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Technisches Gebiet
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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Brennkraftmaschine der
Bauart mit Fremdzündung.
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Stand der Technik
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In
dem Stand der Technik ist eine Brennkraftmaschine mit Fremdzündung
bekannt, die mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus,
der fähig ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis zu ändern,
und einem variablen Ventilsteuerzeitmechanismus versehen, der fähig
ist, eine Schließsteuerzeit eines Einlassventils zu steuern,
die einen Aufladevorgang zum Zeitpunkt eines Mittellastbetriebs der
Maschine und eines Hochlastbetriebs der Maschine durchführt,
und das mechanische Kompressionsverhältnis erhöht
und die Schließsteuerzeit des Einlassventils verzögert,
wenn die Maschinenlast zum Zeitpunkt eines Mittel- und Hochlastbetriebs
in dem Zustand des Konstanthaltens des Ist-Verbrennungsverhältnisses niedriger
wird (z. B. siehe die
japanische
Patentoffenlegungsschrift (A) Nr. 2004-218522 ).
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Dieses
Dokument erwähnt jedoch überhaupt kein Ist-Kompressionsverhältnis,
wenn die Maschinenlast niedrig ist.
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Offenbarung der Erfindung
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Eine
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist, eine Brennkraftmaschine
der Bauart mit Fremdzündung zu schaffen, die fähig
ist, den thermischen Wirkungsgrad zu verbessern.
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Gemäß der
vorliegenden Erfindung wird eine Brennkraftmaschine der Bauart mit
Fremdzündung geschaffen, die mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus,
der fähig ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis
zu ändern, und einem variablen Ventilsteuerzeitmechanismus
versehen ist, der fähig ist, eine Schließsteuerzeit
eines Einlassventils zu steuern, wobei das mechanische Kompressionsverhältnis
auf einer Seite eines Niedriglastbetriebs der Maschine größer
als zum Zeitpunkt eines Hochlastbetriebs der Maschine ausgeführt
ist, das mechanische Kompressionsverhältnis fortschreitend auf
einer Seite des Hochlastbetriebs der Maschine reduziert wird, wenn
die Maschinenlast höher wird, und ein Ist-Kompressionsverhältnis
auf der Seite des Niedriglastbetriebs der Maschine niedrig ausgeführt ist,
wenn die Maschinenlast niedriger wird.
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Kurzbeschreibung der Zeichnungen
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1 ist
eine Übersicht der Brennkraftmaschine der Bauart mit Fremdzündung.
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2 ist
eine Perspektivansicht eines variablen Kompressionsverhältnismechanismus,
wenn er zerlegt ist.
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3 ist
eine seitliche Schnittansicht der dargestellten Brennkraftmaschine.
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4 ist
eine Ansicht eines variablen Ventilsteuerzeitmechanismus.
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5 ist
eine Ansicht, die die Höhe eines Hubs des Einlassventils
und des Auslassventils zeigt.
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6 ist
eine Ansicht zum Erläutern des mechanischen Kompressionsverhältnisses,
des Ist-Kompressionsverhältnisses und des Expansionsverhältnisses.
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7 ist
eine Ansicht, die die Beziehung zwischen dem theoretischen thermischen
Wirkungsgrad und dem Expansionsverhältnis zeigt.
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8 ist
eine Ansicht zum Erläutern eines herkömmlichen
Zyklus und eines Zyklus mit superhohem Expansionsverhältnis.
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9 ist
eine Ansicht, die die Änderung des mechanischen Kompressionsverhältnisses
usw. in Übereinstimmung mit der Maschinenlast zeigt.
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10 ist
ein Ablaufdiagramm für eine Betriebssteuerung.
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11 ist eine Ansicht, die Kennfelder der Schließsteuerzeit
des Einlassventils usw. zeigt.
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Bester Modus zum Ausführen der
Erfindung
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1 zeigt
eine seitliche Schnittansicht einer Brennkraftmaschinen der Bauart
mit Fremdzündung.
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Bezugnehmend
auf 1 gibt 1 ein Kurbelgehäuse, 2 einen
Zylinderblock, 3 einen Zylinderkopf, 4 einen Kolben, 5 eine
Brennkammer, 6 eine Zündkerze, die an der oberen
Mitte der Brennkammer 5 angeordnet ist, 7 ein
Einlassventil, 8 einen Einlassanschluss, 9 ein
Auslassventil und 10 einen Auslassanschluss an. Der Einlassanschluss 8 ist
durch ein Einlassabzweigrohr 11 mit einem Ausgleichsbehälter 12 verbunden,
während jedes Einlassabzweigrohr 11 mit einem
Kraftstoffinjektor 13 zum Einspritzen von Kraftstoff zu
einem entsprechenden Einlassanschluss 8 versehen ist. Es
wird angemerkt, dass jeder Kraftstoffinjektor 13 bei jeder
Brennkammer 5 anstelle davon angeordnet sein kann, dass
er an jedem Einlassabzweigrohr 11 angebracht ist.
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Der
Ausgleichsbehälter 12 ist durch einen Einlasskanal 14 mit
einem Luftfilter 15 verbunden, während der Einlasskanal 14 in
dessen Inneren mit einem Drosselventil 17, das durch ein
Stellglied 16 angetrieben ist, und einer Einlassluftmengenerfassungseinrichtung 18,
die z. B. einen heißen Draht verwendet, versehen ist. Andererseits
ist der Auslassanschluss 10 durch einen Auslasskrümmer 19 mit einem
Katalysator 20 verbunden, der z. B. einen Dreiwegekatalysator
aufgenommen hat, während der Auslasskrümmer 19 in
dessen Inneren mit einem Luftkraftstoffverhältnissensor 21 versehen
ist.
