CN103547780B

CN103547780B - 具备可变压缩比机构的内燃机

Info

Publication number: CN103547780B
Application number: CN201180071081.9A
Authority: CN
Inventors: 坂柳佳宏; 河崎高志; 田中宏幸; 中井敬野
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2011-05-23
Filing date: 2011-11-08
Publication date: 2016-03-30
Anticipated expiration: 2031-11-08
Also published as: JPWO2012160724A1; US20150128911A1; CN103547780A; JP5569649B2; WO2012160724A1; US9644546B2

Abstract

本内燃机为具备可变压缩比机构的内燃机，所述可变压缩比机构使上止点的燃烧室容积变化而将机械压缩比设为可变，在该具备可变压缩比机构的内燃机中，对进气行程中的排气阀闭阀时的燃烧室内的残留已燃气体的压力以及温度进行测定或推断，并对在进气行程中的排气阀闭阀后向燃烧室内被供给的进气的压力以及温度进行测定或推断，并且，在设为进气行程中的排气阀闭阀时充满燃烧室容积的残留已燃气体的压力以及温度在向燃烧室供给进气时变为与进气的压力以及温度相等的条件下，对残留已燃气体的变化后的容积进行计算。

Description

具备可变压缩比机构的内燃机

技术领域

本发明涉及一种具备可变压缩比机构的内燃机。

背景技术

已知一种具备如下的可变压缩比机构的内燃机，所述可变压缩比机构使上止点的燃烧室容积变化而将机械压缩比设为可变。在这种内燃机中，有时会在压缩行程中将进气阀的闭阀时刻设为可变从而对吸入空气量进行控制。在该情况下，提出了根据进气阀的闭阀时刻和进气压力而对吸入空气量进行计算的方案（参照专利文献1）。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2006-183604

专利文献2：日本特开2005-315161

专利文献3：日本特开2005-233038

专利文献4：日本特开2004-211598

专利文献5：日本特开2007-040212

专利文献6：日本特开2010-265817

专利文献7：日本特开2009-092052

发明内容

发明所要解决的课题

在具备前文所述的可变压缩比机构的内燃机中，使机械压缩比变化时的上止点的燃烧室容积的变化量，作为仅仅是残留于燃烧室内的已燃气体量发生变化的情况，从而不会对吸入空气量造成影响。即，可以认为，由于吸入空气量依存于排气量，且即便使机械压缩比变化排气量也不会发生变化，因此基本上吸入空气量也不会发生变化。但是，由于残留已燃气体容积会因与向燃烧室内被供给的进气混合时的温度降低而收缩，并且会因压力降低而膨胀，因此会对吸入空气量造成影响。

因此，本发明的目的在于，在具备使上止点的燃烧室容积变化而将机械压缩比设为可变的可变压缩比机构的内燃机中，为了能够比较准确地对吸入空气量进行推断，而对向燃烧室供给进气时的燃烧室内的残留已燃气体的容积进行计算。

用于解决课题的方法

本发明的技术方案1所记载的具备可变压缩比机构的内燃机为，具备使上止点的燃烧室容积变化而将机械压缩比设为可变的可变压缩比机构的内燃机，所述具备可变压缩比机构的内燃机的特征在于，对进气行程中的排气阀闭阀时的燃烧室内的残留已燃气体的压力以及温度进行测定或推断，并对在进气行程中的排气阀闭阀后向燃烧室内被供给的进气的压力以及温度进行测定或推断，并且，在设为进气行程中的排气阀闭阀时充满燃烧室容积的所述残留已燃气体的所述压力以及所述温度在向燃烧室供给进气时变为与进气的所述压力以及所述温度相等的条件下，对所述残留已燃气体的变化后的容积进行计算。

本发明的技术方案2所记载的具备可变压缩比机构的内燃机为，在技术方案1所记载的具备可变压缩比机构的内燃机中，根据被计算出的残留已燃气体的容积而对燃烧室内的进气的容积进行计算，并且在设为向燃烧室内被供给的进气中包含有已燃气体的条件下，将被计算出的进气的容积乘以新气比例，从而对新气的容积进行计算。

