DE112009004396T5

DE112009004396T5 - Brennkraftmaschine der funkenzündungsbauart

Info

Publication number: DE112009004396T5
Application number: DE112009004396T
Authority: DE
Inventors: Mamoru Yoshioka
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2009-02-12
Filing date: 2009-02-12
Publication date: 2012-08-23
Anticipated expiration: 2029-02-13
Also published as: US20110290218A1; CN102301110A; BRPI0924331A2; DE112009004396B4; BRPI0924331B1; MX2011008484A; RU2496019C2; RU2011137400A; CN102301110B; JPWO2010092698A1; US8613274B2; WO2010092698A1; JP5310747B2

Abstract

Eine Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß der vorliegenden Erfindung hat einen variablen Schließzeitgebungsmechanismus, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung eines Einlassventils nach einem unteren Einlasstotpunkt zu ändern, und einen Abgasrückführmechanismus, der einen Teil des Abgases als ein Abgasrückführgas wieder in eine Brennkammer strömen lässt. Der Abgasrückführmechanismus wird so gesteuert, dass die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils an der auf spät verstellten Seite befindet, verglichen mit dann, wenn sie sich an der auf früh verstellten Seite befindet. Infolgedessen kann das Auftreten von Variationen zwischen Zylindern hinsichtlich des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses und des Einlasswiderstands zusammen mit dem Zurückblasen von Einlassgas unterdrückt werden.

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart.
Hintergrund der Erfindung
Der Anmelder hat in der japanischen Patentoffenlegungsschrift (A) Nr.: 2007-303423 eine Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart vorgeschlagen, die mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der in der Lage ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis zu ändern, und mit einem variablen Schließzeitgebungsmechanismus versehen ist, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung des Einlassventils zu ändern, wobei das mechanische Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last vergleichen mit einem Kraftmaschinenbetrieb hoher Last erhöht wird, um eine Expansionsverhältnis von 20 oder mehr zu erhalten.
Bei einer solchen Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart wird zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last das mechanische Kompressionsverhältnis (das Expansionsverhältnis) zu 20 oder mehr gemacht und die Schließzeitgebung des Einlassventils wird auf eine Zeitgebung gesetzt, die von dem unteren Einlasstotpunkt entfernt ist, um das tatsächliche Kompressionsverhältnis verglichen mit dem mechanischen Kompressionsverhältnis relativ niedrig zu halten, das Auftreten von Klopfen infolge des Größerwerdens des tatsächlichen Kompressionsverhältnis zu unterdrücken, und um dadurch eine extrem hohe Wärmeeffizienz zu realisieren.
Falls diesbezüglich die Verringerung der Menge der in die Brennkammer einströmenden Einlassluft durch Spätverstellen der Schließzeitgebung des Einlassventils so, dass es sich von dem unteren Einlasstotpunkt wegbewegt, verringert wird, wird ein Teil des Einlassgases, welches einmal in die Brennkammer eingesogen wurde, durch den sich anhebenden Kolben gedrückt und in einen Kraftmaschineneinlassdurchlass zurückgeblasen. Die Menge des zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses zurückgeblasenen Einlassgases wird umso größer, je stärker die Schließzeitgebung des Einlassventils auf spät verstellt wird. Ferner wird die Heftigkeit, mit der das Einlassgas zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses zurückgeblasen wird, umso stärker, je mehr die Schließzeitgebung des Einlassventils auf spät verstellt ist. Bei der in der japanischen Patentoffenlegungsschrift (A) Nr.: 2007-303423 beschriebenen Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart wird die Schließzeitgebung des Einlassventils manchmal extrem auf spät verstellt. In einem solchen Fall wird die Menge des zurückgeblasenen Einlassgases extrem groß und die Heftigkeit, mit der das Einlassgas zurückgeblasen wird, wird extrem stark.
Falls unter den Bedingungen, unter denen das zurückgeblasene Einlassgas auf diese Weise groß und stark wird, ein Abgasrückführbetrieb (AGR) ausgeführt wird, um einen Teil des Abgases wieder in die Brennkammer strömen zu lassen, wird sich beispielsweise die Verteilung des Abgasrückführgases zwischen den Zylindern verschlechtern und das Ausmaß, mit dem sich Ablagerungen festsetzen, wird zwischen den Zylindern variieren.
Das heißt, falls das Rückblasen des Abgases zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses groß und stark ist, wird ein Teil des Abgases in den Zwischenbehälter zurückgeblasen (also in den Sammelabschnitt der Einlassabzweigungsrohre). In diesem Fall wird der Teil des Einlassgases, der in den Zwischenbehälter zurückgeblasen wurde, nicht in den ursprünglichen Zylinder eingesogen, sondern beispielsweise in einen Zylinder, der dem ursprünglichen Zylinder benachbart ist, oder in einen Zylinder, der sich mitten im Einlasstakt befindet, wenn das Einlassgas in das Innere des Zwischenbehälters zurückgeblasen wird.
Falls zu diesem Zeitpunkt die Abgasrückführung durchgeführt wird, dann wird das Abgasrückführungsgas in dem Einlassgas enthalten sein, welches in den Kraftmaschineneinlassdurchlass zurückgeblasen wird. Falls das Rückblasen des Einlassgases zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses groß und stark ist, wird daher ein Teil des Abgasrückführungsgases nicht in den ursprünglichen Zylinder zurückgesogen, sondern in einen Zylinder, der dem ursprünglichen Zylinder benachbart ist, oder in einen Zylinder, der sich mitten im Einlasstakt befindet, wenn das Einlassgas ins Innere des Zwischenbehälters zurückgeblasen wird, Die Menge des Abgasrückführungsgases, welches in einen sich von dem ursprünglichen Zylinder unterscheidenden Zylinder gesogen wird, ändert sich in Abhängigkeit des Einlassgasstroms in den Zwischenbehälter, der Sequenz, durch welche der Einlasstakt durchgeführt wird, usw. Daher wird es Zylinder geben, in denen die Menge des Abgasrückführungsgases in dem Einlassgas größer wird, sowie die Zylinder, in denen die Menge des Abgasrückführgases in dem Einlassgas kleiner wird.
Als ein Ergebnis wird die Menge des Abgasrückführungsgases zwischen den Zylindern variieren. Zusammen damit wird das Luft-Kraftstoff-Verhältnis zwischen den Zylindern variieren. Ferner ist es für die Ablagerungen umso leichter sich an den Wandflächen der Einlassöffnungen festzusetzen, je größer die Menge des Abgasrückführgasstroms ist. Daher wird in den Zylindern, in denen die Menge des Abgasrückführgases groß wird, die Menge der Ablagerungen, die sich an den Wandflächen der Einlassöffnungen festsetzen, größer werden, während in den Zylindern, in denen die Menge des Abgasrückführgases klein wird, die Menge der Ablagerungen, die sich an den Wandflächen der Einlassöffnungen festsetzen, kleiner werden, und als ein Ergebnis wird sich der Einlasswiderstand gegen das Einlassgas zwischen den Zylindern unterscheiden. Falls zwischen den Zylindern in dem Luft-Kraftstoff-Verhältnis und dem Einlasswiderstand auf diese Art Variationen auftreten, ist dies eine Aufforderung für eine Verschlechterung der Verbrennung und für eine Verschlechterung der Kraftstoffeffizienz.
Offenbarung der Erfindung
Daher ist es in Hinsicht auf das oben genannte Problem eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung das Auftreten von Variationen des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses und des Einlasswiderstands zwischen Zylindern in einer Brennkraftmaschine zu unterdrücken, die einen variablen Schließzeitgebungsmechanismus aufweist, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung eines Einlassventils nach einem unteren Einlasstotpunkt zu ändern, sowie einen Abgasrückführungsmechanismus aufweist, der einen Teil des Abgases als ein Abgasrückführgas wieder in die Brennkammer strömen lässt.
Als Mittel zum Lösen dieses Problems sieht die vorliegende Erfindung eine Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart vor, wie sie in den Ansprüchen beschrieben ist.
Gemäß einem ersten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung hat die Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart einen variablen Schließzeitgebungsmechanismus, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung eines Einlassventils nach einem unteren Einlasstotpunkt zu ändern, sowie einen Abgasrückführmechanismus, der einen Teil des Abgases als ein Abgasrückführgas wieder in eine Brennkammer strömen lässt, wobei die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils sich an der auf spät verstellten Seite befindet, verglichen damit, wenn sie sich an der auf früh verstellten Seite befindet.
Gemäß einem zweiten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird die Menge das Abgasrückführgases umso stärker verringert, je weiter sich die Schließzeitgebung des Einlassventils an der auf spät verstellten Seite befindet.
Gemäß einem dritten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, mit dem die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht, wenn die Kraftmaschinenlast verglichen mit einer niedrigen Kraftmaschinenlast hoch ist.
Gemäß einem vierten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, mit dem die Menge das Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht, wenn die Kraftmaschinendrehzahl verglichen mit einer niedrigen Drehzahl hoch ist.
Gemäß einem fünften Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, mit dem die Menge das Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels verglichen mit einer niedrigen Temperatur hoch ist.
Gemäß einem sechsten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, mit dem die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht, wenn eine Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff verglichen mit einer niedrigen Konzentration hoch ist.
Gemäß einem siebten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird die Menge des in eine Brennkammer zu schickenden Abgasrückführgases nicht nur auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils berechnet, sondern auch auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels, und der oben genannte Abgasrückführmechanismus wird so gesteuert, dass er die kleinere Abgasrückführgasmenge von der auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils berechneten Abgasrückführgasmenge und der auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels berechneten Abgasrückführgasmenge zur Verfügung stellt.
Gemäß einem achten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung ist der oben genannte Abgasrückführmechanismus versehen mit einem Abgasrückführdurchlass, der einen Kraftmaschinenauslassdurchlass und einen Kraftmaschineneinlassdurchlass miteinander in Verbindung bringt, und mit einem Abgasrückführventil, welches in dem Abgasrückführdurchlass vorgesehen ist, und der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils wird kleiner gemacht, wenn die Menge des Abgasrückführgases verringert wird.
Gemäß einem neunten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird der Öffnungsgrad des oben genannten Abgasrückführventils so gesteuert, dass die Menge des Abgasrückführgases, welches in den Zwischenbehälter zurückgeführt wird, zu einer bestimmten Menge oder weniger wird.
Gemäß einem zehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung ist eine Brennkraftmaschine der Eunkenzündungsbauart vorgesehen, die einen variablen Schließzeitgebungsmechanismus hat, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung eines Einlassventils nach einem unteren Einlasstpunkt zu ändern, und die einen Abgasrückführmechanismus hat, der einen Teil des Abgases als ein Abgasrückführgas wieder in eine Brennkammer strömen lässt, wobei die Menge des in die Brennkammer geschickten Einlassgases hauptsächlich durch Ändern der Schließzeitgebung des Einlassventils gesteuert wird, und die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh gestellt wird, wenn die Menge des Abgasrückführgases verglichen mit einer kleinen Menge groß ist.
Gemäß einem elften Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung ist die Kraftmaschine ferner mit einem Drosselventil versehen, welches in dem Kraftmaschineneinlassdurchlass angeordnet ist, wobei die Menge des in eine Brennkammer geschickten Einlassgases durch Ändern eines Öffnungsgrades des Drosselventils zusätzlich zum Ändern der Schließzeitgebung des Einlassventils gesteuert wird, und wobei die oben genannte Menge des Abgasrückführgases größer gemacht wird, wenn der Öffnungsgrad des Drosselventils verglichen mit einem großen Öffnungsgrad klein ist.