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Andererseits
ist in dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel
das Verbindungsteil des Kurbelgehäuses 1 und des
Zylinderblocks 2 mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus
A versehen, der fähig ist, die Relativpositionen des Kurbelgehäuses 1 und
des Zylinderblocks 2 in die Zylinderaxialrichtung zu verändern,
um das Volumen der Brennkammer 5 zu ändern, wenn
der Kolben 4 an dem Kompressionstotpunkt positioniert ist,
und dort ist ferner ein Ist-Kompressionsvorgangsstartsteuerzeitänderungsmechanismus
B vorgesehen, der fähig ist, eine Startsteuerzeit eines
Ist-Kompressionsvorgangs zu ändern. Es wird angemerkt,
dass in dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel
dieser Ist-Kompressionsvorgangsstartsteuerzeitänderungsmechanismus
B aus einem variablen Ventilsteuerzeitmechanismus besteht, der fähig
ist, die Schließsteuerzeit des Einlassventils 7 zu
steuern.
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Die
elektronische Steuereinheit 30 besteht aus einem Digitalcomputer,
der mit Komponenten versehen ist, die untereinander über
einen bidirektionalen Bus 31 verbunden sind, wie beispielsweise
einem ROM (einem Nur-Lesespeicher) 32, einem RAM (einem
Direktzugriffsspeicher) 33, einer CPU (einem Mikroprozessor) 34,
einem Eingangsanschluss 35 und einem Ausgangsanschluss 36.
Das Ausgangssignal der Einlassluftmengenerfassungseinrichtung 18 und
das Ausgangssignal des Luftkraftstoffverhältnissensors 21 werden
durch entsprechende AD Wandler 37 zu dem Eingangsanschluss 35 eingegeben. Ferner
ist das Gaspedal 40 mit einem Lastsensor 41 verbunden,
der eine Ausgangsspannung proportional zu dem Durchdrückungsbetrag
L des Beschleunigerpedals 40 erzeugt. Die Ausgangsspannung
des Lastsensors 41 wird durch einen entsprechenden AD Wandler 37 zu
dem Eingangsanschluss 35 eingegeben. Ferner ist der Eingangsanschluss 35 mit
einem Kurbelwinkelsensor 42 verbunden, der einen Ausgangsimpuls
jedes Mal erzeugt, wenn sich die Kurbelwelle z. B. um 30° dreht.
Andererseits ist der Ausgangsanschluss 36 durch den Antriebskreis 38 mit
einer Zündkerze 6, einem Kraftstoffinjektor 13,
einem Drosselventilantriebsstellglied 16, einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus
A und einem variablen Ventilsteuerzeitmechanismus B verbunden.
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2 ist
eine Perspektivansicht des zerlegten variablen Kompressionsverhältnismechanismus A,
der in 1 gezeigt ist, während 3 eine
seitliche Schnittansicht der dargestellten Brennkraftmaschine ist.
Bezugnehmend auf 2 sind an dem Boden der zwei
Seitenwände des Zylinderblocks 2 eine Vielzahl
von vorspringenden Teilen 50 ausgebildet, die voneinander
um einen gewissen Abstand getrennt sind. Jedes vorspringende Teil 50 ist
mit einem Nockeneinführloch mit kreisförmigem
Querschnitt 51 ausgebildet. Andererseits ist die Oberfläche
des Kurbelgehäuses 1 mit einer Vielzahl von vorspringenden Teilen 52 ausgebildet,
die voneinander um einen gewissen Abstand getrennt sind und zwischen
den entsprechenden vorspringenden Teilen 50 passen. Diese
vorspringenden Teile 52 sind ebenso mit Nockeneinführlöchern
mit kreisförmigem Querschnitt 53 ausgebildet.
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Wie
in 2 gezeigt ist, ist ein Paar Nockenwellen 54, 55 vorgesehen.
Jede der Nockenwellen 54, 55 hat an ihr fixierte
kreisförmige Nocken 56, die fähig sind,
an jeder anderen Position in den Nockeneinführlöchern 51 drehbar
eingeführt zu werden. Diese kreisförmigen Nocken 56 sind
koaxial mit den Drehachsen der Nockenwellen 54, 55 ausgebildet. Andererseits
erstrecken sich zwischen den kreisförmigen Nocken 56,
wie durch die Schraffur in 3 gezeigt
ist, exzentrische Wellen 57, die exzentrisch in Bezug auf
die Drehachsen der Nockenwellen 54, 55 angeordnet
sind. Jede exzentrische Welle 57 hat andere kreisförmige
Nocken 58, die an ihr exzentrisch drehbar angebracht sind.
Wie in 2 gezeigt ist, sind diese kreisförmigen
Nocken 58 zwischen den kreisförmigen Nocken 56 angeordnet.
Diese kreisförmigen Nocken 58 sind drehbar in
entsprechenden Nockeneinführlöchern 53 eingeführt.