发明效果

根据本发明的技术方案1所记载的具备可变压缩比机构的内燃机，由于进气行程中的排气阀闭阀时的燃烧室内的残留已燃气体即使在向燃烧室内供给进气时也不会发生容积变化，从而不会占用排气阀闭阀时的燃烧室容积，而在残留已燃气体的压力以及温度变为与进气的压力以及温度相等时，残留已燃气体将发生容积变化从而占用燃烧室容积，因此可对变化后的残留已燃气体的容积进行计算，由此，在设为被容积变化了的残留已燃气体占用的燃烧室的容积量未被供给进气的条件下，能够比较准确地对吸入空气量进行推断。

根据本发明的技术方案2所记载的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所记载的具备可变压缩比机构的内燃机中，根据被计算出的残留已燃气体的容积而对燃烧室内的进气的容积进行计算，并且在设为向燃烧室内被供给的进气中包含有已燃气体的条件下，将被计算出的进气的容积乘以新气比例，从而对新气的容积进行计算。由此，能够更加准确地对正确的燃烧空燃比的计算所需的燃烧室内的新气量进行推断。

附图说明

图1为内燃机的整体图。

图2为可变压缩比机构的分解立体图。

图3为以图解方式表示的内燃机的侧剖视图。

图4为表示可变气门正时机构的图。

图5为表示进气阀以及排气阀的升程量的图。

图6为用于对机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比进行说明的图。

图7为表示理论热效率与膨胀比之间的关系的图。

图8为用于对普通的循环和超高膨胀比循环进行说明的图。

图9为表示与内燃机负载相对应的机械压缩比等的变化的图。

图10为用于对燃烧室内的残留已燃气体的容积变化进行计算的流程图。

具体实施方式

图1为表示本发明所涉及的具备可变压缩比机构的内燃机的侧剖视图。参照图1，其中，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表示被配置于燃烧室5的顶面中央部的火花塞、7表示进气阀、8表示进气口、9表示排气阀、10表示排气口。进气口8通过进气支管11而与浪涌调整槽12连结，在各个进气支管11上配置有用于朝向各自所对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另外，也可以将燃料喷射阀13配置于各个燃烧室5内，以取代安装在各个进气支管11上。

浪涌调整槽12经由进气导管14而与空气滤清器15连结，在进气导管14内配置有通过作动器16而被驱动的节气门17、和例如使用了热线的吸入空气量检测器18。另一方面，排气口10经由排气歧管19而与例如内置了三元催化剂的催化剂装置20连结，并在排气歧管19内配置有空燃比传感器21。虽然在燃烧空燃比为理论空燃比的情况下，优选在催化剂装置20中如前文所述而内置三元催化剂，但在燃烧空燃比与理论空燃比相比为过稀的情况下，优选在催化剂装置20中内置NO_X吸留还原催化剂、或者将内置NO_X吸留还原催化剂的另外的催化剂装置配置于内置三元催化剂的催化剂装置20的下游侧。

另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连结部处设置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A通过使曲轴箱1与气缸体2的气缸轴线方向上的相对位置发生变化，从而能够改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积，并且还设置有实际压缩作用开始时刻变更机构B，所述实际压缩作用开始时刻变更机构B能够改变实际的压缩作用的开始时刻。另外，在图1所示的实施例中，该实际压缩作用开始时刻变更机构B由能够对进气阀7的闭阀时刻进行控制的可变气门正时机构构成。

如图1所示，在曲轴箱1和气缸体2上安装有相对位置传感器22，所述相对位置传感器22用于对曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置关系进行检测，并且从该相对位置传感器22输出有表示曲轴箱1与气缸体2之间的间隔的变化的输出信号。此外，在可变气门正时机构B中安装有气门正时传感器23，所述气门正时传感器23产生表示进气阀7的闭阀时刻的输出信号，并且在节气门驱动用的作动器16上安装有节气门开度传感器24，所述节气门开度传感器24产生表示节气门开度的输出信号。