Gemäß einem zwölften Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, um das die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh gestellt ist, kleiner gemacht, wenn die Kraftmaschinenlast verglichen mit einer niedrigen Kraftmaschinenlast hoch ist.
Gemäß einem dreizehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, um das die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh gestellt wird, kleiner gemacht, wenn die Kraftmaschinendrehzahl verglichen mit einer niedrigen Kraftmaschinendrehzahl hoch ist.
Gemäß einem vierzehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, um das die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh gestellt wird, kleiner gemacht, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels verglichen mit einer niedrigen Temperatur hoch ist.
Gemäß einem fünfzehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Ausmaß, um das die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh gestellt wird, kleiner gemacht, wenn eine Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff verglichen mit einer niedrigen Konzentration hoch ist.
Gemäß einem sechzehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung ist die Kraftmaschine ferner mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus versehen, der in der Lage ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis zu ändern, wobei das mechanische Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt eines Kraftmaschinenbetriebs niedrigen Last verglichen mit dem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs einer hohen Last größer gemacht wird.
Gemäß einem siebzehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das mechanische Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last zu dem maximalen mechanischen Kompressionsverhältnis gemacht.
Gemäß einem achtzehnten Gesichtspunkt der vorliegenden Erfindung wird das Expansionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last zu 20 oder mehr gemacht.
Nachstehend kann die vorliegende Erfindung zufriedenstellender aus den beiliegenden Zeichnungen und der Beschreibung der bevorzugten Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung verstanden werden.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
1 ist ein Überblick einer Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart.
2 ist eine Perspektivansicht eines auseinander gebauten variablen Kompressionsverhältnismechanismus.
3A und 3B sind Seitenschnittansichten einer schematisch dargestellten Brennkraftmaschine.
4 ist eine Ansicht, die einen variablen Ventilzeitgebungsmechanismus zeigt.
5A und 5B sind Ansichten, die die Hubbeträge eines Einlassventils und eines Auslassventils zeigen.
6A bis 6C sind Ansichten zum Erläutern eines mechanischen Kompressionsverhaltnisses, eines tatsächlichen Kompressionsverhältnisses und eines Expansionsverhältnisses.
7 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen einer stöchiometrischen Wärmeeffizienz und einem Expansionsverhältnis zeigt.
8A und 8B sind Ansichten zum Erläutern eines herkömmlichen Zyklus und eines Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis.
9 ist eine Ansicht, die Änderungen eines mechanischen Kompressionsverhältnisses usw. in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast zeigt.
10A und 10B sind Ansichten, die einen Zustand zeigen, in welchem Einlassgas von dem Inneren einer Brennkammer zu dem Inneren eines Kraftmaschineneinlassdurchlasses zurückgeblasen wird.
11 ist eine Ansicht zum Erläutern einer Beziehung zwischen dem Rückblasen des Einlassgases und einer Abweichung des Kraftmaschinenluft-Kraftstoff-Verhältnisses zwischen Zylindern.
12 ist eine Ansicht zum Erläutern einer Beziehung zwischen einer Schließzeitgebung eines Einlassventils und einem Sollöffnungsgrad eines Abgasrückführventils.
13A und 13B sind Ansichten, die verschiedene Kennfelder zeigen, die zum Berechnen eines Sollöffnungsgrads eines Abgasrückführventils verwendet werden.
14 ist eine Ansicht eines Kennfeldes, das zum Berechnen eines Sollöffnungsgrads eines Abgasrückführventils verwendet wird.
15 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Steuerroutine einer Abgasrückführventilöffnungsgradsteuerung in einem ersten Ausführungsbeispiel zeigt.
16 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen einer Schließzeitgebung eines Einlassventils und einem Sollöffnungsgrad eines Abgasrückführventils zeigt.
17A bis 17C sind Ansichten, die eine Beziehung zwischen einer Kraftmaschinedrehzahl, einer Kraftmaschinenlast und einer Ethanolkonzentration sowie einem Korrekturkoeffizienten einer Schließzeitgebung eines Einlassventils zeigen.
18 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Steuerroutine einer Abgasrückführventilöffnungsgradsteuerung in einem zweiten Ausführungsbeispiel zeigt.
19A und 19B sind Ansichten, die Kennfelder zeigen, die zum Berechnen des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels zeigen.
20 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Steuerroutine einer Abgasrückführventilöffnungsgradsteuerung gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel zeigt.
21 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen einer Menge eines in das Einlassgas geschickten Abgasrückführgases und einer Spätstellungsüberwachungszeitgebung zum Schließen eines Einlassventils zeigt.
22 zeigt verschiedene Änderungen der Schließzeitgebung des Einlassventils 7, des mechanischen Kompressionsverhältnisses und des tatsächlichen Kompressionsverhältnisses in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast in einem Bereich einer relativen niedrigen Kraftmaschinenlast.
23 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Steuerroutine einer Betriebssteuerung gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel zeigt.
Beste Art zum Ausführen der Erfindung
Nachstehend werden Ausführungsbeispiele der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf die Zeichnungen beschrieben. Es ist anzumerken, dass gleiche oder ähnliche Komponenten in den Zeichnungen mit den gleichen Bezugszeichen bezeichnet sind.
1 ist eine Seitenschnittansicht einer Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart.
Unter Bezugnahme auf 1 gibt 1 ein Kurbelgehäuse an, 2 einen Zylinderblock, 3 einen Zylinderkopf, 4 einen Kolben, 5 eine Brennkammer, 6 eine an der oberen Mitte der Brennkammer 5 angeordnete Zündkerze, 7 ein Einlassventil, 8 eine Einlassöffnung, 9 ein Auslassventil und 10 eine Auslassöffnung. Die Einlassöffnung 8 ist durch ein Einlassabzweigungsrohr 11 mit einem Zwischenbehälter 12 verbunden, während jedes Einlassabzweigungsrohr 11 mit einem Kraftstoffinjektor 13 zum Einspritzen von Kraftstoff zu einer entsprechenden Einlassöffnung 8 versehen ist. Es ist anzumerken, dass jeder Kraftstoffinjektor 13 anstelle an jedem Einlassabzweigungsrohr 11 angebracht zu sein, an der jeweiligen Brennkammer 5 angeordnet sein kann.
Der Zwischenbehälter 12 ist durch einen Einlasskanal 14 an einem Luftfilter 15 angeschlossen. Der Einlasskanal 14 ist in seinem inneren mit einem Drosselventil 17, welches durch ein Stellglied 16 angetrieben ist, und mit einem Einlassluftmengendetektor 18 versehen, der beispielsweise einen heißen Draht verwendet. Andererseits ist die Auslassöffnung 10 durch einen Auslasskrümmer 19 mit einem katalytischen Wandler 20 verbunden, der beispielsweise einen Drei-Wege-Katalysator beherbergt. Der Auslasskrümmer 19 ist in seinem Inneren mit einem Luft-Kraftstoff-Verhältnissensor 21 versehen.
Der Auslasskrümmer 19 und das Einlassabzweigungsrohr 11 (oder die Einlassöffnung 8) sind durch einen Abgasrückführdurchlass 23 für das rückgeführte Abgas (das im Weiteren als ”Abgasrückführgas” bezeichnet ist) miteinander verbunden. Im Inneren dieses Abgasrückführdurchlasses 23 ist ein Abgasrückführsteuerventil 24 angeordnet. Ferner ist um den Abgasrückführdurchlass 23 eine Abgasrückführkühlvorrichtung 25 zum Kühlen des durch das Innere des Abgasrückführdurchlasses 23 strömenden Abgasrückführgases angeordnet. In der in 1 gezeigten Brennkraftmaschine wird das Kraftmaschinenkühlmittel in die Abgasrückführkühlvorrichtung 25 geführt und das Kraftmaschinenkühlmittel wird zum Kühlen des Abgasrückführgases verwendet. Es ist anzumerken, dass in der folgenden Erläuterung die Einlassöffnung 8, das Einlassabzweigungsrohr 11, der Zwischenbehälter 12 und der Einlasskanal 14 alle zusammen als der ”Kraftmaschineneinlassdurchlass” bezeichnet sind.
Andererseits ist bei dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel an einem Verbindungsabschnitt des Kurbelgehäuses 1 und des Zylinderblocks 2 ein variabler Kompressionsverhältnismechanismus A vorgesehen, der eine relative Position des Kurbelgehäuses 1 und des Zylinderblocks 2 in der Zylinderachsrichtung ändern kann, um das Volumen einer Brennkammer 5 zu ändern, wenn sich ein Kolben 4 an dem unteren Totpunkt der Kompression befindet. Ferner ist ein variabler Ventilzeitgebungsmechanismus B vorgesehen, der eine Schließzeitgebung eines Einlassventils ändern kann.
Die elektronische Steuereinheit 30 besteht aus einem Digitalcomputer, der mit Komponenten ausgestattet ist, die miteinander durch einen bidirektionalen Bus 31 verbunden sind, etwa einem ROM (Nurlesespeicher) 32, einem RAM (Direktzugriffsspeicher) 33, einer CPU (Mikroprozessor) 34, einem Eingabeanschluss 35 und einem Ausgabeanschluss 36. Das Ausgabesignal des Einlassluftmengendetektors 18 und das Ausgabesignal des Luft-Kraftstoff-Verhältnissensors 21 werden durch entsprechende AD-Wandler 37 in den Eingabeanschluss 35 eingegeben. Ferner ist das Beschleunigungspedal 40 an einem Lastsensor 41 angeschlossen, der eine Ausgabespannung erzeugt, die proportional zu dem Niederdrückbetrag des Beschleunigungspedals 40 ist. Die Ausgabespannung des Lastsensors 41 wird durch einen entsprechenden AD-Wandler 37 in den Eingabeanschluss 35 eingegeben. Ferner ist der Eingabeanschluss 35 mit einem Kurbelwinkelsensor 42 verbunden, der ein Ausgabeimpuls jedes Mal dann erzeugt, wenn sich die Kurbelwelle beispielsweise um 30° dreht. Andererseits ist der Ausgabeanschluss 36 durch die entsprechenden Treiberschaltungen 38 an einer Zündkerze 6, einem Kraftstoffinjektor 13, einem Drosselventilantriebsstellglied 16, einem Abgasrückführsteuerventil 24 und dem variablen Kompressionsverhältnismechanismus A und dem variablen Ventilzeitgebungsmechnismus B angeschlossen.
2 ist eine perspektivische Explosionsansicht des in 1 gezeigten variablen Kompressionsverhältnismechanismus A, wohingegen 3A und 3B Seitenschnittansichten der schematisch dargestellten Brennkraftmaschine sind. Unter Bezugnahme auf 2 sind an dem Boden der beiden Seitenwände des Zylinderblocks 2 eine Vielzahl von vorragenden Teilen 50 ausgebildet, die um einen bestimmten Abstand voneinander beabstandet sind. Jedes vorragende Teil 50 ist mit einem Nockeneinsetzloch 51 mit kreisförmigem Querschnitt ausgebildet. Andererseits ist die obere Fläche des Kurbelgehäuses 1 mit einer Vielzahl von vorragenden Teilen 52 ausgebildet, die um eine vorbestimmte Strecke voneinander beabstandet sind und die zwischen die entsprechenden vorragenden Teile 50 passen. Diese vorragenden Teile 52 sind ebenso mit Nockeneinsetzlöchern 53 mit kreisförmigem Querschnitt ausgebildet.