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Wenn
die kreisförmigen Nocken 56, die an den Nockenwellen 54, 55 befestigt
sind, in entgegengesetzte Richtungen gedreht werden, wie durch die Pfeile
mit durchgezogener Linie in 3(A) gezeigt ist,
von dem Zustand, der in 3(A) gezeigt
ist, gedreht werden, bewegen sich die exzentrischen Wellen 57 in
Richtung der unteren Mitte, so dass die kreisförmigen Nocken 58 in
entgegengesetzte Richtungen von den kreisförmigen Nocken 56 in
den Nockeneinführlöchern 53 drehen, wie
durch die Pfeile mit gestrichelter Linie in 3(A) gezeigt
ist. Wie in 3(B) gezeigt ist, bewegen
sich, wenn sich die exzentrischen Wellen 57 zu der unteren
Mitte bewegen, die Mitten der kreisförmigen Nocken 58 nach
unterhalb der exzentrischen Wellen 57.
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Wie
aus einem Vergleich von 3(A) und 3(B) zu verstehen ist, sind die Relativpositionen des
Kurbelgehäuses 1 und des Zylinderblocks 2 durch
den Abstand zwischen den Mitten der kreisförmigen Nocken 56 und
den Mitten der kreisförmigen Nocken 58 bestimmt.
Je größer der Abstand zwischen den Mitten der
kreisförmigen Nocken 56 und den Mitten der kreisförmigen
Nocken 58 ist, desto weiter ist der Zylinderblock 2 von
dem Kurbelgehäuse 1 entfernt. Falls der Zylinderblock 2 sich
von dem Kurbelgehäuse 1 wegbewegt, steigt das
Volumen der Brennkammer 5, wenn der Kolben 4 an
dem oberen Kompressionstotpunkt positioniert wird, wodurch durch
Bewirken, dass die Nockenwellen 54, 55 drehen,
das Volumen der Brennkammer 5, wenn der Kolben 4 an
dem oberen Kompressionstotpunkt positioniert wird, geändert
wird.
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Wie
in 2 gezeigt ist, ist, um die Nockenwellen 54, 55 in
entgegengesetzte Richtungen zu drehen, die Welle eines Antriebsmotors 59 mit
einem Paar Schneckenrädern 61, 62 mit
entgegengesetzten Gewinderichtungen versehen. Zahnräder 63, 64, die
mit diesen Schneckenrädern 61, 62 eingreifen, sind
an Enden der Nockenwellen 54, 55 befestigt. In diesem
Ausführungsbeispiel kann der Antriebsmotor 59 angetrieben
werden, um das Volumen der Brennkammer 5 über
einen breiten Bereich zu ändern, wenn der Kolben 4 an
dem oberen Kompressionstotpunkt positioniert wird. Es wird angemerkt,
dass der variable Kompressionsverhältnismechanismus A, der
in 1 bis 3 gezeigt ist, ein Beispiel
zeigt. Jegliche Art von variablem Kompressionsverhältnismechanismus
kann verwendet werden.
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Andererseits
zeigt 4 einen variablen Ventilsteuerzeitmechanismus
B, der an dem Ende der Nockenwelle 70 zum Antreiben des
Einlassventils 7 in 1 angebracht
ist. Bezugnehmend auf 4 ist dieser variable Ventilsteuerzeitmechanismus
B mit einer Steuerzeitriemenscheibe 71, die durch eine
Maschinenkurbelwelle mittels eines Steuerzeitriemens in die Richtung
des Pfeils gedreht wird, einem zylindrischen Gehäuse 72,
das zusammen mit der Steuerzeitriemenscheibe 71 dreht,
einer Welle 73, die fähig ist, zusammen mit einer
Einlassventilantriebsnockenwelle 70 zu drehen und relativ
zu dem zylindrischen Gehäuse 72 zu drehen, einer
Vielzahl von Trennwänden 74, die sich von einem
inneren Umfang des zylindrischen Gehäuses 72 zu
einem äußeren Umfang der Welle 73 erstrecken,
und Flügeln 75 versehen, die sich zwischen den
Trennwänden 74 von dem äußeren
Umfang der Welle 73 zu dem inneren Umfang des zylindrischen
Gehäuses 72 erstrecken, wobei die zwei Seiten
der Flügel 75 mit Hydraulikkammern zum Voreilen 76 und
Hydraulikkammern zum Nacheilen 77 ausgebildet sind.
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Die
Zufuhr von Arbeitsöl zu den Hydraulikkammern 76, 77 wird
durch ein Arbeitsölzufuhrsteuerventil 78 gesteuert.
Dieses Arbeitsölzufuhrsteuerventil 78 ist mit
Hydraulikanschlüssen 79, 80 versehen,
die mit den Hydraulikkammern 76, 77, einem Zufuhranschluss 82 für
Arbeitsöl, das von eine Hydraulikpumpe 81 ausgegeben
wird, einem Paar Ablaufanschlüssen 83, 84 und
einem Steuerkolbenventil 85 zum Steuern einer Verbindung
und einer Trennung der Anschlüsse 79, 80, 82, 83, 84 verbunden.
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Um
die Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 vorzurücken,
wird in 4 bewirkt, dass das Steuerkolbenventil 85 sich
nach rechts bewegt, Arbeitsöl, das von dem Zufuhranschluss 82 zugeführt
wird, durch den Hydraulikanschluss 79 zu den Hydraulikkammern
zum Voreilen 76 zugeführt wird und Arbeitsöl
in den Hydraulikammern zum Nacheilen 77 von dem Ablassanschluss 84 abgelassen
wird. Zu dieser Zeit wird bewirkt, dass die Welle 73 relativ
zu dem zylindrischen Gehäuse 72 in die Richtung
des Pfeils dreht.
