CN104350258B - 具备可变压缩比机构的内燃机 - Google Patents

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Abstract

本发明的具备可变压缩比机构的内燃机对根据实际的膨胀比而变化的排气温度或者排气压力进行测定，或者对根据排气温度以及排气压力中的至少一方而变化的物理量进行测定(步骤102)，基于测定出的测定值来推定当前的机械压缩比(步骤103～105)。

Description

具备可变压缩比机构的内燃机
技术领域
本发明涉及具备可变压缩比机构的内燃机。
背景技术
公知具备如下可变压缩比机构的内燃机，该可变压缩比机构通过使气缸体沿气缸轴线相对于曲轴箱相对移动而使机械压缩比可变。一般地，内燃机负荷越低，则热效率越低，所以在这样的具备可变压缩比机构的内燃机中，通过在内燃机负荷越低时使机械压缩比越高，从而增高膨胀比来提高热效率。
这样，在具备可变压缩比机构的内燃机中，对于当前的内燃机运转状态设定各自的目标机械压缩比，控制可变压缩比机构以实现当前的目标机械压缩比。但是，实际上，有时也未实现当前的目标机械压缩比，若未实现目标机械压缩比，则当前的期望的膨胀比也无法实现。
这样，期望推定当前的实际的机械压缩比。例如，因为燃烧时的缸内压力受供给燃料量影响，所以提出了基于燃油切断期间的上止点的缸内压力来推定当前的实际压缩比的技术(参照专利文献1)。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2010-174757
专利文献2：日本特开2006-046193
专利文献3：国际公开WO2010/073411
专利文献4：国际公开WO2010/125694
专利文献5：日本特开2010-024977
发明内容
发明要解决的问题
若如前述那样推定当前的实际压缩比，则能够基于进气阀闭阀正时来推定当前的实际的机械压缩比。但是，若在当前的机械压缩比的运转中未实施燃油切断，则无法推定当前的实际压缩比，由此，也就无法推定当前的实际的机械压缩比。
因此，本发明的目的在于提供能够在未实施燃油切断时、推定当前的实际的机械压缩比的具备可变压缩比机构的内燃机。
用于解决问题的手段
本发明的技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机的特征在于，对根据实际的膨胀比而变化的排气温度或者排气压力进行测定，或者对根据排气温度以及排气压力中的至少一方而变化的物理量进行测定，基于测定到的测定值来推定当前的机械压缩比。
本发明的技术方案2所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，其特征在于，所述测定值是涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力。
本发明的技术方案3所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1或者2所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，其特征在于，具备检测装置，所述检测装置直接地或者间接地检测所述可变压缩比机构的致动器的工作量，所述致动器被控制成由所述检测装置检测到的工作量成为与目标机械压缩比对应的工作量，由所述检测装置检测到的工作量利用与在特定内燃机运转状态下基于所述测定值推定出的机械压缩比对应的工作量和与所述特定内燃机运转状态下的目标机械压缩比对应的工作量的偏差来进行修正。
本发明的技术方案4所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案3所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，其特征在于，所述特定内燃机运转状态是目标机械压缩比成为设定机械压缩比以下的内燃机运转状态。
本发明的技术方案5所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，其特征在于，设置有绕过所述涡轮增压器的涡轮的废气旁通通路，在所述废气旁通通路配置有对通过所述废气旁通通路的排气量进行控制的废气旁通阀，将使所述废气旁通阀成为第一开度而测定到的所述涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力与使所述废气旁通阀成为第二开度而测定到的所述涡轮增压器的压缩机的增压压力的差设为所述测定值。
本发明的技术方案6所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案2或者5所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，其特征在于，当在所述涡轮增压器的所述压缩机的上游侧配置有机械增压器的压缩机时，所述增压压力是所述涡轮增压器的所述压缩机的前后差压。
本发明的技术方案7所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1-6中任一项所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，其特征在于，推定当前的实际压缩比，基于推定出的当前的实际压缩比和推定出的当前的机械压缩比，来推定当前的进气阀的闭阀正时。
发明效果
根据本发明的技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，对根据实际的膨胀比而变化的排气温度或者排气压力进行测定，或者对根据排气温度以及排气压力中的至少一方而变化的物理量进行测定，基于测定到的测定值来推定当前的机械压缩比。由此，在未实施燃油切断时，能够推定当前的实际的机械压缩比。
根据本发明的技术方案2所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，测定值是涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力，能够使用通常设置的增压压力传感器来测定用于推定机械压缩比的测定值。