Wie dies in 2 gezeigt ist, ist ein Paar Nockenwellen 54, 55 vorgesehen. Jede der Nockenwellen 54, 55 hat kreisförmige Nocken 56, die daran befestigt sind, wobei sie in der Lage sind, an jeder anderen Stelle drehbar in die Nockeneinsetzlöcher 51 eingesetzt zu werden. Diese kreisförmigen Nocken 56 sind koaxial mit den Rotationsachsen der Nockenwellen 54, 55. Andererseits erstrecken sich zwischen den kreisförmigen Nocken 56, wie dies durch die Schraffur in 3A und 3B gezeigt ist, exzentrische Wellen 57, die mit Bezug auf die Rotationsachsen der Nockenwellen 54, 55 exzentrisch angeordnet sind. Jede exzentrische Welle 57 hat andere kreisförmige Nocken 58, die auf exzentrische Weise drehbar daran angebracht sind. Wie dies in 2 gezeigt ist, sind diese kreisförmigen Nocken 58 zwischen den kreisförmigen Nocken 56 angeordnet. Diese kreisförmigen Nocken 58 sind drehbar in die entsprechenden Nockeneinsetzlöcher 53 eingesetzt.
Wenn die an den Nockenwellen 54, 55 befestigten kreisförmigen Nocken 56 in entgegensetzten Richtungen, die durch die Pfeile mit durchgezogener Linie in 3A gezeigt sind, von dem in 3A gezeigten Zustand gedreht werden, bewegen sich die exzentrischen Wellen 57 in Richtung des unteren Totpunkts, so dass sich die kreisförmigen Nocken 58 in den Nockeneinsetzlöchern 53 in den von den kreisförmigen Nocken 56 entgegengesetzten Richtungen drehen, wie dies durch die Pfeile mit gestrichelter Linie in 3A gezeigt ist. Wenn die exzentrischen Wellen 57 sich in Richtung des unteren Totpunkts bewegen, wie dies in 3B gezeigt ist, bewegen sich die Mitten der kreisförmigen Nocken 58 nach unterhalb der exzentrischen Wellen 57.
Wie dies aus einem Vergleich von 3A und 3B zu verstehen ist, werden die relativen Positionen des Kurbelgehäuses 1 und des Zylinderblocks 2 durch den Abstand zwischen den Mittelpunkten der kreisförmigen Nocken 56 und den Mittelpunkten der kreisförmigen Nocken 58 bestimmt. Je größer der Abstand zwischen den Mittelpunkten der kreisförmigen Nocken 56 und den Mittelpunkten der kreisförmigen Nocken 58 ist, um so weiter ist der Zylinderblock 2 von dem Kurbelgehäuse 1 beabstandet. Falls der Zylinderblock 2 sich von dem Kurbelgehäuse 1 wegbewegt, nimmt das Volumen der Brennkammer 2 zu, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Kompressionstotpunkt befindet, und daher kann durch Rotierenlassen der Nockenwellen 54, 55 das Volumen der Brennkammer 5 geändert werden, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Kompressionstotpunkt befindet.
Wie dies in 2 gezeigt ist, ist die Welle eines Antriebsmotors 59 mit einem Paar Schneckenrädern 61, 62 mit entgegengesetzten Gewinderichtungen versehen, um die Nockenwellen 54, 55 in entgegengesetzten Richtungen rotieren zu lassen. Zahnräder 63, 64, die mit diesen Schneckenrädern 61, 62 in Eingriff sind, sind an den Enden der Nockenwellen 54, 55 befestigt. In diesem Ausführungsbeispiel kann der Antriebsmotor 59 angetrieben werden, um das Volumen der Brennkammer 5, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Kompressionstotpunkt befindet, über einen weiten Bereich zu ändern. Es ist anzumerken, dass der in 1 bis 3 gezeigte variable Kompressionsverhaltnismechanismus A ein Beispiel zeigt. Es kann jede Art eines variablen Kompressionsverhältnismechanismus verwendet werden.
Andererseits zeigt 4 ferner einen variablen Einlassventilmechanismus B, der an der Nockenwelle 70 zum Eintreiben des Einlassventils 7 in 1 angebracht ist. Wie dies in 4 gezeigt ist, besteht der variable Einlassventilmechanismus B aus einem Nockenphasenversteller B1, der an dem einen Ende der Nockenwelle 70 angebracht ist und der die Nockenphase der Nockenwelle 70 verstellt, und aus einem Nockenbetätigungswinkelversteller B2, der zwischen der Nockenwelle 70 und dem Ventilheber 26 des Einlassventils 7 angeordnet ist und der den Betätigungswinkel (Arbeitswinkel) der Nocken der Nockenwelle 70 auf verschiedene Betätigungswinkel zum Übertragen auf das Einlassventil 7 verstellt. Es ist anzumerken, dass 4 eine Seitenschnittansicht und eine Draufsicht des Nockenbetatigungswinkelverstellers B2 zeigt.
Zuerst wird der Nockenphasenversteller B1 des variablen Einlassventilmechanismus B erläutert und dieser Nockenphasenversteller B1 ist versehen mit einer Zeitgebungsantriebsscheibe 71, die über einen Zeitgebungsriemen durch eine Kraftmaschinenkurbelwelle in der Pfeilrichtung gedreht wird, einem zylindrischen Gehäuse 72, das sich zusammen mit der Zeitgebungsantriebsscheibe 71 dreht, einer Rotationswelle 73, die in der Lage ist, sich zusammen mit einer Nockenwelle 70 zu drehen und sich relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 zu drehen, einer Vielzahl von Unterteilungen 74, die sich von einem Innenumfang des zylindrischen Gehäuses 72 zu einem Außenumfang der Rotationswelle 73 erstrecken, und Flügeln 75, die sich zwischen den Unterteilungen 74 von dem Außenumfang der Rotationswelle 73 zu dem Innenumfang des zylindrischen Gehäuses 72 erstrecken, wobei die beiden Seiten der Flügel 75 mit hydraulischen Frühverstellungskammern 76 und hydraulischen Spätverstellungskammern 77 ausgebildet sind.
Das Zuführen von Arbeitsöl zu den Hydraulikkammern 76, 77 wird durch ein Arbeitsölzuführsteverventil 78 gesteuert. Dieses Arbeitsölzuführsteuerventil 78 ist versehen mit hydraulischen Anschlüssen 79, 80, die an den Hydraulikkammern 76, 77 angeschlossen sind, einem Zuführanschluss 82 zum Zuführen von Arbeitsöl, welches von einer Hydraulikpumpe 81 abgegeben wird, einem Paar Ablassanschlüssen 83, 84 und einem Kolbenventil 85 zum Steuern des Anschließens und Trennens der Anschlüsse 79, 80, 82, 83, 84.
Um die Phase der Nocken der Nockenwelle 70 auf früh zu verstellen, wird das Kolbenventil 58 dazu gebracht, sich in 4 nach unten zu bewegen, von dem Zuführanschluss 82 zugeführtes Arbeitsöl wird durch den Hydraulikanschluss 79 zu den hydraulischen Frühverstellungskammern 76 zugeführt und Arbeitsöl in den hydraulischen Spätverstellungskammern 77 wird von dem Ablassanschluss 84 abgelassen. Zu diesem Zeitpunkt wird die Rotationswelle 73 relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 in der Richtung des Pfeils X gedreht.
Im Gegensatz dazu wird zur Spätverstellung der Phase des Nockens der Nockenwelle 70 das Kolbenventil 85 dazu gebracht, sich in 4 nach oben zu bewegen, von dem Zuführanschluss 82 zugeführtes Arbeitsöl wird über den Hydraulikanschluss 80 zu den hydraulischen Spätverstellungskammern 77 zugeführt und Arbeitsöl in den hydraulischen Frühverstellungskammern 75 wird von dem Ablassanschluss 83 abgelassen. Zu diesem Zeitpunkt wird die Rotationswelle 73 dazu gebracht, sich relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 in der zu den Pfeilen X entgegengesetzten Richtung zu drehen.
Wenn die Rotationswelle 73 dazu gebracht wird, sich relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 zu drehen, falls das Kolbenventil 85 auf die in 4 gezeigte neutrale Position zurückgekehrt ist, wird der Betrieb für die Relativrotation der Rotationswelle 73 beendet und die Rotationswelle 73 wird zu diesem Zeitpunkt an der Relativrotationsposition gehalten. Daher ist es möglich, den Nockenphasenversteller B1 so zu verwenden, dass er die Phase des Nockens der Nockenwelle 70 exakt um den gewünschten Betrag in Richtung früh oder spät verstellt, wie dies in 5A gezeigt ist. Das heißt, der Nockenphasenversteller B1 kann die Öffnungszeitgebung des Einlassventils 7 in Richtung früh oder spät frei verstellen.
Als Nächstes wird der Nockenbetätigungswinkelversteller B2 des variablen Ventilzeitgebungsmechanismus B erläutert und dieser Nockenbetätigungswinkelversteller B2 ist mit einer Steuerstange 90 versehen, die parallel zu der Nockenwelle 70 angeordnet ist und die so gefertigt ist, dass sie sich durch ein Stellglied 91 in der Achsrichtung bewegt, einem Zwischennocken 94, der mit einem Nocken 92 der Nockenwelle 70 in Eingriff ist und mit einer an der Steuerstange 90 und in dessen Achsrichtung erstreckenden Keilverzahnung 93 in Gleitpassung ist, und einem Schwenknocken 96, der mit einem Ventilheber 26 zum Antreiben des Einlassventils 7 in Eingriff und mit einer sich spiralförmig erstreckenden und an der Steuerstange 90 ausgebildeten Keilverzahnung 95 in Gleitpassung ist. Der Schwenknocken 96 ist mit einem Nocken 97 ausgebildet.
Wenn sich die Nockenwelle 70 dreht, lässt der Nocken 92 den Zwischennocken 94 zu allen Zeiten exakt um einen konstanten Winkel schwenken. Zu diesem Zeitpunkt wird der Schwenknocken 96 zudem dazu gebracht, exakt um einen konstanten Winkel zu schwenken. Andererseits sind der Zwischennocken 94 und der Schwenknocken 96 in der Achsrichtung der Steuerstange 90 unbewegbar gestützt und daher wird der Schwenknocken 96 dazu gebracht, sich relativ zu dem Zwischennocken 94 zu drehen, wenn die Steuerstange 90 durch das Stellglied 91 dazu gebracht wird, sich in der Achsrichtung zu bewegen.
Falls der Nocken 97 des Schwenknockens 96 damit anfängt, mit dem Ventilheber 26 in Eingriff zu gelangen, wenn der Nocken 92 der Nockenwelle 70 damit anfängt, infolge der Relativverdrehungspositionsbeziehung zwischen der Zwischennocke 94 und der Schwenknocke 96 damit anfängt, mit dem Zwischennocken 94 in Eingriff zu gelangen, wie dies durch a in 5B gezeigt ist, werden die Öffnungszeitspanne und der Hubbetrag des Einlassventils 7 maximal. Wenn im Gegensatz dazu das Stellglied 91 dazu verwendet wird, den Schwenknocken 96 relativ zu dem Zwischennocken 94 in der Richtung des Pfeils Y aus 4 drehen zu lassen, dann kommt der Nocken 92 der Nockenwelle 70 mit dem Zwischennocken 94 in Eingriff, und dann kommt nach einer Weile der Nocken 97 des Schwenknockens 96 mit dem Ventilheber 26 in Eingriff. In diesem Fall wird, wie dies durch b in 5B gezeigt ist, die Öffnungszeitspanne und der Hubbetrag des Einlassventils 7 kleiner als a.
Wenn der Schwenknocken 96 dazu gebracht wird, sich weiter relativ zu dem Zwischennocken 94 in der Richtung des Pfeils Y von 4 zu drehen, wie dies durch c in 5B gezeigt ist, dann werden die Öffnungszeitspanne und der Hubbetrag des Einlassventils 7 noch kleiner. Das heißt, durch Verwendung des Stellglieds 91 zum Ändern der Relativrotationsposition des Zwischennockens 94 und des Schwenknockens 96 an die Öffnungszeitspanne kann das Einlassventil 7 frei geändert werden. Jedoch wird in diesem Fall der Hubbetrag des Einlassventils 7 umso kleiner, je kürzer die Öffnungszeit des Einlassventils 7.