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Im
Gegensatz dazu wird, um die Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 nachzueilen,
in 4 bewirkt, dass das Steuerkolbenventil 85 sich
nach links bewegt, Arbeitsöl, das von dem Zufuhranschluss 82 zugeführt
wird, durch den Hydraulikanschluss 80 zu den Hydraulikkammern
zum Nacheilen 77 zugeführt wird und Arbeitsöl in
den Hydraulikkammern zum Voreilen 76 von dem Ablaufanschluss 83 abgelassen
wird. Zu dieser Zeit wird bewirkt, dass die Welle 73 relativ
zu dem zylindrischen Gehäuse 72 in die Richtung
entgegensetzt der Pfeile dreht.
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Wenn
bewirkt ist, dass sich die Welle 73 relativ zu dem zylindrischen
Gehäuse 72 dreht, falls das Steuerkolbenventil 85 zu
der neutralen Position, die in 4 gezeigt
ist, zurückgekehrt ist, wird der Betrieb zur Relativdrehung
der Welle 73 beendet und die Welle 73 wird an
der Relativdrehposition zu dieser Zeit gehalten. Daher ist es möglich,
den variablen Ventilsteuerzeitmechanismus B zu verwenden, um die
Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 um
exakt den gewünschten Betrag vorzurücken oder
zu verzögern.
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In 5 zeigt
die durchgezogene Linie, wenn der variable Ventilsteuerzeitmechanismus
B verwendet wird, um die Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 am
meisten vorzurücken, während die gestrichelte
Linie zeigt, wenn er verwendet wird, um die Phase der Nocken der
Einlassventilantriebsnockenwelle 70 am meisten zu verzögern.
Daher kann die Öffnungszeit des Einlassventils 7 frei
zwischen dem Bereich, der durch die durchgezogene Linie in 5 gezeigt
ist, und dem Bereich, der durch die gestrichelte Linie gezeigt ist,
gesetzt werden, so dass dadurch die Schließsteuerzeit des
Einlassventils 7 auf jeglichen Kurbelwinkel in dem Bereich,
der durch den Pfeil C in 5 gezeigt ist, gesetzt werden
kann.
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Der
variable Ventilsteuerzeitmechanismus B, der in 1 und 4 gezeigt
ist, ist ein Beispiel. Zum Beispiel können ein variabler
Ventilsteuerzeitmechanismus oder andere unterschiedliche Arten von
variablen Ventilsteuerzeitmechanismen verwendet werden, die fähig
sind, nur die Schließsteuerzeit des Einlassventils zu ändern,
während die Öffnungssteuerzeit des Einlassventils
konstant gehalten wird.
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Als
nächstes ist die Bedeutung der Begriffe, die in der vorliegenden
Anmeldung verwendet werden, unter Bezugnahme auf 6 erläutert.
Es wird angemerkt, dass 6(A), (B)
und (C) zum Zwecke der Erläuterung eine Maschine mit einem
Volumen der Brennkammern von 50 ml und einem Hubvolumen des Kolbens
von 500 ml zeigen. In diesen 6(A),
(B) und (C) zeigt das Brennkammervolumen das Volumen der Brennkammer,
wenn der Kolben an seinem oberen Kompressionstotpunkt ist.
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6(A) erläutert das mechanische
Kompressionsverhältnis. Das mechanische Kompressionsverhältnis
ist ein Wert, der mechanisch aus dem Hubvolumen des Kolbens und
dem Brennkammervolumen zum Zeitpunkt eines Kompressionshubs bestimmt
wird. Dieses mechanische Kompressionsverhältnis wird durch
(Brennkammervolumen + Hubvolumen)/Brennkammervolumen ausgedrückt.
In dem in 6(A) gezeigten Beispiel
wird dieses mechanische Kompressionsverhältnis (50 ml +
500 ml)/50 ml = 11.
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6(B) erläutert das Ist-Kompressionsverhältnis.
Das Ist-Kompressionsverhältnis ist ein Wert, der aus dem
Ist-Hubvolumen des Kolbens von, wenn der Kompressionsvorgang tatsächlich
gestartet ist, zu, wenn der Kolben den oberen Totpunkt erreicht, und
dem Brennkammervolumen bestimmt ist. Dieses Ist-Kompressionsverhältnis
wird durch (Brennkammervolumen + Ist-Hubvolumen)/Brennkammervolumen
ausgedrückt. Das heißt, dass, wie in 6(B) gezeigt ist, sogar wenn der Kolben
beginnt in dem Kompressionshub zu steigen, kein Kompressionsvorgang
durchgeführt wird, während das Einlassventil geöffnet
ist. Der Ist-Kompressionsvorgang wird gestartet, nachdem das Einlassventil
schließt. Daher ist das Ist-Kompressionsverhältnis
wie folgend unter Verwendung des Ist-Hubvolumens ausgedrückt.
In dem in 6(B) gezeigten Beispiel
wird das Ist-Kompressionsverhältnis (50 ml + 450 ml)/50
ml = 10).
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6(C) erläutert das Expansionsverhältnis. Das
Expansionsverhältnis ist ein Wert, der aus dem Hubvolumen
des Kolbens zum Zeitpunkt eines Expansionshubs und dem Brennkammervolumen
bestimmt wird. Dieses Expansionsverhältnis wird durch (Brennkammervolumen
+ Hubvolumen)/Brennkammervolumen ausgedrückt. In dem in 6(C) gezeigten Beispiel wird dieses Expansionsverhältnis (50
ml + 500 ml)/50 ml = 11.