根据本发明的技术方案3所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1或者2所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，具备检测装置，所述检测装置直接地或者间接地检测可变压缩比机构的致动器的工作量，致动器被控制成由检测装置检测到的工作量成为与目标机械压缩比对应的工作量，由检测装置检测到的工作量利用与在特定内燃机运转状态下基于测定值推定出的机械压缩比对应的工作量和与特定内燃机运转状态下的目标机械压缩比对应的工作量的偏差来进行修正。由此，通过基于这样地修正后的工作量的致动器的控制，在特定内燃机运转状态以外的内燃机运转中也能够实现目标机械压缩比。
根据本发明的技术方案4所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案3所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，特定内燃机运转状态是目标机械压缩比成为设定机械压缩比以下的内燃机运转状态，相对于未实现目标机械压缩比时的微小的机械压缩比的偏离，排气温度或者排气压力变化比较大，所以能够可靠地检测微小的机械压缩比的偏离，能够准确地修正由检测装置检测到的工作量。
根据本发明的技术方案5所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，设置有绕过涡轮增压器的涡轮的废气旁通通路，在废气旁通通路配置有对通过废气旁通通路的排气量进行控制的废气旁通阀，将使废气旁通阀成为第一开度而测定到的涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力与使废气旁通阀成为第二开度而测定到的涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力的差设为测定值，由此，能够从测定值消除因涡轮增压器的机械误差产生的增压压力的偏离量，能够进行更加准确的机械压缩比的推定。
根据本发明的技术方案6所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案2或者5所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，当在涡轮增压器的压缩机的上游侧配置有机械增压器的压缩机时，增压压力是涡轮增压器的压缩机的前后差压。由此，能够消除由机械增压器的压缩机产生的增压的影响，能够进行更加准确的机械压缩比的推定。
根据本发明的技术方案7所述的具备可变压缩比机构的内燃机，在技术方案1-6中任一项所述的具备可变压缩比机构的内燃机中，推定当前的实际压缩比，基于推定出的当前的实际压缩比和推定出的当前的机械压缩比，来推定当前的进气阀的闭阀正时，能够进行准确的进气阀的闭阀正时的推定。
附图说明
图1是内燃机的整体图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3是图解地表示的内燃机的侧剖视图。
图4是示出可变气门定时机构的图。
图5是示出进气阀以及排气阀的提升量的图。
图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比的图。
图7是示出理论热效率与膨胀比的关系的图。
图8是用于说明通常的循环以及超高膨胀比循环的图。
图9是示出与内燃机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。
图10是用于推定实际的机械压缩比的第一流程图。
图11是用于设定第一流程图所使用的机械压缩比的修正量的映射。
图12是用于推定实际的机械压缩比的第二流程图。
图13是用于设定第二流程图所使用的机械压缩比的修正量的映射。
图14是配置有涡轮增压器的情况下的内燃机的概要整体图。
图15是用于推定实际的机械压缩比的第三流程图。
图16是用于设定第三流程图所使用的机械压缩比的修正量的映射。
图17是用于设定增压压力真值的第四流程图。
图18是示出废气旁通阀的开度与增压压力的关系的图。
具体实施方式
图1示出本发明的具备可变压缩比机构的内燃机的侧剖视图。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表示进气阀，8表示进气口，9表示排气阀，10表示排气口。进气口8经由进气歧管11而与稳压箱12连结，在各进气歧管11配置有用于朝向各个对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。此外，燃料喷射阀13也可以代替安装于各进气歧管11而配置于各燃烧室5内。
稳压箱12经由进气管14而与空气滤清器15连结，在进气管14内配置有由致动器16驱动的节气门17和使用例如红外线的吸入空气量检测器18。排气口10经由排气歧管19而与内置有例如三元催化剂的催化剂装置20连结，在排气歧管19内配置有空燃比传感器21。另外，排气歧管19内配置有用于测定排气温度的温度传感器28和用于测定排气压力的压力传感器29。
另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连结部设置有能够通过使曲轴箱1与气缸体2的气缸轴线方向上的相对位置变化来变更活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积的可变压缩比机构A，进而设置有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B。此外，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由能够控制进气阀7的闭阀正时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安装有用于检测曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置关系的相对位置传感器22，从该相对位置传感器22输出表示曲轴箱1与气缸体2的间隔的变化的输出信号。另外，在可变气门正时机构B安装有产生表示进气阀7的闭阀正时的输出信号的气门正时传感器23，在节气门驱动用的致动器16安装有产生表示节气门开度的输出信号的节气门开度传感器24。