Der Nockenphasenversteller B1 kann dazu verwendet werden, die Öffnungszeitgebung des Einlassventils 7 frei zu ändern und der Nockenbetätigungswinkelversteller B2 kann dazu verwendet werden, die Öffnungszeitspanne des Einlassventils 7 auf diese Weise frei zu ändern, so dass sowohl der Nockenphasenversteller B1 als auch der Nockenbetätigungswinkelversteller B2, d. h., der variable Einlassventilmechanismus B dazu verwendet werden können, die Öffnungszeitgebung und die Öffnungszeitspanne des Einlassventils 7 frei zu ändern, d. h. die Öffnungszeitgebung und die Schließzeitgebung des Einlassventils 7.
Es ist anzumerken, dass der in 1 und 4 gezeigte variable Einlassventilmechanismus B ein Beispiel zeigt. Es ist zudem möglich, verschiedene Arten von variablen Ventilmechanismen zu verwenden, die sich von dem in 1 und 4 gezeigten Beispiel unterscheiden. Insbesondere kann in dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung jede Art eines Mechanismus verwendet werden, solange es ein Schließzeitgebungsmechanismus ist, der die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 ändern kann. Ferner kann auch für das Auslassventil 9 ein variabler Ventilzeitgebungsmechanismus vorgesehen werden, der ähnlich wie der variable Ventilzeitgebungsmechanismus B des Einlassventils 7 ist.
Als Nächstes wird die Bedeutung der in der vorliegenden Anmeldung verwendeten Begriffe unter Bezugnahme auf 6A bis 6C erläutert. Es ist anzumerken, dass 6A bis 6C zum Zwecke der Erläuterung eine Kraftmaschine mit einem Volumen der Brennkammern von 50 ml und einem Hubvolumen des Kolbens von 500 ml zeigen. In diesen 6A bis 6C zeigt das Brennkammervolumen das Volumen der Brennkammer, wenn sich der Kolben an dem oberen Kompressionstotpunkt befindet.
6A 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 ist. Dieses mechanische Kompressionsverhältnis ist durch (Brennkammervolumen + Hubvolumen)/Brennkammervolumen ausgedrückt. In dem in 6A gezeigten Beispiel wird dieses mechanische Kompressionsverhältnis zu (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11.
6B erläutert das tatsächliche Kompressionsverhältnis. Dieses tatsächliche Kompressionsverhältnis ist ein Wert, der aus dem Brennkammervolumen und dem tatsächlichen Hubvolumen des Kolbens ab dem tatsächlichen Start des Kompressionsbetriebs bis zum Erreichen des oberen Totpunkts durch den Kolben bestimmt wird. Dieses tatsächliche Kompressionsverhältnis wird durch (Brennkammervolumen + tatsächliches Hubvolumen)/Brennkammervolumen ausgedrückt. Das heißt, wie dies in 6B gezeigt ist, selbst wenn der Kolben mit dem Anheben in dem Kompressionstakt anfängt, wird kein Kompressionsbetrieb durchgeführt, während das Einlassventil offen ist. Der tatsächliche Kompressionsbetrieb wird nach dem Schließen des Einlassventils gestartet. Daher ist das tatsächliche Kompressionsverhältnis, wie vorstehend genannt, unter Verwendung des tatsächlichen Hubvolumens ausgedrückt. In dem in 6B gezeigten Beispiel wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis zu (50 ml + 450 ml)/50 ml = 10.
6C erläutert das Expansionsverhältnis. Das Expansionsverhältnis ist ein Wert, der aus dem Hubvolumen des Kolbens zum Zeitpunkt eines Expansionstakts und dem Brennkammervolumen bestimmt wird. Dieses Expansionsverhältnis wird durch (Brennkammervolumen + Hubvolunien)/Brennkammervolumen ausgedrückt. In dem in 7A gezeigten Beispiel wird dieses Expansionsverhältnis zu (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11.
Als Nächstes werden die grundlegendsten Merkmale der vorliegenden Erfindung unter Bezugnahme auf 7, 8A und 8B erläutert. Es ist anzumerken, dass 7 die Beziehung zwischen der theoretischen thermischen Effizienz und dem Expansionsverhältnis zeigt, während 8A und 8B einen Vergleich zwischen dem herkömmlichen Zyklus und dem Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis zeigt, welche in der vorliegenden Erfindung wahlweise in Übereinstimmung mit der Last verwendet werden.
8A zeigt den herkömmlichen Zyklus, in dem sich das Einlassventil in der Nähe des unteren Totpunkts schließt und der Kompressionsbetrieb durch den Kolben im Wesentlichen in der Nähe des unteren Kompressionstotpunkts gestartet wird. In dem in dieser 8A ebenso gezeigten Beispiel ist in gleicher Weise wie bei den in 6A bis 6C gezeigten Beispielen das Brennkammervolumen auf 50 ml eingestellt und das Hubvolumen des Kolbens ist auf 500 ml eingestellt. Wie dies aus 8A zu verstehen ist, ist das mechanische Kompressionsverhältnis in dem herkömmlichen Zyklus (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11, das tatsächliche Kompressionsverhältnis beträgt ebenso 11 und das Expansionsverhältnis wird ebenso zu (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11. Das heißt, in einer herkömmlichen Brennkraftmaschine werden das mechanische Kompressionsverhältnis und das tatsächliche Kompressionsverhältnis und das Expansionsverhältnis im Wesentlichen gleich zueinander.
Die durchgezogene Linie in 7 zeigt die Änderung in der theoretischen thermischen Effizienz in dem Fall, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis und das Expansionsverhältnis im Wesentlichen gleich zueinander sind, d. h. in dem herkömmlichen Zyklus. In diesem Fall wird gelernt, dass die theoretische thermische Effizienz umso höher ist, je höher das Expansionsverhältnis ist, d. h. je höher das tatsächliche Kompressionsverhältnis ist. Daher sollte in einem herkömmlichen Zyklus zum Erhöhen der theoretischen thermischen Effizienz das tatsächliche Kompressionsverhältnis höher gemacht werden. Jedoch kann infolge der Beschränkungen bezüglich des Auftretens von Klopfen zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last das tatsächliche Kompressionsverhältnis lediglich höchstens auf den Maximalwert von ca. 12 angehoben werden, und folglich kann in einem herkömmlichen Zyklus die theoretische thermische Effizienz nicht ausreichend hoch eingestellt werden.
Andererseits haben die Erfinder in dieser Situation strikt zwischen dem mechanischen Kompressionsverhältnis und dem tatsächlichen Kompressionsverhältnis unterschieden und haben die theoretische thermische Effizienz studiert und haben als ein Ergebnis daraus entdeckt, dass bei der theoretischen thermischen Effizienz das Expansionsverhältnis dominant ist und dass die theoretische thermische Effizienz überhaupt nicht stark durch das tatsächliche Kompressionsverhältnis beeinträchtigt wird. Das heißt, falls das tatsächliche Kompressionsverhältnis angehoben wird, nimmt die Explosionskraft zu, jedoch benötigt die Kompression viel Energie, und dementsprechend wird die theoretische thermische Effizienz selbst dann nicht stark ansteigen, wenn das tatsächliche Kompressionsverhaltnis angehoben wird.
Fall im Gegensatz dazu das Expansionsverhältnis erhöht wird, ist die Zeitspanne länger, während der eine Kraft zum Herabdrücken des Kolbens zum Zeitpunkt des Expansionstakts wirkt, und daher ist die Zeit länger, in der der Kolben der Kurbelwelle eine Rotationskraft mitgibt. Daher wird die thermische theoretische Effizienz umso höher, je größer das Expansionsverhältnis eingestellt wird. Die gestrichelte Linie ε = 10 in 7 zeigt die theoretische thermische Effizienz in dem Fall, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis bei dem Wert 10 festgehalten wird und das Expansionsverhältnis in diesem Zustand angehoben wird. Es kann gelernt werden, dass sich der Betrag, mit dem die theoretische thermische Effizienz ansteigt, wenn das Expansionsverhältnis in dem Zustand angehoben wird, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis in der vorstehend genannten Art bei einem niedrigen Wert beibehalten wird, und der Betrag, mit dem die theoretische thermische Effizienz in dem Fall ansteigt, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis zusammen mit dem Expansionsverhältnis erhöht wird, wie dies durch die durchgezogene Linie in 7 gezeigt ist, nicht stark voneinander unterschieden.
Falls das tatsächliche Kompressionsverhältnis auf diese Weise bei einem niedrigen Wert beibehalten wird, wird kein Klopfen auftreten, und daher kann, falls das Expansionsverhältnis in dem Zustand angehoben wird, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis bei einem niedrigen Wert beibehalten wird, das Auftreten von Klopfen verhindert werden und die theoretische thermische Effizienz kann stark angehoben werden. 8B zeigt ein Beispiel des Falls, in dem der variable Kampressionsverhältnismechanismus A und der variable Ventilzeitgebungsmechanismus B dazu verwendet werden, das tatsächliche Kompressionsverhältnis bei einem niedrigen Wert beizubehalten und das Expansionsverhältnis anzuheben.
Unter Bezugnahme auf 8B wird in diesem Beispiel der variable Kompressionsverhältnismechanismus A dazu verwendet, das Brennkammervolumen von 50 ml auf 20 ml zu senken. Andererseits wird der variable Ventilzeitgebungsmechanismus B dazu verwendet, die Schließzeitgebung des Einlassventils auf spät zu stellen, bis sich das tatsächliche Hubvolumen des Kolbens von 500 ml auf 200 ml ändert. Als ein Ergebnis wird das tatsächliche Kampressionsverhältnis zu (20 ml + 200 ml)/20 ml = 11 und das Expansionsverhältnis wird zu (20 ml + 500 ml)/20 ml = 26. In dem in 8A gezeigten herkömmlichen Zyklus, der vorstehend erläutert ist, beträgt das tatsächliche Kompressionsverhältnis ca. 11 und das Expansionsverhältnis beträgt 11. Verglichen mit diesem Fall kann man aus dem in 8B gezeigten Fall lernen, dass lediglich das Expansionsverhältnis auf 26 angehoben wird. Dies ist der Grund dafür, dass dies der „Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis” genannt wird.
Wie dies vorstehend erläutert ist, wird allgemein gesprochen in einer Brennkraftmaschine die thermische Effizienz umso schlechter, je niedriger die Kraftmaschinenlast ist, und daher wird es zum Verbessern der thermischen Effizienz zum Zeitpunkt des Kraftfahrzeugbetriebs, d. h. zum Verbessern des Kraftstoffverbrauchs nötig, die thermische Effizienz zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last zu verbessern. Andererseits wird in dem in 8B gezeigten Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis das tatsächliche Hubvolumen des Kolbens zum Zeitpunkt des Kompressionstakts kleiner gemacht, so dass die Menge der Einlassluft, die in die Brennkammer 5 eingesogen werden kann, kleiner, und daher kann dieser Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis nur dann verwendet werden, wenn die Kraftmaschinenlast relativ niedrig ist. Daher wird gemäß der vorliegenden Erfindung der in 8B gezeigte Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis zu dem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last festgelegt, während zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last der in 8A gezeigte herkömmliche Zyklus festgelegt wird.
Als Nächstes wird unter Bezugnahme auf 9 die Betriebssteuerung insgesamt beschrieben.