电子控制单元30由数字计算机构成，并具备通过双向性总线31而被相互连接在一起的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以及输出端口36。吸入空气量检测器18、空燃比传感器21、相对位置传感器22、气门正时传感器23以及节气门开度传感器24的输出信号经由各自所对应的AD转换器37而被输入至输入端口35。此外，在加速踏板40上连接有负载传感器41，所述负载传感器41产生与加速踏板40的踩下量L成正比的输出电压，并且负载传感器41的输出电压经由所对应的AD转换器37而被输入至输入端口35。而且，在输入端口35上连接有曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在每当曲轴旋转例如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36通过所对应的驱动电路38而与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用作动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B连接。

图2为表示图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3为表示以图解的方式表示的内燃机的侧面剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方处形成有相互隔开间隔的多个突出部50，并且在各个突出部50内分别形成有截面呈圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有多个突出部52，所述多个突出部52相互隔开间隔并分别被嵌合于所对应的突出部50之间，并且，在该各个突出部52内也分别形成有截面呈圆形的凸轮插入孔53。

如图2所示，设置有一对凸轮轴54、55，在各个凸轮轴54、55上以隔一个设置一个的方式而固定有圆形凸轮58，所述圆形凸轮58以能够旋转的方式被插入至各个凸轮插入孔53内。这些圆形凸轮58与各个凸轮轴54、55的旋转轴线形成共轴。另一方面，如图3所示，在各个圆形凸轮58的两侧延伸有相对于各个凸轮轴54、55的旋转轴线而被偏心配置的偏心轴57，并且在该偏心轴57上，以偏心且能够旋转的方式而安装有另外的圆形凸轮56。如图2所示，这些圆形凸轮56被配置于各个圆形凸轮58的两侧，并且这些圆形凸轮56以能够旋转的方式被插入至所对应的各个凸轮插入孔51内。此外，如图2所示，在凸轮轴55上安装有凸轮旋转角度传感器25，所述凸轮旋转角度传感器25产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号。

当从图3（A）所示的状态起使固定在各个凸轮轴54、55上的圆形凸轮58如图3（A）中箭头标记所示而互相向相反方向旋转时，由于偏心轴57在相互远离的方向上进行移动，因此圆形凸轮56将在凸轮插入孔51内向与圆形凸轮58相反的方向进行旋转，从而如图3（B）所示，偏心轴57的位置将从较高的位置变为中间高度位置。接下来，当进一步使圆形凸轮58向用箭头标记所示的方向进行旋转时，如图3（C）所示偏心轴57将处于最低位置。

另外，在图3（A）、图3（B）、图3（C）中，图示了各自状态下的圆形凸轮58的中心a、偏心轴57的中心b、圆形凸轮56的中心c之间的位置关系。

对图3（A）至图3（C）进行比较可知，曲轴箱1与气缸体2的相对位置由圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c之间的距离来决定，且圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c之间的距离越大，则气缸体2越向远离曲轴箱1的一侧进行移动。即，可变压缩比机构A通过使用了进行旋转的凸轮的曲轴机构，从而使曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置发生变化。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的容积将增大，因此，能够通过使各个凸轮轴54、55旋转，从而对活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积进行改变。

如图2所示，为了使各个凸轮轴54、55分别向相反方向旋转，从而在驱动电机59的旋转轴上安装有各自螺旋方向为反向的一对蜗杆61、62，并且与这些蜗杆61、62啮合的蜗轮63、64分别被固定在各个凸轮轴54、55的端部上。在该实施例中，通过对驱动电机59进行驱动，从而能够在较广的范围内对活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积进行改变。

另一方面，图4图示了在图1中被安装在用于对进气阀7进行驱动的凸轮轴70的端部上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：正时带轮71，其利用内燃机的曲轴，从而通过正时带而向箭头标记方向旋转；圆筒状壳体72，其与正时带轮71一起进行旋转；旋转轴73，其与进气阀驱动用凸轮轴70一起进行旋转，且能够相对于圆筒状壳体72而进行相对旋转；多个分隔壁74，其从圆筒状壳体72的内周面起延伸到旋转轴73的外周面；叶片75，其在各个分隔壁74之间从旋转轴73的外周面起延伸到圆筒状壳体72的内周面，并且，在各个叶片75的两侧分别形成有提前用液压室76和滞后用液压室77。