电子控制单元30由数字计算机构成，具备由双向总线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、输入接口35以及输出接口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、节气门开度传感器24、后述的凸轮旋转角度传感器25、温度传感器28以及压力传感器29的输出信号经由各自对应的AD变换器37而输入至输入接口35。另外，在加速器踏板40连接有产生与加速器踏板40的踩踏量L成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD变换器37而输入至输入接口35。进而，在输入接口35连接有每当曲轴旋转例如30°时便产生输出脉冲的曲轴角传感器42。另一方面，输出接口36经由对应的驱动电路38而与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用致动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B连接。
图2表示图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3表示图解地示出的内燃机的侧剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部50、即气缸体侧支架，在各突出部50内分别形成有截面为圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有彼此隔开间隔并嵌合于各自对应的突出部50之间的多个突出部52、即曲轴箱侧支架，在这些各突出部52内也分别形成有截面为圆形的凸轮插入孔53。
如图2所示，设置有一对凸轮轴54、55，能够以旋转的方式插入各凸轮插入孔53内的同心部分58交替地位于各凸轮轴54、55上。各同心部分58与各凸轮轴54、55的旋转轴线共轴。另一方面，如图3所示，相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心部57位于各同心部分58的两侧，在该偏心部57上偏心且能够旋转地安装有另外的圆形凸轮56。即，偏心部57与在圆形凸轮56形成的偏心孔嵌合，圆形凸轮56以偏心孔为中心绕偏心部57转动。如图2所示，这些圆形凸轮56配置在各同心部分58的两侧，这些圆形凸轮56以能够旋转的方式插入对应的各凸轮插入孔51内。另外，如图2所示，在凸轮轴55安装有产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号的凸轮旋转角度传感器25。
在将各凸轮轴54、55的同心部分58从图3(A)所示那样的状态如图3(A)中箭头所示那样向彼此相反方向旋转时，偏心部57向彼此远离的方向移动，所以圆形凸轮56在凸轮插入孔51内向与同心部分58相反方向旋转，如图3(B)所示，偏心部57的位置从高的位置变为中高位置。若接着进一步使同心部分58向箭头所示的方向旋转，则如图3(C)所示，偏心部57变为最低的位置。
此外，在图3(A)、图3(B)、图3(C)中分别示出各个状态下的同心部分58的中心a、偏心部57的中心b以及圆形凸轮56的中心c的位置关系。
通过对图3(A)到图3(C)进行比较可知，曲轴箱1和气缸体2的相对位置由同心部分58的中心a和圆形凸轮56的中心c的距离决定，同心部分58的中心a和圆形凸轮56的中心c的距离越大，气缸体2越远离曲轴箱1。即，可变压缩比机构A通过使用了旋转的凸轮的曲轴机构来使曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置变化。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的容积增大，因此，通过使各凸轮轴54、55旋转，能够变更活塞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的旋转轴安装有彼此螺旋方向相反的一对蜗杆61、62，与这些蜗杆61、62啮合的涡轮63、64分别固定于各凸轮轴54、55的端部。在本实施例中，通过驱动驱动马达59，能够大范围地变更活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。
另一方面，图4示出在图1中用于驱动进气阀7的凸轮轴70的端部安装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：同步带轮71，其通过内燃机的曲轴经由正时皮带而向箭头方向旋转；圆筒状壳体72，其与同步带轮71一起旋转；旋转轴73，其与进气阀驱动用凸轮轴70一起旋转且能够相对于圆筒状壳体72进行相对旋转；多个分隔壁74，其从圆筒状壳体72的内周面延伸到旋转轴73的外周面；以及叶轮75，其在各分隔壁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，在各叶轮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：分别与各液压室76、77连结的液压口79、80；从液压泵81排出的工作油的供给口82；一对泄油口83、84；以及进行各口79、80、82、83、84之间的连通切断控制的滑阀85。
在应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向右方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口79供给到提前用液压室76，并且延迟用液压室77内的工作油从泄油口84排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72向箭头方向相对旋转。