9 zeigt verschiedene Änderungen von Parametern in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast bei einer bestimmten Kraftmaschinendrehzahl, etwa des mechanischen Kompressionsverhältnisses, des Expansionsverhältnisses, der Schließzeitgebung des Einlassventils 7, des tatsächlichen Kompressionsverhältnisses, der Einlassluftmenge, des Öffnungsgrads des Drosselventils und des Pumpverlusts. Es ist anzumerken, dass in diesem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung der Dreiwegekatalysator in dem katalytischen Wandler 20 in der Lage ist, gleichzeitig unverbranntes HC, CO und NO_x in dem Abgas zu reduzieren, indem das durchschnittliche Luft-Kraftstoff-Verhältnis in der Brennkammer 5 normalerweise auf Grundlage des Ausgabesignals des Luft-Kraftstoff-Verhältnis-Sensors 21 durch Rückkopplung auf das stöchiometrische Luft-Kraftstoff-Verhältnis gesteuert wird.
Dann wird jetzt, wie dies vorstehend erläutert ist, zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last der in 8A gezeigte herkömmliche Zyklus ausgeführt. Daher wird zu dieser Zeit, wie dies in 9 gezeigt ist, das mechanische Kompressionsverhältnis kleiner gemacht, so dass das Expansionsverhältnis klein ist und die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 wird auf früh verstellt. Ferner wird zu diesem Zeitpunkt die Einlassluftmenge groß gemacht. Zu diesem Zeitpunkt wird der Öffnungsgrad des Drosselventils 7 vollständig offen oder im Wesentlichen vollständig offen gehalten, so dass der Pumpverlust zu null wird.
Andererseits wird, wie dies in 9 gezeigt ist, falls die Kraftmaschinenlast niedriger wird, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zusammen damit auf spät verstellt, so dass die Einlassluftmenge verringert wird. Ferner wird zu diesem Zeitpunkt, wie dies in 9 gezeigt ist, das mechanische Kompressionsverhältnis mit kleiner werdender Kraftmaschinenlast erhöht, so dass das tatsächliche Kompressionsverhältnis im Wesentlichen konstant gehalten wird. Daher wird das Expansionsverhältnis mit niedriger werdender Kraftmaschinenlast ebenso erhöht. Es ist anzumerken, dass zu diesem Zeitpunkt ebenso das Drosselventil 17 in dem vollständig geöffneten oder im Wesentlichen vollständig geöffneten Zustand gehalten wird, und dass daher die Menge der in die Brennkammer 5 zugeführten Einlassluft gesteuert wird, ohne auf das Drosselventil angewiesen zu sein, sondern indem die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 geändert wird. Auch zu diesem Zeitpunkt wird der Pumpverlust zu null.
Wenn die Kraftmaschinenlast von dem Kraftmaschinenbetriebszustand mit hoher Last niedriger wird, wird auf diese Weise unter einem im Wesentlichen konstanten tatsächlichen Kompressionsverhältnis das mechanische Kompressionsverhältnis mit abnehmender Einlassluftmenge erhöht. Das heißt, das Volumen der Brennkammer 5, wenn der Kolben 4 den oberen Kompressionstotpunkt erreicht, wird proportional zu der Abnahme der Einlassluftmenge verringert. Daher ändert sich das Volumen der Brennkammer 5, wenn der Kolben 4 den oberen Kompressionstotpunkt erreicht, proportional zu der Menge der Einlassluft. Es ist anzumerken, dass zu diesem Zeitpunkt das Luft-Kraftstoff-Verhältnis in der Brennkammer 5 das stöchiometrische Luft-Kraftstoff-Verhältnis ist, so dass sich das Volumen der Brennkammer 5 beim Erreichen des oberen Kompressionstotpunkts durch den Kolben 4 proportional zu der Kraftstoffmenge ändert.
Falls die Kraftmaschinenlast noch niedriger wird, wird das mechanische Kompressionsverhältnis weiter erhöht. Falls die Kraftmaschinenlast auf die mittlere Last L₁ in der nähe der niedrigen Last abfällt, erreicht das mechanische Kompressionsverhältnis das mechanische Grenzkompressionsverhältnis, welches einer strukturellen Grenze der Brennkammer 5 entspricht, Falls das mechanische Kompressionsverhältnis das mechanische Grenzkompressionsverhältnis erreicht, wird in dem Bereich einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast L₁ ist, wenn das mechanische Kompressionsverhältnis das mechanische Grenzkompressionsverhältnis erreicht, das mechanische Kompressionsverhältnis bei dem mechanischen Grenzkompressionsverhältnis gehalten. Daher wird zum Zeitpunkt an der niedrigen Lastseite des Kraftmaschinenbetriebs mit mittlerer Last und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last das mechanische Kompressionsverhältnis maximal und das Expansionsverhältnis wird ebenso maximal. Mit anderen Worten wird zum Zeitpunk an der niedrigen Lastseite des Kraftmaschinenbetriebs mit mittlerer Last und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last das mechanische Kompressionsverhältnis maximal gemacht, so dass das mechanische Expansionsverhältnis erhalten wird.
Andererseits wird in dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel selbst dann, wenn die Kraftmaschinenlast niedriger als L₁ wird, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 stärker auf spät verstellt, wenn die Kraftmaschinenlast niedriger wird. Falls die Kraftmaschinenlast auf 12 fällt, wird die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu der Grenzschließzeitgebung, die in der Lage ist, die Menge der in die Brennkammer 5 zugeführten Einlassluft zu steuern. Falls die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die Grenzschließzeitgebung erreicht, dann wird in dem Bereich einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast L₂ ist, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die Grenzschließzeitgebung erreicht, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 bei der Grenzschließzeitgebung gehalten.
Falls die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 bei der Grenzschließzeitgebung gehalten wird, kann die Menge der Einlassluft nicht länger durch das Ändern der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 gesteuert werden. In dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel wird zu diesem Zeitpunkt, d. h. in dem Bereich einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast L₂ ist, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die Grenzschließzeitgebung erreicht, das Drosselventil 17 dazu verwendet, die Menge der in die Brennkammer 5 eingebrachten Einlassluft zu steuern. Falls jedoch das Drosselventil 17 dazu verwendet wird, die Menge der Einlassluft zu steuern, so wird der Pumpverlust erhöht, wie dies in 9 gezeigt ist.
Es ist anzumerken, dass es zum Verhindern des Auftretens eines solchen Pumpverlusts in dem Bereich einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast 12 ist, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die Grenzschließzeitgebung erreicht, auch möglich ist, das Luft-Kraftstoff-Verhältnis umso stärker zu erhöhen, je niedriger die Kraftmaschinenlast in dem Zustand wird, in dem das Drosselventil 17 vollständig offen oder im Wesentlichen vollständig offen gehalten wird. Zu diesem Zeitpunkt ist der Kraftstoffinjektor 13 vorzugsweise im Inneren der Brennkammer 5 angeordnet, um eine geschichtete Verbrennung durchzuführen.
In dem Bereich einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast L₁ ist, wenn das mechanische Kompressionsverhältnis das mechanische Grenzkompressionsverhältnis erreicht, ist es ferner nicht notwendigerweise erforderlich, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 und den Öffnungsgrad des Drosselventils 17 wie vorstehend erläutert zu steuern. In diesem Betriebsbereich ist es ausreichend, entweder die Schließzeitgebung des Einlassventils 17 oder den Öffnungsgrad des Drosselventils 17 zu steuern, um die Einlassluftmenge zu steuern.
Wenn andererseits die Kraftmaschinenlast höher als L₁ ist, wie dies in 9 gezeigt ist, d. h. zu dem Zeitpunkt der hohen Lastseite des Kraftmaschinenbetriebs mit mittlerer Last und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last, wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis im Wesentlichen das gleiche tatsächliche Kompressionsverhältnis für die gleiche Kraftmaschinendrehzahl beibehalten. Wenn im Gegensatz dazu die Kraftmaschinenlast niedriger als L₁ ist, d. h. wenn das mechanische Kompressionsverhältnis bei dem mechanischen Grenzkompressionsverhältnis beibehalten wird, wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis durch die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 bestimmt. Falls die Kraftmaschinenlast zwischen L₁ und L₂ liegt, dann fällt das tatsächliche Kompressionsverhältnis durch die auf spät verstellte Schließzeitgebung des Einlassventils 7. Falls sich die Kraftmaschinenlast in dem Betriebsbereich befindet, der niedriger als 12 ist, wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis durch die Schließzeitgebung des Einlassventils 7, die bei der Grenzschließzeitgebung gehalten wird, konstant gehalten.
Es ist anzumerken, dass das Luft-Kraftstoff-Gemisch in der Brennkammer 5 gestört wird und Klopfen weniger wahrscheinlich auftritt, falls die Kraftmaschinendrehzahl hoch wird. Daher wird bei diesem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung das tatsächliche Kompressionsverhältnis umso höher gemacht, je höher die Kraftmaschinendrehzahl wird.
Andererseits ist, wie dies vorstehend erläutert ist, in dem in 8B gezeigten Zyklus des extrem hohen Expansionsverhältnis das Expansionsverhältnis auf den Wert 26 eingestellt. Dieses Expansionsverhältnis ist vorzugsweise so hoch wie möglich, wie jedoch aus 7 zu verstehen ist, kann selbst unter Bezug auf das tatsächlich erhältliche untere tatsächliche GrenzkompressionsVerhältnis ε = 5, falls es den Wert 20 oder mehr hat, eine beträchtlich hohe stöchiometrische Wärmeeffizienz erhalten werden. Daher ist in der vorliegenden Erfindung der variable Kompressionsverhältnismechanismus A so ausgebildet, dass das ExpansionsVerhältnis zu 20 oder mehr wird.
Ferner ist in dem in 9 gezeigten Beispiel das mechanische Kompressionsverhältnis so eingestellt, dass es sich in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast kontinuierlich ändert. Jedoch kann das mechanische Kompressionsverhältnis auch so eingestellt sein, dass es sich in übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast stufenweise ändert.
Falls diesbezüglich beim Steuern der Schließzeitgebung des Einlassventils nach dem unteren Einlasstotpunkt die Schließzeitgebung des Einlassventils auf spät verstellt wird, wird ein Teil des Einlassgases, welches bereits in die Brennkammer 5 eingesogen wurde, von dem Inneren einer Brennkammer 5 zu dem Kraftmaschineneinlassdurchlass zurückgeblasen. Das heißt, wie dies in 10A gezeigt ist, falls das Einlassventil 7 während des Einlasstakts geöffnet wird, d. h. wenn sich der Kolben 4 abwärts bewegt, wird Einlassgas in die Brennkammer 5 zusammen mit dem sich herabbewegenden Kolben 4 eingesogen. Wenn das Abgasrückführventil 24 offen ist und das Abgasrückführgas durch den Abgasrückführdurchlass 23 zu dem Einlassabzweigungsrohr 11 geführt wird, dann wird das Einlassgas nicht nur Luft sondern auch Abgasrückführgas enthalten.
Falls andererseits, wie dies in 10B gezeigt ist, das Einlassventil 7 während des Kompressionstakts offen ist, d. h. wenn sich der Kolben 4 anhebt, wird ein Teil des Einlassgases, welches in die Brennkammer 5 gesogen wurde, von dem Inneren der Brennkammer 5 zusammen mit dem Anheben des Kolbens 4 zu dem Kraftmaschineneinlassdurchlass zurückgeblasen. Wenn das Abgasrückführgas durch den Abgasrückführdurchlass 23 zu dem Einlassabzweigungsrohr 11 geführt wird, wird das Einlassgas, welches von dem Inneren der Brennkammer 5 zu dem Kraftmaschineneinlassdurchlass zurückgeblasen wurde, Abgasrückführgas enthalten, während das in Richtung des Zwischenbehälters 12 zurückströmende Einlassgas von dem Abgasrückführdurchlass 23 erneut zugeführtes Abgasrückführgas sein wird. Daher wird in diesem Fall das Einlassgas, das durch das Innere des Kraftmaschineneinlassdurchlasses zurückströmt, ebenso Abgasrückführgas enthalten.
