮形状变化的机构、或者利用液压式等的致动器来对进气门进行开闭的机构等。

首先，在步骤101中，利用油门踏板传感器等检测作为内燃机负荷的油门踏板的踏入量S，并利用旋转传感器检测内燃机转速N。在步骤102中，使用预先决定的映射等来决定实现相对于基于内燃机负荷S和内燃机转速N的当前的内燃机运转状态的最佳机械压缩比的气缸体的位置P，并判断用于将气缸体设置在该位置P的、从当前位置移动的移动距离ΔL是否为零。

在该判断为否定时、即在使气缸体移动时，在步骤103中，决定第一气缸组的进气门的闭阀正时IVC1和第二气缸组的进气门的闭阀正时IVC2，以便在使气缸体移动ΔL后的新的气缸体的位置处第一气缸组的实际压缩比与第二气缸组的实际压缩比相等。

在利用图1所示的相对移动机构使气缸体移动的情况下，例如如图3所示，当从最下部位置朝上方向移动距离L的位置是实现最佳机械压缩比的位置P时，第一气缸组的进气门的闭阀正时IVC1相比第二气缸组的进气门的闭阀正时IVC2靠滞后角侧。这样，将第一气缸组以及第二气缸组的实际压缩比设定成相对于当前的内燃机运转状态的最佳实际压缩比。

并且，在利用图2所示的相对移动机构使气缸体移动的情况下，例如如图4所示，当从最下部位置朝上方向移动距离L的位置是实现最佳机械压缩比的位置P时，第一气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1_1P小于第二气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1_2P，因此，为了使实际压缩比相等，需要使第一气缸组的进气门的闭阀正时IVC1相比第二气缸组的进气门的闭阀正时IVC2靠滞后角侧，以使第一气缸组的进气门闭阀时的气缸容积V3_1P小于第二气缸组的进气门闭阀时的气缸容积V3_2P，进而使得V3_1P/V3_2P=V3_2P/V1_2P。这样，将第一气缸组以及第二气缸组的实际压缩比设定成相对于当前的内燃机运转状态的最佳实际压缩比。

接着，在步骤104中，使用预先确定的映射等来决定相对于当前的内燃机运转状态的第一气缸组以及第二气缸组的各自的最佳点火正时IG1以及IG2（例如MBT）。此处，IG1以及IG2在各气缸组中在压缩上止点前曲轴转角中为相同值。接着，在步骤105中，使用预先确定的映射等来决定相对于当前的内燃机运转状态的第一气缸组以及第二气缸组的各自的最佳燃料喷射正时FI1以及FI2。此处，FI1以及FI2在各气缸组中在进气上止点后曲轴转角中为相同值。在内燃机是缸内直喷式火花点火内燃机或者进气同步进气口燃油喷射式火花点火内燃机的情况下，在进气行程燃料喷射中，越使燃料喷射正时提前则喷射燃料月容易在点火之前气化，有利于实现良好的燃烧状态，并且，越使燃料喷射正时滞后则越能够利用燃料气化潜热使缸内温度降低，有利于抑制爆燃。接着，在步骤106中，测定出第一气缸组的进气量Q1和第二气缸组的进气量Q2。

这样，在各自的最佳燃料喷射正时FI1及FI2实施第一气缸组以及第二气缸组的燃料喷射，在进气门闭阀正时IVC1使第一气缸组的进气门闭阀，在进气门闭阀正时IVC2使第二气缸组的进气门闭阀，在各自的最佳点火正时IG1及IG2实施第一气缸组以及第二气缸组的点火。

由此，在第一气缸组以及第二气缸组中，实现了相同实际压缩比的燃烧，第一气缸组以及第二气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差小，能够使第一气缸组的燃烧状态与第二气缸组的燃烧状态大致相同。

接着，在步骤107中，基于在步骤106中测定出的第一气缸组以及第二气缸组的进气量Q1和Q2、以及第一气缸组的实际压缩比和第二气缸组的实际压缩比，并使用例如预先确定的映射来推定第一气缸组以及第二气缸组的上止点的缸内温度TT1和TT2。进气量越多则上止点的缸内温度越高，实际压缩比越大则上止点的缸内温度越高。