与此相对，在应使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使滑阀85向左方移动，从供给口82供给的工作油经由液压口80供给到延迟用液压室77，并且提前用液压室76内的工作油从泄油口83排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72向与箭头相反的相反方向相对旋转。
在使旋转轴73相对于圆筒状壳体72进行相对旋转的情况下，在滑阀85返回到图4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来使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前或延迟期望的量。
在图5中，实线表示通过可变气门正时机构B使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最大限度提前时，虚线表示使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位最大限度延迟时。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设定，因此，进气阀7的闭阀正时也能够设定为在图5中箭头C所示的范围内的任意的曲轴角。
图1以及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，例如能够使用能够将进气阀的开阀正时维持为一定地仅改变进气阀的闭阀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，对本申请中使用的用语的意思进行说明。此外，在图6(A)、(B)、(C)中，为了进行说明，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(A)、(B)、(C)中，所谓燃烧室容积，表示活塞位于压缩上止点时的燃烧室的容积。
图6(A)对机械压缩比进行说明。机械压缩比是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6(A)所示的例子中，该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml＝11。
图6(B)对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是由从压缩作用实际开始时到活塞达到上止点为止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，即使活塞在压缩行程中开始上升，在进气阀开阀期间也不进行压缩作用，从进气阀闭阀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)对膨胀比进行说明。膨胀比是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以及图8的同时对本发明中使用的超膨胀比循环进行说明。此外，图7示出理论热效率与膨胀比的关系，图8示出在本发明中根据负荷区分使用的通常的循环与超高膨胀比循环的比较。
图8(A)示出进气阀在下止点附近闭阀、几乎从进气下止点附近开始活塞的压缩作用的情况的通常的循环。在该图8(A)所示的例子中，也与图6的(A)、(B)、(C)所示的例子同样，燃烧室容积设为50ml，活塞的行程容积设为500ml。由图8(A)可知，在通常的循环中机械压缩比是(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也几乎是11，膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml＝11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比几乎相等。
图7的实线表示实际压缩比与膨胀比几乎相等的情况下的、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，要想提高理论热效率，则只要增高实际压缩比即可。但是，由于内燃机高负荷运转时的爆燃(knocking)的产生的制约，实际压缩比最大也只能增高到12左右为止，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，在这样的状况下，在严格区分机械压缩比和实际压缩比的同时研究提高理论热效率，结果，发现了理论热效率受膨胀比支配，实际压缩比几乎不影响理论热效率。即，虽然增高实际压缩比时，爆炸力会提高，但是为了压缩需要大的能量，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，在膨胀行程时按下力作用于活塞的期间变长，这样一来，活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。因此，膨胀比越大，则理论热效率越高。图7的虚线ε＝10示出在实际压缩比固定为10的状态下增高膨胀比时的理论热效率。可知，这样在将实际压缩比ε维持为低值的状态下增高膨胀比时的理论热效率的上升量、与如图7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不存在大的差。
在这样将实际压缩比维持为低的值时，不会产生爆燃，因此，若在将实际压缩比维持为低的值的状态下增高膨胀比，则既能阻止爆燃的产生，又能大幅提高理论热效率。图8(B)示出使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B来在将实际压缩比维持为低的值的同时提高膨胀比的情况的一例。