Ferner wird die Rückblasmenge des Einlassgases zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses umso größer, je länger die Zeitspanne ist, während der das Einlassventil 7 während des Anhebens des Kolbens 4 geöffnet ist, d. h. je mehr die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf spät gestellt ist. Ferner wird die Heftigkeit, mit der das Luft-Kraftstoff-Gemisch zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses zurückströmt, umso stärker, je schneller die Geschwindigkeit anhebt, mit der sich der Kolben 4, während der Zeit ist, in der das Einlassventil 7 geschlossen ist, d. h., je mehr die Schließzeitgebung des Einlassventils relativ auf spät verstellt ist.
Insbesondere beim Ausführen des Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last, wie dies vorstehend beschrieben ist, wird die Schließzeitgebung des Einlassventils bis zu der Grenzschließzeitgebung auf spät verstellt, bei der die Schließzeitgebung des Einlassventils zum Steuern der Einlassluftmenge nicht verwendet werden kann. Aus diesem Grund ist die Zeitspanne, in der das Einlassventil 7 offen ist, während des Anhebens des Kolbens 4 extrem lang. Daher wird das Zurückblasen des Luft-Kraftstoff-Gemischs vom Inneren der Brennkammer 5 zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses extrem groß und heftig.
Wenn das Rückblasen des Luft-Kraftstoff-Gemischs vom Inneren der Brennkammer 5 zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses auf diese Weise extrem groß und heftig ist, und falls der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 groß ist (oder falls die Menge des Abgasrückführgases, welches in das Einlassgas geführt wird, groß ist), werden Variationen zwischen den Zylindern und zwischen den Zyklen in dem Luft-Kraftstoff-Verhältnis auftreten und es werden Variationen zwischen den Zylindern in dem Einlasswiderstand gegen den Strom des das Einlassabzweigungsrohr 11 und das Innere der Einlassöffnung 8 passierenden Einlassgases auftreten. Nachstehend werden die Gründe dafür unter Bezugnahme auf 11 erläutert.
Falls das Rückblasen des Einlassgases vom Inneren der Brennkammer 5 zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses groß und heftig ist, wird ein Teil des Einlassgases zu dem Zwischenbehälter 12 (d. h. dem Sammelabschnitt der Einlassabzweigungsrohre 11) zurückgeblasen. In diesem Fall wird der Anteil des Einlassgases, der zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, nicht in den ursprünglichen Zylinder eingesogen, sondern beispielsweise in einen dem ursprünglichen Zylinder benachbarten Zylinder oder einen Zylinder, der sich mitten im Einlasstakt befindet, wenn das Einlassgas in den Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde. Unter Bezugnahme auf das in 11 gezeigte Beispiel wird ein Teil des Einlassgases, welches durch ein mit einem bestimmten Zylinder 5a in Verbindung stehendes Einlassabzweigungsrohr 11a zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeführt wurde, nicht in das Einlassabzweigungsrohr 11a strömen, sondern es wird in ein Einlassabzweigungsrohr 11b strömen, welches sich von dem Einlassabzweigungsrohr 11a unterscheidet, und als ein Ergebnis wird es in einen Zylinder 5b (einen mit dem Einlassabzweigungsrohr 11b in Verbindung stehenden Zylinder) eingesogen, der sich von dem ursprünglichen Zylinder 5a unterscheidet.
Falls hier der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 groß ist, wird das Einlassgas, welches in den Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, eine große Menge Abgasrückführgas enthalten. Aus diesem Grund wird die Menge des Abgasrückführgases in dem Einlassgas, welches in den Zylinder 5b gesogen wird, zunehmen, während die Menge des Abgasrückführgases in dem Einlassgas, welches in den ursprünglichen Zylinder 5a gesogen wird, abnehmen wird, falls der Teil des Einlassgases, der durch das Einlassabzweigungsrohr 11a zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, in einen Zylinder 5b eingesogen wird, der sich von dem ursprünglichen Zylinder 5a unterscheidet.
Falls sich das zu dem Zwischentank 12 zurückgeblasene Einlassgas gleichmäßig zwischen allen Zylindern bewegt, wird die Menge des Einlassgases, welches sich von einem Zylinder zu einem anderen Zylinder bewegt, identisch zu der Menge des Einlassgases, welches sich von dem anderen Zylinder zu dem einen Zylinder bewegt, so dass als ein Ergebnis die Mengen des Abgasrückführgases, die schließlich eingesogen werden, in allen Zylindern einheitlich werden. Tatsächlich gibt es jedoch in Abhängigkeit der Form des Zwischenbehälters 12, dem Strom des Einlassgases im Inneren des Zwischenbehälters 12, der Reihenfolge der Einlasstakte usw. Zylinder, die eine große Menge des Einlassgases einsaugen, welches von einem anderen Zylinder zu dem Zwischentank 12 zurückgeblasen wurde, und Zylinder, die eine kleine Menge einsaugen. In den Zylindern, die eine große Menge des Einlassgases einsaugen, welches von einem anderen Zylinder zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, wird die Menge des Abgasrückführgases in dem Einlassgas größer und daher wird die Luftmenge kleiner. Andererseits wird in den Zylindern, die eine kleinere Menge des Einlassgases eingesogen haben, welches von einem anderen Zylinder zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, die Menge des Abgasrückführgases in dem Einlassgas kleiner und daher wird die Luftmenge größer. Falls in den Mengen der in die Brennkammern eingesogenen Luft auf diese Weise zwischen den Zylindern Variationen auftreten, wird als ein Ergebnis eine Variation des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses zwischen den Zylindern auftreten.
Ferner wird in einem Zylinder, der verglichen mit anderen Zylindern eine große Menge von Einlassgas einsaugt, welches von einem anderen Zylinder zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, die Menge des Abgasrückführgases, das das Innere des Einlassabzweigungsrohrs 11 und die Einlassöffnung 8 passiert, größer, und als ein Ergebnis haften Ablagerungen einfacher an den Wandflächen des Einlassabzweigungsrohrs 11 und der Einlassöffnung 8. In einem Zylinder hingegen, der verglichen mit anderen Zylindern eine kleine Menge von Einlassgas einsaugt, welches von einem anderen Zylinder zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, wird die Menge des Abgasrückführgases, welches das Innere des Einlassabzweigungsrohrs 11 und der Einlassöffnung 8 passiert, kleiner, und als ein Ergebnis ist es weniger wahrscheinlich, dass sich Ablagerungen an den Wandflächen des Einlassabzweigungsrohrs 11 und der Einlassöffnung 8 anhaften. Aus diesem Grund treten zwischen Zylindern Variationen der Menge von Ablagerungen auf, die an den Wandflächen des Einlassabzweigungsrohrs 11 und der Einlassöffnung 8 anhaften und als ein Ergebnis treten Variationen zwischen den Zylindern in dem Einlasswiderstand gegen den Strom des das Innere des Einlassabzweigungsrohrs 11 und des Einlassanschlusses 8 passierenden Abgases auf.
Falls zwischen den Zylindern und zwischen den Zyklen Variationen in dem Kraftmaschinen-Luft-Kraftstoff-Verhältnis auftreten oder falls zwischen den Zylindern auf diese Art Variationen in dem Einlasswiderstand auftreten, dann ist dies eine Einladung für Verschlechterungen der Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs und eine Verschlechterung der Kraftstoffeffizienz.
Daher wird gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung zum Unterdrücken von Variationen des Kraftmaschinen-Luft-Kraftstoff-Verhältnisses zwischen Zylindern und Zyklen während des Einbringens des Abgasrückführgases die Menge des Abgasrückführgases verringert, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils an der auf spät gestellten Seite befindet, und zwar verglichen damit, wenn sie sich an der auf früh verstellten Seite befindet.
12 ist eine Ansicht, die eine Beziehung zwischen der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 und dem Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt. Wie dies in 12 gezeigt ist, ist unter den Bedingungen gleicher Kraftmaschinendrehzahl und Kraftmaschinenlast der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 kleiner festgelegt, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 an der auf spät gestellten Seite befindet, verglichen damit, wenn sie sich an der auf früh gestellten Seite befindet. Insbesondere in dem Bereich an der auf spät gestellten Seite bzgl. einer bestimmten Schließzeitgebung VCX, wie dies in 12 gezeigt ist, wird der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 kleiner gemacht, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf spät gestellt wird. Unter Bedingungen der gleichen Kraftmaschinendrehzahl und Kraftmaschinenlast wird die Menge des Abgasrückführgases umso mehr verringert, je kleiner der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 ist, so dass in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf spät gestellt wird.
In einer Situation, in der das Einlassgas zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wird, wird die Menge des Abgasrückführgases, welche in dem Einlassgas enthalten ist, das zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wurde, verringert, falls die Menge des Abgasrückführgases verringert wird. In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird die Menge des Abgasrückführgases verringert, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf spät verstellt wird, d. h., wenn die Menge des Einlassgases zunimmt, welches zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wird, und als ein Ergebnis wird die Menge des Abgasrückführgases verringert, welches in dem zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasenen Einlassgas enthalten ist. Falls die Menge des Abgasrückführgases, welches in dem zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasenen Einlassgas enthalten ist, auf diese Weise verringert wird, selbst wenn das zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasene Einlassgas sich zwischen den Zylindern bewegt, wird die Menge des Abgasrückführgases, welches sich zwischen den Zylindern bewegt, extrem klein und daher können Variationen unterdrückt werden, die zwischen den Zylindern hinsichtlich der Menge der in die Brennkammer 5 eingesogenen Luft auftreten, und es können Variationen unterdrückt werden, die zwischen den Zylindern hinsichtlich der Menge von Ablagerungen auftreten, die an den Wandflächen der Einlassöffnung 8 und des Einlassabzweigungsrohrs 11 anhaften.
Es ist anzumerken, dass die vorstehend erwähnte bestimmte Schließzeitgebung VCX so gesteuert wird, dass das Einlassgas dann nicht zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wird, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 sich in einem Bereich an der auf Früh verstellten Seite von dieser bestimmten Schließzeitgebung VCX befindet, selbst wenn Einlassgas von einer Brennkammer 5 zurückgeblasen wird. Ferner wird der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, je stärker die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf spät verstellt wird, so dass die Menge des zu dem Zwischenbehälter 12 zurückgeblasenen Abgasrückführgases zu einer bestimmten Menge oder weniger wird.
Als Nächstes wird unter Bezugnahme auf 13A und 13B ein konkretes Verfahren zum Berechnen des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 beschrieben. 13A und 13B sind Ansichten, die verschiedene Kennfelder zeigen, welche zum Berechnen des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 verwendet werden, wobei 13A die Beziehung zwischen der Kraftmaschinendrehzahl und der Kraftmaschinenlast und dem Öffnungsgrad des Abgasrückführventils zeigt und 13B die Beziehung zwischen der Schließzeitgebung des Einlassventils und einem Schließzeitgebungskorrekturkoeffizienten zeigt. Ferner zeigen in 13A die Linien „a” bis „d” die Beziehungen der Kraftmaschinendrehzahl und der Kraftmaschinenlast mit dem gleichen Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24. Der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird in der Reihenfolge der Linien „a”, „b”, „c” und „d” größer gemacht.