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Als
nächstes sind die grundlegenden Merkmale der vorliegenden
Erfindung unter Bezugnahme auf 7 und 8 erläutert.
Es wird angemerkt, dass 7 die Beziehung zwischen dem
theoretischen thermischen Wirkungsgrad und dem Expansionsverhältnis
zeigt, während 8 einen Vergleich zwischen dem
herkömmlichen Zyklus und einem Zyklus mit superhohem Expansionsverhältnis
zeigt, die wahlweise in Übereinstimmung mit der Last in
der vorliegenden Erfindung verwendet werden.
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8(A) zeigt den herkömmlichen
Zyklus, wenn das Einlassventil nahe dem unteren Totpunkt schließt
und der Kompressionsvorgang durch den Kolben im Wesentlichen nahe
dem unteren Kompressionstotpunkt gestartet wird. In dem in 8(A) gezeigten Beispiel ist, auf dem gleichen
Weg bei den in den 6(A), (B) und (C)
gezeigten Beispielen, das Brennkammervolumen auch bei 50 ml ausgeführt
und das Hubvolumen des Kolbens bei 500 ml ausgeführt. Wie
aus 8(A) verständlich ist,
beträgt in einem herkömmlichen Zyklus das mechanische
Kompressionsverhältnis (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11, beträgt
das Ist-Kompressionsverhältnis auch ungefähr 11
und wird das Expansionsverhältnis auch (50 ml + 500 ml)/50
ml = 11. Das heißt, dass in einer herkömmlichen
Brennkraftmaschine das mechanische Kompressionsverhältnis
und das Ist-Kompressionsverhältnis und das Expansionsverhältnis
im Wesentlichen gleich werden.
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Die
durchgezogene Linie in 7 zeigt die Änderung
des theoretischen thermischen Wirkungsgrads in dem Fall, in dem
das Ist-Kompressionsverhältnis und das Expansionsverhältnis
im Wesentlichen gleich sind, d. h. in dem herkömmlichen
Zyklus. In diesem Fall wird gelernt, dass je größer
das Expansionsverhältnis ist, d. h. je höher das
Ist-Kompressionsverhältnis ist, desto höher der
theoretische thermische Wirkungsgrad ist. Daher sollte in einem herkömmlichen
Zyklus, um den theoretischen thermischen Wirkungsgrad zu steigern,
das Ist-Kompressionsverhältnis höher ausgeführt
werden. Durch die Beschränkungen hinsichtlich des Auftretens
von Klopfen zum Zeitpunkt eines Hochlastbetriebs der Maschine, kann
das Ist-Kompressionsverhältnis jedoch nur gerade zu dem
Maximum von ungefähr 12 angehoben werden, so dass dementsprechend
in einem herkömmlichen Zyklus der theoretische thermische
Wirkungsgrad nicht ausreichend hoch ausgeführt werden kann.
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Andererseits
unterschieden die Erfinder in dieser Situation strikt zwischen dem
mechanischen Kompressionsverhältnis und dem Ist-Kompressionsverhältnis
und studierten den theoretischen thermischen Wirkungsgrad und entdeckten
infolgedessen, dass bei dem theoretischen thermischen Wirkungsgrad
das Expansionsverhältnis dominant ist und der theoretische
thermische Wirkungsgrad nicht sehr viel durch das Ist-Kompressionsverhältnis
beeinflusst wird. Das heißt, dass, falls das Ist-Kompressionsverhältnis
erhöht wird, die Explosionskraft steigt, aber eine Kompression
eine große Energie erfordert, so dass dementsprechend sogar,
wenn das Ist-Kompressionsverhältnis gesteigert wird, der
theoretische thermische Wirkungsgrad überhaupt nicht stark
steigen wird.
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Im
Gegensatz dazu ist, falls das Expansionsverhältnis erhöht
wird, je länger der Zeitraum ist, während dem
eine Kraft wirkt, um den Kolben zum Zeitpunkt des Expansionshubs
abwärts zu drücken, desto länger die
Zeit, zu der Kolben eine Drehkraft auf die Kurbelwelle gibt. Daher
wird, je größer das Expansionsverhältnis
ausgeführt ist, desto höher der theoretische thermische
Wirkungsgrad. Die gestrichelte Linie ε = 10 in 7 zeigt
den theoretischen thermischen Wirkungsgrad in dem Fall eines Fixierens
eines Ist-Kompressionsverhältnisses bei 10 und Steigerns
des Expansionsverhältnisses in diesem Zustand. Auf diese
Weise wird gelernt, dass der Betrag der Steigerung des theoretischen
thermischen Wirkungsgrads, wenn das Expansionsverhältnis
in dem Zustand steigt, in dem das Ist-Kompressionsverhältnis
bei einem niedrigen Wert aufrechterhalten wird, und der Betrag einer
Steigerung des theoretischen thermischen Wirkungsgrads in dem Fall,
in dem das Ist-Kompressionsverhältnis zusammen mit dem
Expansionsverhältnis erhöht wird, wie durch die durchgezogene
Linie von 7 gezeigt ist, sich nicht so
viel unterscheiden werden.