参照图8(B)，在该例子中，通过可变压缩比机构A，燃烧室容积从50ml减小到20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B，使进气阀的闭阀正时延迟，直到实际的活塞行程容积从500ml成为200ml。结果，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8(A)所示的通常的循环中，如前述那样，实际压缩比为大致11，膨胀比为11，与该情况相比，可知在图8(B)所示的情况下，仅膨胀比提高到26。这是被称作超高膨胀比循环的原由。
一般来说，在内燃机中，内燃机负荷越低，则热效率越差，因此，为了提高内燃机运转时的热效率，即为了提高燃料经济性，需要提高内燃机负荷低时的热效率。另一方面，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，因为压缩行程时的实际的活塞行程容积小，所以可吸入燃烧室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，采取图8(B)所示的超高膨胀比循环，在内燃机高负荷运转时，采取图8(A)所示的通常的循环。
接着，参照图9的同时对运转控制整体概要地进行说明。在图9中示出某内燃机转速下的与内燃机负荷相应的吸入空气量、进气阀闭阀正时、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节气门17的开度的各变化。此外，图9示出如下情况：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成理论空燃比，以使得可通过催化剂装置20内的三元催化剂同时减低排气中的未燃烧HC、CO以及NOX。
另外，如前述那样，在内燃机高负荷运转时执行图8(A)所示的通常的循环。因此，如图9所示，此时机械压缩比低，所以膨胀比低，如图9中实线所示，使进气阀7的闭阀正时如图5中实线所示那样提前。另外，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度保持为全开，所以抽取(pumping)损失为零。
另一方面，如图9中实线所示，当内燃机负荷变低时，为了伴随于此地减小吸入空气量，使进气阀7的闭阀正时延迟。另外，此时以实际压缩比几乎保持一定的方式，如图9所示那样随着内燃机负荷变低而增大机械压缩比，因此，随着内燃机负荷变低，膨胀比也增大。此外，此时节气门17也保持全开状态，因此，供给到燃烧室5内的吸入空气量不被节气门17控制，而通过改变进气阀7的闭阀正时来控制。
这样，在从内燃机高负荷运转状态下内燃机负荷变低时，在实际压缩比几乎一定的基础上，随着吸入空气量减小，使机械压缩比增大。即，与吸入空气量的减小成比例地使活塞4达到压缩上止点时的燃烧室5的容积减小。因此，活塞4达到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。此外，此时，在图9所示的例子中，燃烧室5内的空燃比成为理论空燃比，所以活塞4达到压缩上止点时的燃烧室5的容积会与燃料量成比例地变化。
当内燃机负荷进一步变低时，使机械压缩比进一步增大，当内燃机负荷下降到稍稍靠近低负荷的中负荷L1时，机械压缩比达到成为燃烧室5的构造上界限的界限机械压缩比(上限机械压缩比)。当机械压缩比达到界限机械压缩比时，在负荷比机械压缩比达到界限机械压缩比时的内燃机负荷L1低的区域中，机械压缩比保持为界限机械压缩比。因此，在低负荷侧的内燃机中负荷运转时以及内燃机低负荷运转时，即，在内燃机低负荷运转侧，机械压缩比成为最大，膨胀比也成为最大。换言之，在内燃机低负荷运转侧使机械压缩比最大，以获得最大的膨胀比。
另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机负荷下降到L1时，进气阀7的闭阀正时成为可控制供给到燃烧室5内的吸入空气量的界限闭阀正时。当进气阀7的闭阀正时达到界限闭阀正时时，在负荷比进气阀7的闭阀正时达到界限闭阀正时时的内燃机负荷L1低的区域中，进气阀7的闭阀正时保持为界限闭阀正时。
若进气阀7的闭阀正时保持为界限闭阀正时，则已经无法通过进气阀7的闭阀正时的变化来控制吸入空气量。在图9所示的实施例中，在负荷比此时即进气阀7的闭阀正时达到了界限闭阀正时时的内燃机负荷L1低的区域中，通过节气门17控制供给到燃烧室5内的吸入空气量，内燃机负荷越低，则节气门17的开度越小。
另一方面，如图9中虚线所示，随着内燃机负荷变低，也可以通过使进气阀7的闭阀正时提前而不通过节气门17地控制吸入空气量。因此，若以能够包含如图9中实线所示的情况和虚线所示的情况的方式进行表达，则在本发明的实施例中，进气阀7的闭阀正时成为随着内燃机负荷变低，而向远离进气下止点BDC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闭阀正时L1。这样，即使使进气阀7的闭阀正时如图9中实线所示那样变化，也能够控制吸入空气量，即使使进气阀7的闭阀正时如图9中虚线所示那样变化，也能够控制吸入空气量。
如前所述，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为26。虽然该膨胀比越高，则越优选，但是由图7可知，即使相对于实用上能够使用的下限实际压缩比ε＝5，若膨胀比为20以上，则也能够得到相当高的理论热效率。因此，在本实施例中，以膨胀比成为20以上的方式形成了可变压缩比机构A。
如图9所示，本实施例的内燃机中，对于当前的内燃机负荷，确定了成为目标的机械压缩比，可变压缩比机构A的致动器，即驱动马达59为了实现当前的目标机械压缩比，以其工作量成为与当前的目标机械压缩比对应的工作量的方式被控制。驱动马达59的工作量(保留了小数点以下的旋转次数)可以通过特定的传感器(未图示)直接检测，也可以基于由前述的相对位置传感器22检测到的曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置或者由前述的凸轮旋转角度传感器25检测到的凸轮轴55的旋转角度来间接检测。
但是，即使这样控制可变压缩比机构A的致动器，有时也实际上未实现当前的目标机械压缩比。若未实现目标机械压缩比，则当前的期望的膨胀比也未实现，未能足够地提高热效率。