向各个液压室76、77的工作液的供给控制通过工作液供给控制阀78而被实施。该工作液供给控制阀78具备：各自与各个液压室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；一对排放口83，84；实施各个口79、80、82、83、84之间的连通截断控制的滑阀85。

在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向右侧移动，从而使从供给口82被供给的工作液经由液压口79而被供给至提前用液压室76，并且使滞后用液压室77内的工作液从排放口84中被排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72而向箭头标记方向进行相对旋转。

与此相对，在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位滞后时，在图4中使滑阀85向左侧移动，从而使从供给口82被供给的工作液经由液压口80而被供给至滞后用液压室77，并且使提前用液压室76内的工作液从排放口83中被排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72而向箭头标记的相反方向进行相对旋转。

在使旋转轴73相对于圆筒状壳体72而进行相对旋转时，如果滑阀85返回至图4所示的中立位置处，则旋转轴73的相对旋转动作将被停止，从而旋转轴73将被保持在当时的相对旋转位置上。因此，通过可变气门正时机构B，从而能够使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位仅提前所需的量，并且能够使其滞后所需的量。

在图5中，实线表示通过可变气门正时机构B而使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位被最大程度地提前时的情况，虚线表示进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位被最大程度地滞后时的情况。因此，进气阀7的开阀期间能够在图5中实线所示的范围与虚线所示的范围之间任意地进行设定，因此，进气阀7的闭阀时刻也可以设定为，图5中箭头标记C所示的范围内的任意的曲轴转角。

图1以及图4所示的可变气门正时机构B表示一个示例，可以使用例如能够在将进气阀的开阀时刻维持为固定的状态下只改变进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构等的、各种形式的可变气门正时机构。

接下来，参照图6对本申请中所使用的用语的含义进行说明。另外，为了说明而在图6的（A）、（B）、（C）中图示了燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动机，并且在这些图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。

在图6（A）中对机械压缩比进行说明。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而机械性地确定的值，并且该机械压缩比由（燃烧室容积＋行程容积）/燃烧室容积来表示。在图6（A）所示的示例中，该机械压缩比为（50ml＋500ml）/50ml＝11。

在图6（B）中对实际压缩比进行说明。该实际压缩比为，从实际上压缩作用被开始时起到活塞到达上止点为止的实际的活塞行程容积和燃烧室容积而确定的值，并且该实际压缩比由（燃烧室容积＋实际的行程容积）/燃烧室容积来表示。即，如图6（B）所示，在压缩行程中，即使活塞开始上升，在进气阀开阀的期间内也不会发挥压缩作用，而是从进气阀闭阀时起开始发挥实际的压缩作用。因此，实际压缩比使用实际的行程容积而以上述方式被表示。在图6（B）所示的示例中，实际压缩比为（50ml＋450ml）/50ml＝10。

在图6（C）中对膨胀比进行说明。膨胀比为，根据膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室容积而确定的值，并且该膨胀比由（燃烧室容积＋行程容积）/燃烧室容积来表示。在图6（C）所示的示例中，该膨胀比为（50ml＋500ml）/50ml＝11。

接下来，参照图7以及图8对本发明中所使用的超膨胀比循环进行说明。另外，图7图示了理论热效率与膨胀比之间的关系，图8图示了本发明中根据负载而被区分使用的普通循环与超高膨胀比循环之间的比较。

图8（A）图示了进气阀于下止点附近闭阀、且从大致进气下止点附近起开始由活塞实现的压缩作用的情况下的普通循环。在该图8（A）所示的示例中，也与图6的（A）、（B）、（C）所示的示例同样地，将燃烧室容积设为50ml，并将活塞的行程容积设为500ml。从图8（A）可知，在普通循环中，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，在普通的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比、膨胀比大致相等。