Beim Berechnen des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 wird zuerst der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl berechnet. Dabei wird der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 im Allgemeinen umso größer gemacht, je höher die Kraftmaschinenlast und je höher die Kraftmaschinendrehzahl sind, wie dies in 13A gezeigt ist. Wenn jedoch die Kraftmaschinenlast im Wesentlichen den Wert 0 hat und wenn die Kraftmaschinenlast im Wesentlichen maximal ist (Volllast), dann wird der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils zu 0 gemacht. In diesem Ausführungsbeispiel wird ebenso auf ähnliche Weise der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl unter Verwendung eines Kennfelds berechnet, wie dies beispielsweise in 13A gezeigt ist.
Als Nächstes wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der unter Verwendung des Kennfelds berechnet wurde, wie es beispielsweise in 13A gezeigt ist, in Übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 korrigiert. Beim Korrigieren des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 wird der Schließzeitgebungskorrekturkoeffizient auf Grundlage des in 13B gezeigten Kennfelds in übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 berechnet. Wie dies aus 13B zu verstehen ist, ist der Schließzeitgebungskorrekturkoeffizient ein Koeffizient, der den Wert „1” hat, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 an der auf früh verstellten Seite befindet, und der umso kleiner wird, je mehr sich die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf der auf spät verstellten Seite befindet. Der Schließzeitgebungskorrekturkoeffizient, der auf diese Weise berechnet wurde, wird mit dem Sollöffnungsgrad des EGR-Ventils 24 multipliziert, der unter Verwendung des Kennfelds berechnet wurde, etwa des in 13A gezeigten Kennfelds, so dass der endgültige Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 berechnet wird.
Es ist anzumerken, dass in dem oben genannten Ausführungsbeispiel ein in 13A gezeigtes Kennfeld die Beziehung zwischen der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl und dem Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt, und dass ein die Beziehung zwischen der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 und dem Schließzeitgebungskorrekturkoeffizienten zeigendes Kennfeld verwendet werden, um den endgültigen Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zu berechnen. Jedoch ist es beispielsweise auch möglich, wie dies in 14 gezeigt ist, den endgültigen Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils unter Verwendung des Kennfelds zu berechnen, welches für jede Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die Beziehung zwischen der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl und dem Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt. Es ist anzumerken, dass die durchgezogene Linie in 14 den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 an der auf früh verstellten Seite (beispielsweise 90° BDC) befindet, dass die gestrichelte Linie den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 ein mittleres Zeitgebungsausmaß hat (beispielsweise 60° BDC), und dass die Strichpunktlinie den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 sich an der auf spät verstellten Seite befindet (beispielsweise 30° BDC).
15 ist ein Ablaufdiagramm, das Steuerroutinen für eine Abgasrückführventilöffnungsgradsteuerung des vorliegenden Ausführungsbeispiels zeigt. Wie in 15 gezeigt ist, wird zuerst bei Schritt S11 beurteilt, ob die Bedingung zum Ausführen der Abgasrückführsteuerung aufgestellt ist. Als Fälle, bei denen die Bedingung für die Abgasrückführsteuerung nicht aufgestellt ist, können beispielsweise der Fall unmittelbar nach dem Start der Brennkraftmaschine oder wenn der Änderungsbetrag des Öffnungsgrads des Drosselventils 17 negativ ist (zum Zeitpunkt der Verzögerung) erwähnt werden. Wenn bei Schritt S11 beurteilt wurde, dass die Bedingung zum Ausführen der Abgasrückführsteuerung nicht aufgestellt ist, schreitet die Routine zu Schritt S12 vor, wo die Abgasrückführung verhindert wird.
Wenn andererseits bei Schritt S11 beurteilt wird, dass die Bedingung zum Ausführen der Abgasrückführsteuerung aufgestellt ist, schreitet die Routine zu Schritt S13 vor. Bei Schritt S13 wird der vorläufige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad tegr auf Grundlage der Kraftmaschinenlast KL und der Kraftmaschinendrehzahl NE unter Verwendung des in 13A gezeigten Kennfelds berechnet. Als Nächstes wird bei Schritt S14 beurteilt, ob der vorläufige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad tegr vollständig offen ist. Wenn beurteilt wird, dass der vorläufige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad terg vollständig offen ist, dann schreitet die Routine zu Schritt S15 vor, bei dem der endgültige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR zu dem gleichen Öffnungsgrad wie der vorläufige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad terg gemacht wird, d. h. vollständig geöffnet, und der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird auf Grundlage des endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrads TEGR gesteuert. Daher wird in dem in 13A gezeigten Kennfeld in dem Bereich, in dem der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf vollständig offen gesetzt wird, der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 nie in Übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 korrigiert.
Wenn andererseits bei Schritt S14 bestimmt wird, dass der vorläufige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad tegr nicht vollständig geöffnet ist, schreitet die Routine zu Schritt S16 vor. Bei Schritt S16 wird der Schließzeitgebungskorrekturkoeffizient kivc auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 unter Verwendung des in 13B gezeigten Kennfelds berechnet. Als Nächstes wird bei Schritt S17 der Wert des vorläufigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrads tegr, der bei Schritt S13 berechnet wurde, mit dem Schließzeitgebungskorrekturkoeffizent kivc multipliziert, der bei Schritt S16 berechnet wurde, und wird zu dem endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR gemacht. Der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird auf Grundlage dieses endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR gesteuert.
Als Nächstes wird ein zweites Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung beschrieben. Die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart des zweiten Ausführungsbeispiels ist im Wesentlichen die gleiche wie die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart des ersten Ausführungsbeispiels. Jedoch wurde in dem ersten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 lediglich in Übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 geändert, während in dem zweiten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 nicht nur in der Übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 sondern auch in der Übereinstimmung mit der Kraftmaschinendrehzahl, der Kraftmaschinenlast und den Kraftstoffeigenschaften geändert wird. Nachstehend wird unter Bezugnahme auf 16 und 17A bis 17C die Änderung des Öffnungsgrad des Abgasrückführventils in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinendrehzahl, der Kraftmaschinenlast und der Kraftstoffeigenschaften erläutert.
16 ist eine Ansicht, die ähnlich zu der von 12 ist. Die durchgezogene Linie A in der Figur zeigt die Beziehung zwischen der Schließzeitgebung des Einlassventils und dem Öffnungsgrad des Abgasrückführventils in dem Fall, in dem die Kraftmaschinendrehzahl niedrig ist und die Kraftmaschinenlast niedrig ist, die gestrichelte Linie B zeigt die Beziehung in dem Fall, in dem die Kraftmaschinendrehzahl hoch ist und die Kraftmaschinenlast niedrig ist, die Strichpunktlinie C zeigt die Beziehung in dem Fall, in dem die Kraftmaschinendrehzahl niedrig ist und die Kraftmaschinenlast hoch ist, und die Strichpunktpunktlinie D zeigt die Beziehung in dem Fall, in dem die Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff hoch ist.
Wie dies aus 16 zu verstehen ist, wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel auf dieselbe Art wie bei dem ersten Ausführungsbeispiel insbesondere in einem Bereich an der auf spät verstellten Seite bzgl. einer bestimmten Schließzeitgebung VCX der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, je mehr die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf spät verstellt ist. Ferner wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel dann, wenn die Kraftmaschinendrehzahl hoch ist (gestrichelte Linie B in der Figur) verglichen mit dann, wenn die Kraftmaschinendrehzahl niedrig ist (durchgezogene Linie A in der Figur) das Ausmaß der Verringerung des Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 (der Betrag der Verringerung des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24) kleiner gemacht.
Das heißt, wie dies in 16 gezeigt ist, wird in einem Bereich an der auf spät verstellten Seite bzgl. einer bestimmten Schließzeitgebung VCX die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 umso mehr auf spät verstellt, je größer der Betrag der Verringerung M des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 ist, jedoch wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Betrag der Verringerung M des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist. Genauer gesagt wird der Betrag der Verringerung M des Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 berechnet wurde, mit einem Drehzahlkorrekturkoeffizienten multipliziert, wie er beispielsweise in 17A gezeigt ist, wodurch der Betrag der Verringerung M des endgültigen Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 berechnet wird, und daher wird der endgültige Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils berechnet.
Hier haben der Einlassanschluss 8, das Einlassventile 7, der Kolben 4 usw. Formen, die das Strömen des Einlassgases von dem Kraftmaschineneinlassdurchlass zum Inneren der Brennkammer 5 erleichtern. Mit anderen Worten haben sie nicht die Formen, die den Strom des Einlassgases von der Brennkammer 5 zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses erleichtern würden. Aus diesem Grund ist der Strömungswiderstand beim Herausströmen des Einlassgases von der Brennkammer 5 zum Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses größer als der Strömungswiderstand beim Einströmen des Einlassgases von dem Kraftmaschineneinlassdurchlass zum Inneren der Brennkammer 5. Die Differenz zwischen dem Strömungswiderstand zum Zeitpunkt dieses Einströmens des Einlassgases und des Strömungswiderstands zum Zeitpunkt des Herausströmens des Einlassgases ist umso größer, je höher die Strömungsrate des Einlassgases ist, d. h., je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist. Daher ist es für das Einlassgas im Inneren der Brennkammer 5 umso schwerer, in den Kraftmaschineneinlassdurchlass herauszuströmen und es ist für das Einlassgas, welches einmal in die Brennkammer 5 gesogen wurde, umso schwerer, von dem Inneren der Brennkammer 5 zu dem Kraftmaschineneinlassdurchlass zurückgeblasen zu werden, je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist. Mit anderen Worten ist der Effekt des auf spät Verstellens der Schließzeitgebung des Einlassventils auf das Zurückblasen des Einlassgases umso kleiner, je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird der Betrag der Verringerung des Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, je höher die Kraftmaschinendrehzahl wird, d. h., der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird umso größer gemacht. In der vorstehend erwähnten Art ist es umso unwahrscheinlicher, dass das Zurückblasen des Einlassgases auftritt, je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist, so dass selbst dann, wenn der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 größer gemacht wird, und die Menge des Abgasrückführgases erhöht wird, welches in den Kraftmaschineneinlassdurchlass geführt wird, die Variation der Abgasrückführgasmenge zwischen den Zylindern unterdrückt wird. Ferner wird der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 größer gemacht, so dass die Menge des in die Brennkammer 5 geführten Abgasrückführgases erhöht werden kann.
Ferner wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel das Ausmaß, mit dem der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 verringert wird, dann kleiner gemacht wird, wenn die Kraftmaschinenlast hoch ist (Einpunktstrichlinie C in der Figur) verglichen mit dem Fall, wenn die Kraftmaschinenlast niedrig ist (durchgezogene Linie A in der Figur). Das heißt, in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel ist der Betrag der Verringerung M des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 umso kleiner eingestellt, je höher die Kraftmaschinenlast wird. Genauer gesagt wird der Betrag der Verringerung des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24, der auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 berechnet wird, mit dem Lastkorrekturkoeffizienten multipliziert, wie er beispielsweise in 17B gezeigt ist, wodurch die Verringerung des endgültigen Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 berechnet wird und daher wird der endgültige Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils berechnet.