本实施方式的具备可变压缩比机构的内燃机通过图10所示的第一流程图来推定特定内燃机运转状态下的当前的机械压缩比。首先，在步骤101中，基于由负荷传感器41检测到的当前的内燃机负荷和由曲轴角度传感器42检测到的当前的内燃机转速，对内燃机负荷以及内燃机转速没有变化的当前的稳定内燃机运转状态是否是特定内燃机运转状态进行判断。在该判断为否定时，就此结束，而在是特定内燃机运转状态时，步骤101的判断为肯定，在步骤102中，由温度传感器28检测根据实际的膨胀比而变化的当前的排气温度T。
接着，在步骤103中，算出当前的排气温度T与在特定内燃机运转状态下实现了目标机械压缩比时的理想排气温度T’的温度偏差ΔT。接着，在步骤104中，基于图11所示的映射，设定与温度偏差ΔT相对的机械压缩比修正量ΔE。在图11的映射中，若温度偏差ΔT为0，即，若当前的排气温度T为理想排气温度T’，则实现了目标机械压缩比，也实现了期望的膨胀比，机械压缩比修正量ΔE为0。但是，在温度偏差ΔT比0大时，当前的排气温度T比理想排气温度T’高，所以当前的机械压缩比比目标机械压缩比低，膨胀比也比期望值低，热效率恶化，另外，在温度偏差ΔT比0小时，当前的排气温度T比理想排气温度T’低，所以当前的机械压缩比比目标机械压缩比高，膨胀比也比期望值高，热效率被过度地改善。另外，此时，实际压缩比变得比图9所示的一定值高，容易产生爆燃。
在图11所示的映射中，整体来说设定为温度偏差ΔT越大，机械压缩比修正量ΔE越小，在温度偏差ΔT比0大时，机械压缩比修正量ΔE设为负值，在温度偏差ΔT比0小时，机械压缩比修正量ΔE设为正值。
接着，在步骤105中，当前的实际的机械压缩比Er通过在当前的目标机械压缩比Et加上在步骤104中设定的机械压缩比修正量ΔE而算出。这样，能够推定特定内燃机运转状态时的实际的机械压缩比Er。
当然，在各内燃机运转状态下，若各自的、实现了目标机械压缩比时的理想排气温度T’预先设定在映射等中，则能够算出与当前的排气温度T的温度偏差ΔT。结果，若在各内燃机运转状态下设定了图11所示那样的机械压缩比修正量ΔE相对于温度偏差ΔT的映射，则能够在各内燃机运转状态下推定当前的实际的机械压缩比。
在步骤106中，算出与推定出的当前的实际的机械压缩比Er对应的可变压缩比机构A的致动器的工作量Ar。接着，在步骤107中，算出在步骤106中算出的工作量Ar和与当前(特定内燃机运转状态)的目标机械压缩比Et对应的致动器的目标工作量At的偏差作为工作量修正量ΔA。
这样算出的工作量修正量ΔA是致动器的实际的工作量与基于相对位置传感器22或者凸轮旋转角度传感器25那样的检测装置的输出算出的致动器的工作量之间的偏离量，通过对基于检测装置的输出算出的工作量进行加法运算修正，能够算出当前的实际的工作量。由此，若控制可变压缩比机构A的致动器，以使得这样修正后的工作量成为与各内燃机运转状态的目标机械压缩比对应的工作量，则能够在各内燃机运转状态下实现各自的目标机械压缩比。
另外，本实施方式的具备可变压缩比机构的内燃机也可以通过图12所示的第二流程图，来推定特定内燃机运转状态下的当前的机械压缩比。首先，在步骤201中，基于由负荷传感器41检测到的当前的内燃机负荷和由曲轴角度传感器42检测到的当前的内燃机转速，来判断当前的稳定内燃机运转状态是否为特定内燃机运转状态。在该判断为否定时，就此结束，而在是特定内燃机运转状态时，步骤201的判断为肯定，在步骤202中，由压力传感器29检测根据实际的膨胀比而变化的当前的排气压力PE。
接着，在步骤203中，算出当前的排气压力PE与在特定内燃机运转状态下实现了目标机械压缩比时的理想排气压力PE’的压力偏差ΔPE。接着，在步骤204中，基于图13所示的映射，设定与压力偏差ΔPE相对的机械压缩比修正量ΔE。在图13的映射中，若压力偏差ΔPE为0，即，若当前的排气压力PE为理想排气压力PE’，则实现了目标机械压缩比，也实现了期望的膨胀比，机械压缩比修正量ΔE为0。但是，在压力偏差ΔPE比0大时，当前的排气压力PE比理想排气压力PE’高，所以当前的机械压缩比比目标机械压缩比低，膨胀比也比期望值低，热效率恶化，另外，在压力偏差ΔPE比0小时，当前的排气压力PE比理想排气压力PE’低，所以当前的机械压缩比比目标机械压缩比高，膨胀比也比期望值高，热效率被过度地改善。另外，此时，实际压缩比比图9所示的一定值高，容易产生爆燃。
在图13所示的映射中，整体来说设定为压力偏差ΔPE越大，则机械压缩比修正量ΔE越小，在压力偏差ΔPE比0大时，机械压缩比修正量ΔE设为负值，在压力偏差ΔPE比0小时，机械压缩比修正量ΔE设为正值。
接着，在步骤205中，当前的实际的机械压缩比Er通过在当前的目标机械压缩比Et加上在步骤204中设定的机械压缩比修正量ΔE而算出。这样，能够推定特定内燃机运转状态时的实际的机械压缩比Er。
当然，在各内燃机运转状态下，若各自的、实现了目标机械压缩比时的理想排气压力PE’预先设定在映射等中，则能够算出与当前的排气压力PE的压力偏差ΔPE。其结果，若在各内燃机运转状态下设定了图13所示那样的机械压缩比修正量ΔE相对于压力偏差ΔPE的映射，则能够在各内燃机运转状态下推定当前的实际的机械压缩比。
在步骤206中，算出与推定出的当前的实际的机械压缩比Er对应的可变压缩比机构A的致动器的工作量Ar。接着，在步骤207中，算出在步骤206中算出的工作量Ar和与当前(特定内燃机运转状态)的目标机械压缩比Et对应的致动器的目标工作量At的偏差作为工作量修正量ΔA。
这样算出的工作量修正量ΔA是致动器的实际的工作量与基于相对位置传感器22或者凸轮旋转角度传感器25那样的检测装置的输出算出的致动器的工作量之间的偏离量，通过对基于检测装置的输出算出的工作量进行加法运算修正，能够算出当前的实际的工作量。由此，若控制可变压缩比机构A的致动器，以使得这样修正后的工作量成为与各内燃机运转状态的目标机械压缩比对应的工作量，则能够在各内燃机运转状态下实现各自的目标机械压缩比。
图14是在具备可变压缩比机构的内燃机配置了涡轮增压器的情况下的概要整体图。在该图中，在图1中说明的构件标注相同的参照编号并且省略说明。在本实施方式中，在稳压箱12与空气滤清器15之间的进气管14’，配置有涡轮增压器的压缩机90，在涡轮增压器的压缩机90的上游侧，配置有机械增压器的压缩机91。