图7中的实线图示了实际压缩比与膨胀比大致相等的情况下的、即普通循环中的理论热效率的变化。已知在该情况下，膨胀比越大、即实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在普通循环中，为了提高理论热效率只需提高实际压缩比即可。但是，由于受到内燃机高负载运转时的爆燃的产生的制约，从而实际压缩比即便最大也只能提高到12左右，如此一来在普通循环中将无法充分地提高理论热效率。

另一方面，对在这种状况下严格地区分机械压缩比和实际压缩比的同时使理论热效率提高的情况进行了研究，其结果发现，理论热效率是由膨胀比所支配的，并且实际压缩比几乎不会对理论热效率造成影响。即，虽然当提高实际压缩比时爆发力会提高，但为了进行压缩而需要较大的能量，如此一来即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不会提高。

与此相对，如果增大膨胀比，则在膨胀行程时，对于活塞而言按下力进行作用的期间增长，如此一来活塞对曲轴施加旋转力的期间将增长。因此，膨胀比越大则理论热效率越高。图7中的虚线ε＝10表示，在将实际压缩比固定为10的状态下提高了膨胀比时的理论热效率。可知，在以此方式将实际压缩比ε维持为较低的值的状态下提高了膨胀比时的理论热效率的上升量、与图7中实线所示的实际压缩比也与膨胀比一起被增大时的理论热效率的上升量之间，不存在较大的差。

当以此方式将实际压缩比维持为较低的值时不会发生爆燃，因此，如果在将实际压缩比维持为较低的值的状态下提高膨胀比，则能够在阻止爆燃的发生的同时，大幅度地提高理论热效率。在图8（B）中图示了，使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B而在将实际压缩比维持为较低的值的同时提高膨胀比的情况下的一个示例。

参照图8（B），在该示例中，通过可变压缩比机构A而使燃烧室容积从50ml减少至20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B而使进气阀的闭阀时刻被滞后，直至实际的活塞行程容积从500ml变为200ml为止。其结果为，在该示例中，实际压缩比为（20ml＋200ml）/20ml＝11，膨胀比为（20ml＋500ml）/20ml＝26。在图8（A）所示的普通循环中，如前文所述，实际压缩比大致为11且膨胀比为11，与该情况相比可知，在图8（B）所示的情况下，仅有膨胀比被提高至26。这就是被称为超高膨胀比循环的理由。

一般而言，在内燃机中，内燃机负载越低则热效率越差，因此，为了提高内燃机运转时的热效率、即为了提高耗油率，需要提高内燃机负载较低时的热效率。另一方面，由于在图8（B）所示的超高膨胀比循环中，压缩行程时的实际的活塞行程容积被缩小，因此能够吸入至燃烧室5内的吸入空气量变少，由此，该超高膨胀比循环只能够在内燃机负载较低时采用。因此，在本发明中，在内燃机负载较低时采用图8（B）所示的超高膨胀比循环，而在内燃机高负载运转时采用图8（A）所示的普通循环。

接下来，参照图9对运转控制整体进行概要说明。在图9中图示了，某一内燃机转速下的与内燃机负载相对应的进气量、进气阀闭阀时刻、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节气门17的开度的各个变化。另外，在图9中图示了如下情况，即，根据空燃比传感器21的输出信号而将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比，以便能够通过催化剂装置20内的三元催化剂而使废气中的未燃的HC、CO以及NO_X同时减少。

那么，如上文所述，在内燃机高负载运转时，执行图8（A）所示的普通循环。因此，如图9所示，由于此时机械压缩比被设定为较低，因此膨胀比较低，从而如图9中实线所示那样，进气阀7的闭阀时刻如图5中实线所示而被提前了。此外，由于此时吸入空气量较大、且此时节气门17的开度被保持为全开，因此泵气损失为零。

另一方面，为了如图9中实线所示那样，当内燃机负载减低时随之减少进气量，从而使进气阀7的闭阀时刻延迟。此外，此时为了将实际压缩比保持为大致固定而如图9所示使机械压缩比随着内燃机负载的降低而增大，因此，膨胀比也将随着内燃机负载的降低而增大。另外，此时节气门17也被保持为全开状态，因此被供给至燃烧室5的吸入空气量不取决于节气门17，而是通过改变进气阀7的闭阀时刻从而进行控制。