接着，在步骤108中，判断第一气缸组的上止点的缸内温度TT1与第二气缸组的上止点的缸内温度TT2是否大致相等，在该判断为肯定时，不需要变更在步骤103中决定的第一气缸组的进气门闭阀正时IVC1以及第二气缸组的进气门闭阀正时IVC2，在该状态下结束。然而，当步骤108的判断为否定时，为了使第一气缸组的燃烧状态和第二气缸组的燃烧状态进一步接近，算出为了使较低一方的气缸组的缸内温度与较高一方的气缸组的缸内温度一致而需要的第一气缸组的新的进气门闭阀正时IVC1’或第二气缸组的新的进气门闭阀正时IVC2’，在下一个循环中，在所算出的新的进气门闭阀正时IVC1’或IVC2’，使第一气缸组或第二气缸组的进气门闭阀。此处，优选也考虑因进气门的闭阀正时的变更而实际压缩比也发生变化的情况。

此处，在具有图1以及图3所示的相对移动机构的内燃机中，由于第一气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₁与第二气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₂相等，因此，通过根据步骤103决定进气门闭阀正时，使第一气缸组的进气门闭阀曲轴转角的气缸容积V3₁与第二气缸组的进气门闭阀曲轴转角的气缸容积V3₂相等，这样，使第一气缸组的实际压缩比与第二气缸组的实际压缩比相等。尽管如此，在步骤108的判断为否定的情况下，认为在推定为缸内温度低的气缸组中进气量少于意图吸入的进气量。由此，通过使该气缸组的进气门的闭阀正时变化来增加进气量。存在通过使进气门的闭阀正时滞后来使进气量增加的情况、和通过使进气门的闭阀正时提前来使进气量增加的情况。在本内燃机中，由于第一气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₁与第二气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₂相等，因此，在各内燃机运转状态下，第一气缸组意图吸入的进气量与第二气缸组意图吸入的进气量相等。

并且，在具有图2以及图4所示的相对移动机构的内燃机中，第一气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₁小于第二气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₂，因此，通过根据步骤103决定进气门闭阀正时，使第一气缸组的进气门闭阀曲轴转角的气缸容积V3₁小于第二气缸组的进气门闭阀曲轴转角的气缸容积V3₂，这样，第一气缸组的实际压缩比与第二气缸组的实际压缩比相等。尽管如此，在步骤108的判断为否定的情况下，认为在推定为缸内温度低的气缸组中进气量少于意图吸入的进气量。由此，通过使该气缸组的进气门的闭阀正时变化来增加进气量。在本内燃机中，在第一气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₁小于第二气缸组的上止点曲轴转角的气缸容积V1₂时，在各内燃机运转状态下，第一气缸组意图吸入的进气量多于第二气缸组意图吸入的进气量。

这样，能够进一步缩小第一气缸组以及第二气缸组之间的上止点的气缸内的温度差以及压力差，并能够使第一气缸组的燃烧状态与第二气缸组的燃烧状态进一步接近。

通常，步骤102的判断为肯定，反复进行这样的内燃机运转。如果利用爆燃传感器等在一方的气缸组中检测出爆燃，则步骤110的判断为肯定，在步骤111中，将发生爆燃的第一气缸组或第二气缸组的点火正时IG1或IG2变更为靠滞后角侧的新的点火正时IG1’或IG2’，从而抑制持续发生爆燃的情况，并且，在步骤112中，将发生爆燃的第一气缸组或第二气缸组的燃料喷射正时FI1或FI2变更为靠滞后角侧的新的燃料喷射正时FI1’或FI2’，从而抑制持续发生爆燃的情况。

在本流程图中，在步骤107中，推定第一气缸组的上止点的缸内温度TT1以及第二气缸组的上止点的缸内温度TT2，在步骤108中，对上述缸内温度TT1以及TT2进行比较，但上止点的缸内压力也是燃烧状态的指标，因此，也可以是：在步骤107中，基于第一气缸组的进气量Q1以及第一气缸组的实际压缩比并使用预先确定的映射等推定第一气缸组的上止点的缸内压力TP1，并且，基于第二气缸组的进气量Q2以及第二气缸组的实际压缩比并使用预先确定的映射等推定第二气缸组的上止点的缸内压力TP2，在步骤108中，对第一气缸组或第二气缸组的进气门闭阀正时进行变更，以使第一气缸组的推定缸内压力TP1与第二气缸组的推定缸内压力TP2相等。进气量越多则上止点的缸内压力越高，实际压缩比越大则上止点的缸内压力越高。