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Falls
das Ist-Kompressionsverhältnis bei einem niedrigen Wert
in diesem Weg aufrechterhalten wird, tritt kein Klopfen auf, so
dass deswegen, wenn das Expansionsverhältnis in dem Zustand
gesteigert wird, in dem das Ist-Kompressionsverhältnis
bei einem niedrigen Wert aufrechterhalten wird, das Auftreten von
Klopfen verhindert werden kann und der theoretische thermische Wirkungsgrad
stark gesteigert werden kann. 8(B) zeigt
ein Beispiel des Falls, wenn der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A und der variable Ventilsteuerzeitmechanismus B verwendet werden,
um das Ist-Kompressionsverhältnis bei einem niedrigen Wert aufrechtzuerhalten
und das Expansionsverhältnis zu steigern.
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Bezugnehmend
auf 8(B) wird in diesem Beispiel der
variable Kompressionsverhältnismechanismus A verwendet,
um das Brennkammervolumen von 50 ml auf 20 ml zu senken. Andererseits
wird der variable Ventilsteuerzeitmechanismus B verwendet, um die
Schließsteuerzeit des Einlassventils zu verzögern,
bis das Ist-Hubvolumen des Kolbens sich von 500 ml auf 200 ml ändert.
Infolgedessen wird in diesem Beispiel das Ist-Kompressionsverhältnis
(20 ml + 200 ml)/20 ml = 11 und wird das Expansionsverhältnis
(20 ml + 500 ml)/20 ml = 26. In dem herkömmlichen Zyklus,
der in 8(A) gezeigt ist, wie vorstehend
erläutert ist, beträgt das Ist-Kompressionsverhältnis
ungefähr 11 und beträgt das Expansionsverhältnis 11.
Verglichen mit diesem Fall wird in dem in 8(B) gezeigten
Fall gelernt, dass nur das Expansionsverhältnis auf 26 gesteigert
wird. Dies ist der Grund, dass der ”Zyklus mit superhohem
Expansionsverhältnis” so genannt wird.
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Wie
vorstehend erläutert ist, wird im Allgemeinen gesagt in
einer Brennkraftmaschine je niedriger die Maschinenlast desto schlechter
der thermische Wirkungsgrad, im hierdurch den thermischen Wirkungsgrad
zur Zeit eines Fahrzeugbetriebs zu verbessern, d. h. den Kraftstoffverbrauch
zu verbessern, es notwendig, den thermischen Wirkungsgrad zur Zeit
eines Niedriglastbetriebs der Maschine zu verbessern. Andererseits
ist in dem Zyklus mit superhohem Expansionsverhältnis,
der in 8(B) bezeigt ist, das Ist-Hubvolumen
des Kolbens zur Zeit des Kompressionshubs kleiner ausgeführt,
so dass die Menge an Einlassluft, die in die Brennkammer 5 gesaugt
werden kann, kleiner wird, wodurch dieser Zyklus mit superhohem Expansionsverhältnis
nur eingesetzt werden kann, wenn die Maschinenlast verhältnismäßig
niedrig ist. Daher ist in der vorliegenden Erfindung zur Zeit eines
Niedriglastbetriebs der Maschine der Zyklus mit superhohem Expansionsverhältnis,
der in 8(B) gezeigt ist, gesetzt,
während zur Zeit eines Hochlastbetriebs der Maschine der herkömmliche
Zyklus, der in 8(A) gezeigt ist, gesetzt
ist.
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Nachstehend
ist die Betriebssteuerung als Ganzes unter Bezugnahme auf 9 erläutert.
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9 zeigt
die Änderungen des mechanischen Kompressionsverhältnisses,
des Expansionsverhältnisses, der Schließsteuerzeit
des Einlassventils 7, des Ist-Kompressionsverhältnisses,
der Menge an Einlassluft, des Öffnungsgrads des Drosselventils 17 und
des Pumpverlusts zusammen mit der Maschinenlast bei einer gewissen
Maschinendrehzahl. Es wird angemerkt, dass in dem Ausführungsbeispiel gemäß der
vorliegenden Erfindung herkömmlich das durchschnittliche
Luftkraftstoffverhältnis in der Brennkammer 5 auf
das stöchiometrische Luftkraftstoffverhältnis
auf der Grundlage des Ausgangssignals des Luftkraftstoffverhältnissensors 21 rückgekoppelt
gesteuert wird, so dass der Dreiwegekatalysator in dem Katalysator 20 gleichzeitig
das unverbrannte HC, CO und NOx in dem Abgas
reduzieren kann.
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Nun
wird, wie vorstehend erläutert ist, zum Zeitpunkt eines
Hochlastbetriebs der Maschine der herkömmliche Zyklus,
der in 8(A) gezeigt ist, ausgeführt.
Daher wird, wie in 9 gezeigt ist, zu dieser Zeit,
da das mechanische Kompressionsverhältnis niedrig ausgeführt
ist, das Expansionsverhältnis niedrig. Wie durch die durchgezogene
Linie unten in 9 gezeigt ist, wird die Schließsteuerzeit
des Einlassventils 7 vorgerückt, wie durch die
durchgezogene Linie in 5 gezeigt ist. Ferner ist zu
dieser Zeit die Menge an Einlassluft groß. Zu dieser Zeit
ist der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 vollständig geöffnet
oder im Wesentlichen vollständig geöffnet gehalten,
so dass der Pumpverlust Null wird.