在以此方式而使内燃机负载从内燃机高负载运转状态起变低时，实际压缩比在大致固定的基础上随着吸入空气量的减少而增大。即，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积以与吸入空气量的减少成正比的方式而减少。因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积以与吸入空气量成正比的方式而发生变化。另外，此时，在图9所示的示例中，由于燃烧室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的容积将以与燃料量成正比的方式而发生变化。

当内燃机负载进一步降低时，机械压缩比将进一步被增大，当内燃机负载下降至略微靠近低负载的中负载L1时，机械压缩比将达到成为燃烧室5的结构上极限的极限机械压缩比（上限机械压缩比）。如果机械压缩比达到极限机械压缩比，则在与机械压缩比达到了极限机械压缩比时的内燃机负载L1相比负载较低的区域中，机械压缩比将被保持为极限机械压缩比。因此，在低负载侧的内燃机中负载运转时以及内燃机低负载运转时，即在内燃机低负载运转侧机械压缩比为最大，且膨胀比也成为最大。换而言之，在内燃机低负载运转侧，为了获得最大的膨胀比而使机械压缩比被设为最大。

另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机负载降低到L1时，进气阀7的闭阀时刻将成为能够对被供给至燃烧室5内的吸入空气量进行控制的极限闭阀时刻。当进气阀7的闭阀时刻到达极限闭阀时刻时，在与进气阀7的闭阀时刻到达了极限闭阀时刻时的内燃机负载L1相比而负载较低的区域中，进气阀7的闭阀时刻被保持为极限闭阀时刻。

当进气阀7的闭阀时刻被保持为极限闭阀时刻时，无法通过进气阀7的闭阀时刻的变化来对吸入空气量进行控制。在图9所示的实施例中，在与此时、即进气阀7的闭阀时刻到达了极限闭阀时刻时的内燃机负载L1相比而负载较低的区域中，通过节气门17来控制被供给至燃烧室5内的吸入空气量，且内燃机负载越低，则节气门17的开度被设定得越小。

另一方面，通过如图9中虚线所示，随着内燃机负载的降低而将进气阀7的闭阀时刻提前，也能够在不依赖于节气门17的条件下对吸入空气量进行控制。因此，如果以能够将图9中实线所示的情况和虚线所示的情况均包含在内的方式来表现，则在本发明的实施例中，进气阀7的闭阀时刻随着内燃机负载的降低，而向远离进气下止点BDC方向移动，直到能够对被供给至燃烧室内的吸入空气量进行控制的极限闭阀时刻L1为止。以此方式，即使使进气阀7的闭阀时刻如图9中实线所示那样进行变化，也能够对吸入空气量进行控制，并且即使使进气阀7的闭阀时刻如图9中虚线所示那样进行变化，也能够对吸入空气量进行控制。

如前文所述，在图8（B）所示的超高膨胀比循环中，膨胀比被设为26。虽然该膨胀比越高越好，但从图7可知，只要相对于实际上能够使用的下限实际压缩比ε＝5而言在20以上，就可得到相当高的理论热效率。因此，在本实施例中，以膨胀比成为20以上的方式形成可变压缩比机构A。

但是，在决定燃料喷射量时，为了实现所需的燃烧空燃比，需要掌握向燃烧室内被供给的吸入空气量（重量）。吸入空气量能够根据吸入空气的燃烧室内的占用容积、进气空气的压力以及温度而进行计算。

吸入空气的燃烧室内的占用容积为，燃烧室内的已燃气体的占用容积以外的容积，为了知晓吸入空气的燃烧室内的占用容积，只需对已燃气体的燃烧室内的占用容积进行计算即可。图10为用于对已燃气体的燃烧室内的占用容积进行计算的流程图，并通过电子控制单元30而被实施。

首先，在步骤101中，对是否为燃料喷射量的决定时刻进行判断。例如，在燃料喷射阀13被配置于进气口8处的情况下，燃料喷射在进气行程中被实施。此外，在燃料喷射阀被配置于燃烧室内的情况下，虽然从进气行程初期到压缩行程的点火时刻为止能够进行燃料喷射，但为了喷射燃料的气化混合，而优选在进气行程中结束燃料喷射。总而言之，必须在燃料喷射结束以前决定燃料喷射量。