并且，在本流程图中，作为能够基于实际压缩比在气缸体的各相对移动位置处推定作为燃烧状态的指标的上止点的气缸内的温度或压力的参数，测定第一气缸组以及第二气缸组的进气量Q1以及Q2。但是，作为参数也能够使用在从进气门闭阀到点火正时为止的期间内的任意曲轴转角测定出的气缸内的温度。即，如果在步骤106中，测定从第一气缸组的进气门闭阀到点火正时为止的期间内的任意曲轴转角处的第一气缸组的气缸内的温度，并且测定从第二气缸组的进气门闭阀到点火正时为止的期间内的任意曲轴转角（优选与测定第一气缸组的气缸内的温度时的曲轴转角相同）处的第二气缸组的气缸内的温度，在步骤107中，基于第一气缸组的气缸内的测定温度、测定时曲轴转角以及第一气缸组的实际压缩比，使用预先确定的映射等推定出第一气缸组的上止点的气缸内的温度TT1，并且，基于第二气缸组的气缸内的测定温度、测定时曲轴转角以及第二气缸组的实际压缩比，使用预先确定的映射等推定出第二气缸组的上止点的气缸内的温度TT2，则在步骤109中，能够对第一气缸组或第二气缸组的进气门闭阀正时进行变更，以使第一气缸组的上止点的推定缸内温度TT1与第二气缸组的上止点的推定缸内温度TT2相等。测定温度越高则上止点的缸内温度越高，实际压缩比越大则上止点的缸内温度越高。

并且，作为参数也能够使用在从进气门闭阀到点火正时为止的期间内的任意曲轴转角测定出的气缸内的压力。即，如果在步骤106中，测定从第一气缸组的进气门闭阀到点火正时为止的期间内的任意曲轴转角处的第一气缸组的气缸内的压力，并且测定从第二气缸组的进气门闭阀到点火正时为止的期间内的任意曲轴转角（优选与测定第一气缸组的气缸内的压力时的曲轴转角相同）处的第二气缸组的气缸内的压力，在步骤107中，基于第一气缸组的气缸内的测定压力、测定时曲轴转角以及第一气缸组的实际压缩比，使用预先确定的映射等推定出第一气缸组的上止点的气缸内的压力TP1，并且，基于第二气缸组的气缸内的测定压力、测定时曲轴转角以及第二气缸组的实际压缩比，使用预先确定的映射等推定出第二气缸组的上止点的气缸内的压力TP2，则在步骤109中，能够对第一气缸组或第二气缸组的进气门闭阀正时进行变更，以使第一气缸组的上止点的推定缸内压力TP1与第二气缸组的上止点的推定缸内压力TP2相等。测定压力越高则上止点的缸内压力越高，实际压缩比越大则上止点的缸内压力越高。

符号说明：

10…气缸体；10a…第一气缸组侧部分；10b…第二气缸组侧部分。

Claims

1.一种压缩比可变V型内燃机，该压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，

该压缩比可变V型内燃机的特征在于，

在气缸体的各相对移动位置处对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使两个气缸组的实际压缩比相等。

2.一种压缩比可变V型内燃机，该压缩比可变V型内燃机使两个气缸组的气缸体一体化并相对于曲轴箱相对移动，

该压缩比可变V型内燃机的特征在于，

针对每个气缸组测定能够在气缸体的各相对移动位置处基于实际压缩比推定上止点的气缸内的温度或压力的参数，对各气缸的进气门闭阀正时进行控制，以使在气缸体的各相对移动位置处使用所述一方的气缸组的所述参数并基于所述一方的气缸组的实际压缩比推定出的所述一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力、与使用所述另一方的气缸组的所述参数并基于所述另一方的气缸组的实际压缩比推定出的所述另一方的气缸组的上止点的气缸内的温度或压力相等。

3.根据权利要求2所述的压缩比可变V型内燃机，其特征在于，

所述一方的气缸组的参数是在所述一方的气缸组的进气系统中测定出的进气量，所述另一方的气缸组的参数是在所述另一方的气缸组的进气系统中测定出的进气量。

4.根据权利要求2所述的压缩比可变V型内燃机，其特征在于，

所述一方的气缸组的参数是在所述一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的温度，所述另一方的气缸组的参数是在所述另一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的温度。

5.根据权利要求2所述的压缩比可变V型内燃机，其特征在于，

所述一方的气缸组的参数是在所述一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的压力，所述另一方的气缸组的参数是在所述另一方的气缸组中从进气门闭阀到点火正时为止的期间内测定出的气缸内的压力。

6.根据权利要求1至5中任一项所述的压缩比可变V型内燃机，其特征在于，

针对每个气缸组以不持续发生爆燃的方式实施点火正时控制。

7.根据权利要求1至5中任一项所述的压缩比可变V型内燃机，其特征在于，

针对每个气缸组以不持续发生爆燃的方式实施燃料喷射正时控制。