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Andererseits
wird, wie durch die durchgezogene Linie in 9 gezeigt
ist, wenn die Maschinenlast niedriger wird, die Schließsteuerzeit
des Einlassventils 7 verzögert, um die Einlassluftmenge
zusammen mit diesem zu reduzieren. Ferner wird zu der Zeit das mechanische
Kompressionsverhältnis erhöht, wenn die Maschinenlast
niedriger wird, wie in 9 gezeigt ist, so dass das Ist-Kompressionsverhältnis
im Wesentlichen konstant aufrechterhalten wird. Daher wird das Expansionsverhältnis
auch erhöht, wenn die Maschinenlast niedriger wird. Es
wird angemerkt, dass auch zu dieser Zeit das Drosselventil 17 in
dem vollständig offenen oder im Wesentlichen vollständig
offenen Zustand gehalten ist. Daher wird die in die Brennkammer 5 zugeführt
Einlassluftmenge durch Ändern der Schließsteuerzeit
des Einlassventils 7, ohne sich auf das Drosselventil 17 zu verlassen,
gesteuert. Auch zu dieser Zeit wird der Pumpverlust Null.
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Auf
diesem Weg wird, wenn die Maschinenlast von dem Zustand des Hochlastbetriebs
der Maschine niedriger wird, das mechanische Kompressionsverhältnisausgeführt,
um zusammen mit der Verringerung der Einlassluftmenge unter einem
im Wesentlichen konstanten Ist-Kompressionsverhältnis zu steigen.
Das heißt, dass das Volumen der Brennkammer 5,
wenn der Kolben 4 einen oberen Totpunkt erreicht, proportional
zu der Verringerung der Einlassluftmenge verringert wird. Daher ändert
sich das Volumen der Brennkammer 5, wenn der Kolben 4 den oberen Kompressionstotpunkt
erreicht, proportional zu der Einlassluftmenge. Es wird angemerkt,
dass das Luftkraftstoffverhältnis in der Brennkammer 5 zu dieser
Zeit in dem Beispiel das stöchiometrische Luftkraftstoffverhältnis
wird, so dass sich das Volumen der Brennkammer 5, wenn
der Kolben 4 den oberen Kompressionstotpunkt erreicht,
proportional zu der Kraftstoffmenge ändert.
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Falls
die Maschinenlast weiter niedriger wird, wird weiter veranlasst,
dass das mechanische Kompressionsverhältnis steigt. Wenn
die Maschinenlast auf die mittlere Last L näher der Niedriglast
fällt, erreicht das mechanische Kompressionsverhältnis
das mechanische Grenzkompressionsverhältnis, das die strukturelle
Grenze der Brennkammer 5 bildet. Falls das mechanische
Kompressionsverhältnis das mechanische Grenzkompressionsverhältnis
erreicht, wird in dem Bereich einer niedrigeren Last als der Maschinenlast
L, bei der das mechanische Kompressionsverhältnis das mechanische
Grenzkompressionsverhältnis erreicht, das mechanische Kompressionsverhältnis
bei dem mechanischen Grenzkompressionsverhältnis gehalten.
Daher wird zur Zeit eines niedriglastseitigen Mittellastbetriebs
der Maschine und zur Zeit eines Niedriglastbetriebs der Maschine,
d. h. auf der Seite des Niedriglastbetriebs der Maschine, das mechanische
Kompressionsverhältnis maximal und wird das Expansionsverhältnis
ebenso maximal. In anderen Worten wird auf der Seite des Niedriglastbetriebs
der Maschine das mechanische Kompressionsverhältnis maximal
ausgeführt, so dass das maximale Expansionsverhältnis
erhalten wird.
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Andererseits
wird in dem Ausführungsbeispiel, das in 9 gezeigt
ist, sogar wenn die Maschinenlast niedriger als L wird, wie durch
die durchgezogene Linie in 9 gezeigt ist,
die Schließsteuerzeit des Einlassventils 7 verzögert,
wenn die Maschinenlast niedriger wird. Ferner wird in dem in 9 gezeigten
Ausführungsbeispiel, wenn die Maschinenlast mehr als L
beträgt, d. h. auf der Seite des Hochlastbetriebs der Maschine,
das Drosselventil 17 in dem vollständig offenen
Zustand gehalten, aber, wenn die Maschinenlast weniger als L beträgt,
d. h. wenn sie sich auf der Seite des Niedriglastbetriebs der Maschine
befindet, ist das Drosselventil 17 geschlossen, wenn die
Maschinenlast sinkt. Kein Pumpverlust tritt auf, wenn die Einlassluftmenge durch
Steuern von nur der Schließsteuerzeit des Einlassventils 7 gesteuert
wird, falls jedoch die Einlassluftmenge durch das Drosselventil 17 gesteuert
wird, steigt der Pumpverlust, wie in 9 gezeigt
ist.
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Andererseits
wird, wie in 9 gezeigt ist, wenn die Maschinenlast
mehr als L beträgt, d. h. wenn sie auf der Seite des Hochlastbetriebs
der Maschine befindet, das Ist-Kompressionsverhältnis auf fast
dem gleichen Ist-Kompressionsverhältnis in Bezug auf die
gleiche Maschinendrehzahl gehalten. Im Gegensatz dazu wird, wenn
die Maschinenlast weniger als L beträgt, d. h. wenn das
Maschinenkompressionsverhältnis bei dem mechanischen Grenzkompressionsverhältnis
gehalten wird, das Ist-Kompressionsverhältnis durch die
Schließsteuerzeit des Einlassventils 7 bestimmt
und das Ist-Kompressionsverhältnis sinkt, wenn die Maschinenlast
sinkt, falls die Schließsteuerzeit des Einlassventils 7 verzögert
wird, wenn die Maschinenlast sinkt, wie in 9 gezeigt ist.