在步骤101的判断为否定时，无需为了决定燃料喷射量而对已燃气体的燃烧室内的占用容积进行计算，从而不进行任何操作而就此结束。但是，如果为燃料喷射量的决定时刻，则步骤101的判断为肯定，并在步骤102中，设定排气阀闭阀时的燃烧室容积V0。排气阀闭阀时的燃烧室容积V0不仅根据燃烧室的尺寸形状而发生变化，而且还根据当前的机械压缩比以及当前的排气阀的闭阀时刻而发生变化。由于越通过可变压缩比机构A而使机械压缩比减小则上止点的燃烧室容积越变大，因此排气阀闭阀时的燃烧室容积V0将变大。此外，排气阀的闭阀时刻越被滞后，排气阀闭阀时的燃烧室容积V0越变大。当前的机械压缩比能够根据相对位置传感器22的输出来进行推断。

在进气行程中，由于即使进气阀处于开阀且活塞从进气上止点（排气上止点）下降，但在排气阀的开阀中，排气口10的排气压力也会高于进气口8的进气压力，因此，不会向燃烧室内供给进气。由此，排气阀闭阀时的燃烧室容积V0会被已燃气体充满。

接下来，在步骤103中，在排气阀闭阀时，通过被配置于燃烧室中的温度传感器以及压力传感器（均未图示）而对充满燃烧室容积V0的已燃气体的温度TEX以及压力PEX进行测定。

优选为，与步骤103同时地，在步骤104中，通过例如被配置于浪涌调整槽12处的温度传感器以及压力传感器（均未图示）而对向燃烧室被供给的进气的温度TIN以及压力PIN进行测定。

进气行程中的排气阀闭阀时的燃烧室内的已燃气体的压力PEX以及温度TEX在向燃烧室供给进气时变为与进气的压力PIN以及温度TIN相等，从而已燃气体发生容积变化并占用燃烧室。在步骤105中，通过下式而对以此方式发生变化的已燃气体的容积V0′进行计算。

V0′＝V0＊TIN/TEX＊PEX/PIN

如此，如果在燃料喷射量的决定时刻，计算出进气行程中的排气阀刚刚开阀之后残留于燃烧室中的已燃气体的容积变化后的占用容积V0′，则能够计算出吸入空气量。在例如进气阀的闭阀时刻如图9中虚线所示那样，在进气下止点前被控制的情况下，从到进气阀闭阀为止的燃烧室容积V1′（基于当前的机械压缩比的上止点的燃烧室容积、与从上止点起到进气阀闭阀为止的活塞的行程容积的总计）中减去已燃气体的占用容积V0′而得到的容积（V1′－V0′），成为进气的占用容积，由此能够根据进气的压力PIN以及温度TIN而对吸入空气量进行计算。

此外，在进气阀的闭阀时刻如图9中实线所示而在进气下止点后被控制的情况下，例如，从自进气阀闭阀起的燃烧室容积V1〞（基于当前的机械压缩比的上止点的燃烧室容积、与从进气阀闭阀起到上止点为止的活塞的行程容积的总计）中减去已燃气体的占用容积V0′而得到的容积（V1〞－V0′），成为进气的占用容积，由此能够根据进气的压力PIN以及温度TIN而对吸入空气量进行计算。

此外，在从进气下止点起到进气阀闭阀为止的期间内，也可以认为不仅进气而且已燃气体也向进气系统被排放，在该情况下，首先，从进气下止点的燃烧室容积V1（基于当前的机械压缩比的上止点的燃烧室容积、与活塞的行程容积的合计）中减去已燃气体的占用容积V0′，从而对进气下止点的进气的占用容积进行计算（V1－V0′）。接下来，通过将进气下止点的进气的占用容积（V1－V0′）乘以前文所述的来自进气阀闭阀的燃烧室容积V1〞与进气下止点的燃烧室容积V1之比V1〞/V1，从而能够对吸入的占用容积进行计算，并能够根据进气的压力PIN以及温度TIN而对吸入空气量进行计算。