涡轮增压器的压缩机90在内燃机低转速时那样排气压力低时不能充分地提高增压压力，为了在内燃机低转速时辅助涡轮增压器的增压而设置了机械增压器的压缩机91。
机械增压器的压缩机91是内燃机驱动式，经由电磁离合器(未图示)而与内燃机驱动轴连接，能够通过由电磁离合器从内燃机驱动轴切离而停止。
若使机械增压器的压缩机91在内燃机低转速时通过内燃机驱动轴有效地驱动，则在内燃机高转速时可能会因过旋转而受损，因此，使机械增压器的压缩机91在内燃机转速成为设定转速以上后由电磁离合器从内燃机驱动轴切离。
92是用于将进气管14’的涡轮增压器的压缩机90的下游侧的进气压力作为增压压力进行测定的增压压力传感器，93是用于测定进气管14’的涡轮增压器的压缩机90与机械增压器的压缩机91之间的进气压力的进气压力传感器。94是用于对通过涡轮增压器的压缩机90增压后的进气进行冷却的中间冷却器。
另一方面，在排气歧管19的下游侧的排气管95中，在催化剂装置20的上游侧，配置有涡轮增压器的涡轮96。97是绕过涡轮96的废气旁通通路，在废气旁通通路97配置有控制通过废气旁通通路97的排气量的废气旁通阀98。
本实施方式的具备可变压缩比机构的内燃机可通过图15所示的第三流程图，来推定特定内燃机运转状态下的当前的机械压缩比。首先，在步骤301中，基于由负荷传感器41检测到的当前的内燃机负荷和由曲轴角度传感器42检测到的当前的内燃机转速，判断当前的稳定内燃机运转状态是否为特定内燃机运转状态。在该判断为否定时，就此结束，而在是特定内燃机运转状态时，步骤301的判断为肯定，在步骤302中，由增压压力传感器92检测根据排气温度以及排气压力而变化的当前的涡轮增压器的增压压力PI。
在未设置机械增压器的压缩机91的情况下和/或在特定内燃机运转状态下机械增压器的压缩机91没有工作的情况下，由增压压力传感器92检测到的当前的增压压力PI为根据实际的膨胀比而变化的物理量，而在由机械增压器的压缩机91实施着增压的情况下，需要消除其影响，具体而言，检测涡轮增压器的压缩机90的前后差压，即，由增压压力传感器92检测到的压力和由进气压力传感器93检测到的压力的差压作为增压压力PI。
接着，在步骤303中，算出当前的增压压力PI与在特定内燃机运转状态下实现了目标机械压缩比时的理想增压压力PI’的增压压力偏差ΔPI。接着，在步骤304中，基于图16所示的映射，设定与增压压力偏差ΔPI相对的机械压缩比修正量ΔE。在图16的映射中，若增压压力偏差ΔPI为0，即，若当前的增压压力PI为理想增压压力PI’，则实现了目标机械压缩比，也实现了期望的膨胀比，机械压缩比修正量ΔE为0。但是，在增压压力偏差ΔPI比0大时，当前的增压压力PI比理想增压压力PI’高，所以当前的机械压缩比比目标机械压缩比低，膨胀比也比期望值低，热效率恶化，另外，在增压压力偏差ΔPI比0小时，当前的增压压力PI比理想增压压力PI’低，所以当前的机械压缩比比目标机械压缩比高，膨胀比也比期望值高，热效率被过度地改善。另外，此时，实际压缩比比图9所示的一定值高，容易产生爆燃。
在图16所示的映射中，整体来说设定为增压压力偏差ΔPI越大，则机械压缩比修正量ΔE越小，在增压压力偏差ΔPI比0大时，机械压缩比修正量ΔE设为负值，在增压压力偏差ΔPI比0小时，机械压缩比修正量ΔE设为正值。
接着，在步骤305中，当前的实际的机械压缩比Er通过在当前的目标机械压缩比Et加上在步骤304中设定的机械压缩比修正量ΔE而算出。这样，能够推定特定内燃机运转状态时的实际的机械压缩比Er。
当然，在各内燃机运转状态下，若各自的、实现了目标机械压缩比时的理想增压压力PI’预先设定在映射等中，则能够算出与当前的增压压力PI的增压压力偏差ΔPI。结果，若在各内燃机运转状态下设定了图16所示那样的机械压缩比修正量ΔE相对于增压压力偏差ΔPI的映射，则能够在各内燃机运转状态下推定当前的实际的机械压缩比。
在步骤306中，算出与推定出的当前的实际的机械压缩比Er对应的可变压缩比机构A的致动器的工作量Ar。接着，在步骤307中，算出在步骤306中算出的工作量Ar和与当前(特定内燃机运转状态)的目标机械压缩比Et对应的致动器的目标工作量At的偏差作为工作量修正量ΔA。
这样算出的工作量修正量ΔA是致动器的实际的工作量与基于相对位置传感器22或者凸轮旋转角度传感器25那样的检测装置的输出算出的致动器的工作量之间的偏离量，通过对基于检测装置的输出算出的工作量进行加法运算修正，能够算出当前的实际的工作量。由此，若控制可变压缩比机构A的致动器，以使得这样修正后的工作量成为与各内燃机运转状态的目标机械压缩比对应的工作量，则能够在各内燃机运转状态下实现各自的目标机械压缩比。
在本实施方式中，作为根据排气温度以及排气压力中的至少一方而变化的物理量，测定涡轮增压器的增压压力，基于测定的增压压力推定当前的机械压缩比，该排气温度以及排气压力根据实际的膨胀比而变化。涡轮增压器的压缩机90的下游侧的增压压力能够使用通常设置的增压压力传感器92来测定，不需要新设置用于物理量测定的传感器。
另外，作为用于推定当前的机械压缩比的、根据排气温度以及排气压力中的至少一方而变化的物理量，除了涡轮增压器的增压压力以外，还能够测定涡轮增压器的涡轮转速等，该排气温度以及排气压力根据实际的膨胀比而变化。
在第一、第二以及第三流程图中，特定内燃机运转状态优选设为目标机械压缩比成为设定机械压缩比以下的内燃机运转状态。若这样将目标机械压缩比设为小，则相对于未实现目标机械压缩比时的微小的机械压缩比的偏离，排气温度或者排气压力比较大地变化，所以能够可靠地检测微小的机械压缩比的偏离，能够准确地修正由检测装置检测到的可变压缩比机构A的致动器的工作量A。
在第三流程图中，基于在特定内燃机运转状态时测定出的涡轮增压器的增压压力PI(在设置有机械增压器的情况下为涡轮增压器的压缩机90的前后差压)与在特定内燃机运转状态下实现了期望的膨胀比时的涡轮增压器的理想增压压力PI’之间的增压压力偏差ΔPI，来推定特定内燃机运转状态的实际的机械压缩比。