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Daher
ist in dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel
das Ist-Kompressionsverhältnis auf der Seite des Niedriglastbetriebs
der Maschine ausgeführt, um im Vergleich mit dem Ist-Kompressionsverhältnis
auf der Seite des Hochlastbetriebs der Maschine zu sinken. In dieser
Hinsicht gibt es eine Gefahr, falls das Ist-Kompressionsverhältnis
auf diesem Weg fällt, dass die Temperatur in der Brennkammer 5 an
dem Kompressionsende fallen wird und eine Zündung und Verbrennung
des Kraftstoffs verschlechtert werden wird. Zu dieser Zeit verursacht
jedoch, wie in 9 gezeigt ist, falls das Drosselventil 17 geschlossen
wird, der Drosselvorgang des Einlassluftstroms durch das Drosselventil 17 Störungen
innerhalb der Brennkammer 5 und kann hierdurch die Zündung
und Verbrennung des Kraftstoffes verbessern, so dass die Gefahr
einer Verschlechterung der Zündung und Verbrennung des
Kraftstoffes beseitigt ist.
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Andererseits
ist, wie vorstehend erläutert ist, in dem Zyklus mit superhohem
Expansionsverhältnis, der in 8(B) gezeigt
ist, das Expansionsverhältnis auf 26 ausgeführt.
Je höher dieses Expansionsverhältnis desto besser,
aber wie aus 7 zu verstehen ist, ist es möglich,
einen beträchtlichen hohen theoretischen thermischen Wirkungsgrad
von 20 oder mehr sogar für das praktisch anwendbare
untere Ist-Grenzkompressionsverhältnis ε = 5 zu
erhalten. Daher ist in der vorliegenden Erfindung der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A ausgebildet, so dass das Expansionsverhältnis 20 oder
mehr wird.
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Andererseits
ist es, wie durch die gestrichelte Linie in 9 gezeigt
ist, möglich, die Einlassluftmenge ohne Betrachtung des
Drosselventils 17 durch Vorrücken der Schließsteuerzeit
des Einlassventils 17 zu steuern, wenn die Maschinenlast
niedriger wird. Daher wird dies ausdrückend, so dass beide,
der Fall, der durch die durchgezogene Linie in 9 gezeigt
ist, und der Fall, der durch die gestrichelte Linie gezeigt ist,
abgedeckt sind, in dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung die Schließsteuerzeit des Einlassventils 7 ausgeführt, um,
wenn die Maschinenlast niedriger wird, in die Richtung weg von dem
unteren Einlasstotpunkt BDC verschoben zu werden.
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10 zeigt
die Betriebssteuerroutine. Bezugnehmend auf 10 wird
zunächst bei Schritt 100 das Ziel-Ist-Kompressionsverhältnis
berechnet. Als nächstes wird bei Schritt 101 die
Schließsteuerzeit IC des Einlassventils 7 aus
dem in 11(A) gezeigten Kennfeld berechnet.
Das heißt, dass die Schließsteuerzeit IC des Einlassventils 7,
die zum Zuführen der Einlassluftmenge in die Brennkammer 5 erforderlich
ist, als eine Funktion der Maschinenlast L und der Maschinendrehzahl
N in der Form des in 11(A) gezeigten
Kennfelds im Voraus in der ROM 32 gespeichert ist. Die
Schließsteuerzeit IC des Einlassventils 7 wird
aus diesem Kennfeld berechnet.
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Als
nächstes wird bei Schritt 102 das mechanische
Kompressionsverhältnis CR berechnet. Als nächstes
wird bei Schritt 103 der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 berechnet.
Der Öffnungsgrad θ dieses Drosselventils 17 wird
als eine Funktion der Maschinenlast L und der Maschinendrehzahl
N in der Form eines in 11(B) gezeigten
Kennfelds im Voraus in der ROM 32 gespeichert. Als nächstes
wird bei Schritt 104 der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A gesteuert, so dass das mechanische Kompressionsverhältnis
das mechanische Kompressionsverhältnis CR wird, wird der
variable Ventilsteuerzeitmechanismus B gesteuert, so dass die Schließsteuerzeit
des Einlassventils 7 die Schließsteuerzeit IC
wird, und wird das Drosselventil 17 gesteuert, so dass
der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 der Öffnungsgrad θ wird.
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Zusammenfassung
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In
einer Brennkraftmaschine sind ein variabler Kompressionsverhältnismechanismus
(A), der fähig ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis
zu ändern, und ein variabler Ventilsteuerzeitmechanismus
(B), der fähig ist, die Schließsteuerzeit eines
Einlassventils (7) zu steuern, vorgesehen. Das mechanische
Kompressionsverhältnis ist bei einem maximalen mechanischen
Kompressionsverhältnis auf der Seite eines Niedriglastbetriebs
der Maschine gehalten und ist auf der Seite des Hochlastbetriebs
der Maschine ausgeführt, fortschreitend zu sinken, wenn die
Maschinenlast steigt. Das Ist-Kompressionsverhältnis ist
auf der Seite des Hochlastbetriebs der Maschine nahezu konstant
gehalten und ist auf der Seite des Niedriglastbetriebs der Maschine
ausgeführt, zu sinken, wenn die Maschinenlast sinkt.
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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