虽然在图10的流程图的步骤103中，进气阀闭阀时的燃烧室内的已燃气体温度TEX以及压力PEX是通过在燃烧室中配置温度传感器以及压力传感器从而被测定出的，但也可以按照根据内燃机负载以及内燃机转速而决定的每种发动机运转状态进行图表化。此外，即使在燃烧室中仅配置有压力传感器，也能够通过利用压力传感器来监视膨胀行程中的缸内压力P，并对缸内压力P与燃烧室容积V的积PV成为最大值PVM的曲轴转角角度CA进行确定，从而推断为最大值PVM越大则已燃气体温度TEX越高，此外，由于能够推断出曲轴转角角度CA越靠滞后侧，则之后的膨胀做功越少，且已燃气体温度TEX越高，因此也能够相对于最大值PVM和曲轴转角角度CA而对已燃气体温度TEX进行图表化。

在图10的流程图的步骤104中被测定的进气温度TIN也可以设为大气温度。此外，在节气门的全开时，进气压力PIN也可以设为大气压力。在节气门的开度控制时，也可以将进气压力PIN以节气门的开度越小则其越降低的方式（以负压的绝对值越大的方式）而相对于节气门的开度进行图表化。

此外，在排气行程中进气阀进行开阀的情况下，从进气阀开阀起到排气上止点为止，燃烧室内的已燃气体不仅向排气口10流出，而且也向进气口8流出。由此，严格地说，从排气阀闭阀起向燃烧室内被供给的进气口8内的进气中包含有已燃气体。

因此，通过将以前文所述方式被计算出的进气的占用容积（V1′－V0′）、（V1〞－V0′）、或者（V1－V0′）·V〞/V1乘以从进气口8向燃烧室内被吸入的气体的新气比例R，从而能够对新气的占用容积进行计算，所述新气的占用容积用于对准确的燃烧空燃比的计算所需的新气量进行推断。

在此，新气比例R为，新气体积fv相对于从进气口9向燃烧室内被吸入的气体的单位体积gv的比例fv/gv，单位体积gv为，单位体积gv中所包含的新气体积fv与已燃气体体积ev之和。

由于进气阀的排气行程中的开阀时刻越靠提前侧，则向进气口8流出的已燃气体量越增多，且已燃气体体积ev相对于从进气口9向燃烧室内被吸入的气体的单位体积gv越增大，因此新气比例R越减小。此外，由于内燃机负载越高且燃烧压力越高，则进气阀开阀时的气缸内的已燃气体压力越增高，因此向进气口8流出的已燃气体量越增多，从而新气比例R越减小。如此，也能够根据内燃机运转状态（内燃机负载以及内燃机转速）和进气阀的开阀时刻，而对新气比例R进行图表化。

符号说明

1曲轴箱；

2气缸体；

A可变压缩比机构；

B可变气门正时机构。

Claims

1.一种具备可变压缩比机构的内燃机，所述可变压缩比机构使上止点的燃烧室容积变化而将机械压缩比设为可变，所述具备可变压缩比机构的内燃机的特征在于，

对进气行程中的排气阀闭阀时充满燃烧室容积的残留已燃气体的压力以及温度进行测定或推断，并对在进气行程中的排气阀闭阀后向燃烧室内被供给的进气的压力以及温度进行测定或推断，并且，在设为进气行程中的排气阀闭阀时充满燃烧室容积的所述残留已燃气体的所述压力以及所述温度在向燃烧室供给进气时变为与进气的所述压力以及所述温度相等的条件下，对通过向所述燃烧室供给进气而发生容积变化后的所述残留已燃气体的占用容积进行计算。

2.如权利要求1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其中，

根据被计算出的所述残留已燃气体的占用容积而对燃烧室内的进气的容积进行计算，并且在设为向燃烧室内被供给的进气中包含有已燃气体的条件下，将被计算出的进气的容积乘以新气比例，从而对新气的容积进行计算。