但是，严格来说，有时因机械误差在每个涡轮增压器中，特定内燃机运转状态下的增压压力的测定值PI会产生偏离。由此，通过在第三流程图的步骤303中代替测定值PI而使用消除了该偏离量后的增压压力真值PIr来算出增压压力偏差ΔPI，能够准确地推定机械压缩比。
如图14所示，在具备可变压缩比机构的内燃机的排气管95设置有绕过涡轮增压器的涡轮96的废气旁通通路97的情况下，能够通过图17所示的第四流程图，来设定增压压力真值PIr。
首先，在步骤401中，与第三流程图的步骤301同样地，判断是否为特定内燃机运转状态。在该判断为否定时，就此结束，而在步骤401的判断为肯定时，在步骤402中，测定将废气旁通阀98的开度设为第一开度TA1(例如全闭开度)时的涡轮增压器的第一增压压力PI1，该第一开度TA1是特定内燃机运转状态时的期望开度。
接着，在步骤403中，将废气旁通阀98的开度设为比第一开度TA1大的第二开度TA2(例如半开开度)，在步骤404中，测定在特定内燃机运转状态下将废气旁通阀98的开度设为第二开度TA2时的涡轮增压器的第二增压压力PI2。接着，在步骤405中，算出第一增压压力PI1与第二增压压力PI2的差dPI。
在该差dPI中，即使废气旁通阀98的第一开度TA1的增压压力的测定值PI1含有由涡轮增压器的机械误差引起的偏离量，废气旁通阀98的第二开度TA2的增压压力的测定值PI2也会含有相同的偏离量，所以由机械误差引起的偏离量相抵。这样，在步骤406中，基于差dPI来设定增压压力真值PIr。
废气旁通阀98的开度TA越大，则通过废气旁通通路97而不通过涡轮增压器的涡轮96的排气量越多，增压压力越低。图18示出在特定内燃机运转状态下、与废气旁通阀98的开度相对的设计上的增压压力的变化，多个实线是膨胀比的差异。此处，如图18所示，在特定内燃机运转状态下，废气旁通阀98为第一开度TA1时的增压压力PI越高，则将废气旁通阀98设为第二开度TA2时的增压压力的下降量，即前述的差dPI越大。
这样，能够相对于差dPI，唯一地预先设定废气旁通阀98为第一开度TA1时的增压压力真值PIr。即，如图18所例示那样，差dPI为dPI1时的增压压力真值PIr(在特定内燃机运转状态下废气旁通阀98设为第一开度TA1时的、不含由机械误差引起的偏离量的增压压力)为PIr1，差dPI为dPI2时的增压压力真值PIr为PIr2，差dPI为dPI3时的增压压力真值PIr为PIr3。对于差dPI的其他的值，也能够这样预先设定对应的增压压力真值。这样，在步骤406中，能够基于差dPI来设定增压压力真值PIr。
废气旁通阀98的第二开度TA2设为了比第一开度TA1大的开度，但是若特定内燃机运转状态下的废气旁通阀98的期望的第一开度TA1不是全闭开度，则第二开度TA2也可以设为比第一开度TA1小。
若如第一、第二以及第三流程图那样推定特定内燃机运转状态时的准确的机械压缩比Er，则通过推定特定内燃机运转状态时的实际压缩比，能够基于推定出的机械压缩比和实际压缩比，来推定特定内燃机运转状态时的准确的进气阀的闭阀正时，还能够算出由气门正时传感器23检测的进气阀的闭阀正时的修正量。能够通过任意的方法来推定特定内燃机运转状态下的实际压缩比，例如，能够基于燃烧压力越高或者越容易产生爆燃、则实际压缩比越高这一点来推定实际压缩比。
附图标记说明
28 温度传感器
29 压力传感器
90 涡轮增压器的压缩机
92 增压压力传感器
96 涡轮增压器的涡轮
97 废气旁通通路
98 废气旁通阀
A 可变压缩比机构
B 可变气门正时机构

Claims (7)

1.一种具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
对作为根据排气温度以及排气压力中的至少一方而变化的物理量的、涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力进行测定，基于测定到的测定值来推定当前的机械压缩比。
2.根据权利要求1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
具备检测装置，所述检测装置直接地或者间接地检测所述可变压缩比机构的致动器的工作量，所述致动器被控制成由所述检测装置检测到的工作量成为与目标机械压缩比对应的工作量，由所述检测装置检测到的工作量利用与在特定内燃机运转状态下基于所述测定值推定出的机械压缩比对应的工作量和与所述特定内燃机运转状态下的目标机械压缩比对应的工作量的偏差来进行修正。
3.根据权利要求2所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
所述特定内燃机运转状态是目标机械压缩比成为设定机械压缩比以下的内燃机运转状态。
4.根据权利要求1所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
设置有绕过所述涡轮增压器的涡轮的废气旁通通路，在所述废气旁通通路配置有对通过所述废气旁通通路的排气量进行控制的废气旁通阀，将使所述废气旁通阀成为第一开度而测定到的所述涡轮增压器的压缩机的下游侧的增压压力与使所述废气旁通阀成为第二开度而测定到的所述涡轮增压器的压缩机的增压压力的差设为所述测定值。
5.根据权利要求1或4所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
当在所述涡轮增压器的所述压缩机的上游侧配置有机械增压器的压缩机时，所述增压压力是所述涡轮增压器的所述压缩机的前后差压。
6.根据权利要求1-4中任一项所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
推定当前的实际压缩比，基于推定出的当前的实际压缩比和推定出的当前的机械压缩比，来推定当前的进气阀的闭阀正时。
7.根据权利要求5所述的具备可变压缩比机构的内燃机，其特征在于，
推定当前的实际压缩比，基于推定出的当前的实际压缩比和推定出的当前的机械压缩比，来推定当前的进气阀的闭阀正时。
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