Dabei wird im Allgemeinen die Kraftmaschinenlast umso niedriger, je stärker die Verbrennungstemperatur abfällt. Ferner würde die Kraftmaschinenlast umso niedriger, je höher der Restgasanteil in der Brennkammer 5 ist. Das heißt, solange das mechanische Kompressionsverhältnis konstant ist, wird sich das Volumen der Brennkammer an dem oberen Auslasstotpunkt nicht in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast ändern und daher wird die Menge des unverbrannten Restgases in der Brennkammer 5 ungeachtet der Kraftmaschinenlast im Wesentlichen konstant werden. Falls andererseits die Kraftmaschinenlast niedriger wird, wird die Menge des in die Brennkammer 5 eingelassenen Einlassgases dann kleiner werden. Aus diesem Grund wird der Anteil des Restgases in dem Einlassgas in der Brennkammer 5 zum Zeitpunkt des Schließens des Einlassventils 7 umso höher, je niedriger die Kraftmaschinenlast wird. Auf diese Weise fällt die Verbrennungstemperatur umso stärker und der Restgasanteil nimmt umso stärker zu, je niedriger die Kraftmaschinenlast wird, wodurch es umso schwieriger wird, dass das Luft-Kraftstoff-Gemisch in der Brennkammer 5 abbrennt und es umso leichter wird, dass Fehlzündungen auftreten, je niedriger die Kraftmaschinenlast wird. Daher wird die Anfälligkeit gegen Wirkungen der Variationen zwischen den Zylindern und den Zyklen in den Kraftmaschinen-Luft-Kraftstoff-Verhältnis, die infolge des Zurückblasens des Einlassgases auftreten, umso größer, niedriger die Kraftmaschinenlast wird.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird der Betrag der Verringerung des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, d. h., der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird umso größer gemacht, je höher die Kraftmaschinenlast wird. Auf die vorstehend erwähnte Art steigt die Verbrennungstemperatur umso stärker an und der Restgasanteil in der Brennkammer 5 wird umso niedriger, je höher die Kraftmaschinenlast wird, so dass es selbst dann möglich wird, das Luft-Kraftstoff-Gemisch stabil zu verbrennen, wenn der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 erhöht wird, um die Menge des Abgasrückführgases zu erhöhen, welches in den Kraftmaschineneinlassdurchlass geführt wird.
Ferner wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel das Ausmaß der Verringerung des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 kleiner gemacht, wenn die Konzentration von Ethanol in dem in die Brennkammer 5 geförderten Kraftstoff hoch ist (Zweipunktlinie „D” in der Figur), und zwar verglichen mit dann, wenn die Konzentration von Ethanol niedrig ist (durchgezogene Linie A in der Figur). Das heißt, in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird der Betrag der Verringerung M des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, je höher die Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff ist. Genauer gesagt wird der Betrag der Verringerung M des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24, der auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 berechnet wird, mit einem Eigenschaftenkorrekturkoeffizienten multipliziert, wie er beispielsweise in 17C gezeigt ist, wodurch der Betrag der Verringerung des endgültigen Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 berechnet wird, und daher wird der endgültige Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils berechnet.
Wenn hier Ethanol als Kraftstoff verwendet wird, ist die Verbrennung nach dem Aufwärmen der Brennkraftmaschine einfacher als mit Benzin. Daher wird die Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs, welches in die Brennkammer 5 eingebracht wurde, umso einfacher, je höher die Konzentration des Ethanols in dem Kraftstoff ist. Daher ist der Widerstand gegen Wirkungen der Variationen zwischen den Zylindern und zwischen Zyklen in dem Luft-Kraftstoff-Verhältnis, die infolge des Zurückblasens des Einlassgases auftreten, umso größer, je höher die Konzentration des Ethanols in dem Kraftstoff ist.
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel wird der Betrag, mit dem der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 verringert wird, umso kleiner gemacht, d. h., der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils wird umso größer gemacht, je höher die Konzentration des Ethanols in dem Kraftstoff wird. In der vorstehend erwähnten Art wird es für das Luft-Kraftstoff-Gemisch umso einfacher, verbrannt zu werden, je höher die Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff ist, so dass es selbst dann möglich ist, das Luft-Kraftstoff-Gemisch stabil zu verbrennen, wenn der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 erhöht wird und die Menge des in den Kraftmaschineneinlassdurchlass eingebrachten Abgasrückführgases erhöht wird.
18 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Steuerroutine der Abgasrückführventilöffnungsradsteuerung in einem zweiten Ausführungsbeispiel zeigt. Schritte S21 bis S25 in 18 sind gleich wie Schritte S11 bis S15 in 15, so dass deren Erläuterung ausgelassen wird.
Wenn in Schritt S24 beurteilt wird, dass ein vorläufiger Abgasrückführventilsollöffnungsgrad nicht vollständig offen ist, dann schreitet die Routine zu Schritt S26 vor. Bei Schritt S26 wird ein Schließzeitgebungskorrekturkoeffizient kivc auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 24 und unter Verwendung des in 13B gezeigten Kennfelds berechnet. Ferner wird auf Grundlage der Kraftmaschinendrehzahl und unter Verwendung des in 17A gezeigten Kennfelds ein Drehzahlkorrekturkoeffizient kne. Ferner wird auf Grundlage der Kraftmaschinenlast und unter Verwendung des in 17B gezeigten Kennfelds ein Lastkorrekturkoeffizient kkl berechnet. Ferner wird auf Grundlage der Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff und unter Verwendung des in 17C gezeigten Kennfelds ein Eigenschaftskorrekturkoeffizient kfl berechnet.
Als Nächstes wird bei Schritt S27 der Wert des vorläufigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrads tegr, der bei Schritt S23 berechnet wurde, mit dem Schließzeitgebungskorrekturkoeffizienten kive, dem Drehzahlkorrekturkoeffizienten kne, dem Lastkorrektureffizienten kkl und dem Eigenschaftskorrekturkoeffizienten kfl multipliziert, die bei Schritt S26 berechnet wurden, und wird zu dem endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR gemacht. Auf Grundlage des endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR wird der Öffnungsgrad der Abgasrückführventils 24 gesteuert.
Als Nächstes wird ein drittes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung erläutert. Die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart des dritten Ausführungsbeispiels ist im Wesentlichen gleich wie die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart des zweiten Ausführungsbeispiels. Jedoch wurde in dem zweiten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 ohne Rücksicht auf die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels geändert, wohingegen in dem dritten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 unter Berücksichtigung der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels geändert wird. Nachstehend wird die Änderung des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils unter Berücksichtigung der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels unter Bezugnahme auf 19A und 19B erläutert.
Diesbezüglich verschlechtert sich die Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs in einer Brennkammer 5 umso mehr, je niedriger die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels ist, d. h., je niedriger die Temperatur der Brennkraftmaschine ist. Andererseits wird die Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs in der Brennkammer umso stabiler, je niedriger die Abgasrückführrate ist (die Konzentration des Abgasrückführgases in dem Einlassgas). Aus diesem Grund wird im Allgemeinen der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 umso kleiner gemacht, je niedriger die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels ist, um eine gute Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs in der Brennkammer 5 beizubehalten.
Ferner ist dies, wie dies vorstehend erläutert wurde, infolge des Zurückblasens des Einlassgases, welches das Abgasrückführgas enthält, eine Einladung für das Auftreten von Variationen zwischen den Zylindern in dem Kraftmaschinen-Luft-Kraftstoff-Verhältnis und einer Verschlechterung der Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Verhältnisses. Daher wird in dem oben genannten ersten Ausführungsbeispiel und dem zweiten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 in Übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 usw. festgelegt, um die Verschlechterung der Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs zu unterdrücken.
Dabei ist die Verschlechterung der Verbrennung der Luft-Kraftstoff-Gemischs, die das Zurückblasen von Einlassgas begleitet, welches Abgasrückführgas enthält, anfällig für die Auswirkungen der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels. Im Gegensatz dazu ist die Verschlechterung der Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs, die das Abfallen der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels begleitet, nicht anfällig gegen Wirkungen der Menge des Einlassgases, welches zurückgeblasen wird.
Daher wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf gleiche Weise wie in dem vorstehend erwähnten ersten Ausführungsbeispiel oder zweiten Ausführungsbeispiel auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 7, der Kraftmaschinendrehzahl, der Kraftmaschinenlast und der Kraftstoffeigenschaften berechnet. Abgesehen davon wird der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels berechnet und der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird auf den kleineren Sollöffnungsgrad unter diesen berechneten Sollöffnungsgraden des Abgasrückführventils 24 gesteuert.
Als Nächstes wird unter Bezugnahme auf 19A ein konkretes Verfahren zum Berechnen des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels erläutert. 19A zeigt die Beziehung zwischen der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels und dem Wassertemperaturkorrekturkoeffizienten.
Beim Berechnen des Sollöffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels wird zuerst der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl unter Verwendung des Kennfelds berechnet, wie es beispielsweise in 13A gezeigt ist. Als Nächstes wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiels der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der auf diese Art berechnet wurde, in Übereinstimmung mit der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels korrigiert. Beim Korrigieren des Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird der Wassertemperaturkorrekturkoeffizient in Übereinstimmung mit der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels auf Grundlage des in 19A gezeigten Kennfelds berechnet. Wie dies aus 19A verstanden werden kann, ist der Wassertemperaturkorrekturkoeffizient ein Koeffizient, der den Wert ”1” hat, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels hoch ist, und der kleiner wird, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels niedriger wird. Durch Multiplizieren des Wassertemperaturkorrekturkoeffizienten, der auf diese Weise berechnet wurde, mit dem Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der unter Verwendung des in 13A gezeigten Kennfelds berechnet wurde, wird der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels berechnet.
Es ist anzumerken, dass in dem vorstehend erwähnten Ausführungsbeispiel das in 13A gezeigte Kennfeld und das in 19A gezeigte Kennfeld dazu verwendet werden, den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels zu berechnen. Wie dies in 19B gezeigt ist, ist es jedoch beispielsweise auch möglich, ein Kennfeld zu verwenden, das die Beziehung zwischen der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl und dem Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 für jede Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels zeigt, um den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels zu berechnen. Es ist anzumerken, dass die durchgezogene Linie in 19B den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 zeigt, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels hoch ist (beispielsweise 80°C oder mehr), dass die gestrichelte Linie den Sollöffnungsgrad zeigt, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels ein mittleres Ausmaß hat (beispielsweise 50°C), und das die Punktstrichlinie den Sollöffnungsgrad anzeigt, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels niedrig ist (beispielsweise 30°C).
In dem vorliegenden Ausführungsbeispiel werden der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels, welcher auf diese Art berechnet wird, und der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der wie in dem ersten Ausführungsbeispiel oder dem zweiten Ausführungsbeispiel dargestellt berechnet wird, miteinander verglichen, und der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 wird auf den kleineren Wert dieser Sollöffnungsgrade des Abgasrückführventils 24 gesteuert.
Als ein Ergebnis ist es möglich, die Abgasrückführrate so hoch wie möglich beizubehalten, während eine Verschlechterung der Verbrennung des Luft-Kraftstoff-Gemischs vom Gesichtspunkt des Zurückblasens des Einlassgases und vom Gesichtspunkt der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels unterdrückt wird.
20 ist ein Ablaufdiagramm, das eine Steuerroutine der Abgasrückführventilöffnungsgradsteuerung gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel zeigt. Schritte S31 bis S36 von 20 sind gleich wie Schritte S21 bis S26 von 18, so dass deren Erläuterungen ausgelassen werden.
Bei Schritt S37 wird der bei Schritt S33 berechnete Wert des vorläufigen EGR-Ventilsollöffnungsgrads tegr, der mit dem Ventilöffnungskorrekturkoeffizienten kive, dem Drehzahlkorrekturkoeffizienten kne, dem Lastkorrekturkoeffizienten kkl und dem Eigenschaftskorrekturkoeffizienten kfl multipliziert wurde, welche bei Schritt S36 berechnet wurden, zu dem ersten Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR1 gemacht.
Als Nächstes wird bei Schritt S38 der Wassertemperaturkorrekturkoeffizient kwt auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels unter Verwendung des in 19A gezeigten Kennfelds berechnet. Als Nächstes wird bei Schritt S39 der Wert des vorläufigen Abgasrückführventilöffnungsgrads tegr, der bei Schritt S33 berechnet wurde und mit dem bei Schritt S38 berechneten Wassertemperaturkorrekturkoeffizienten kwt multipliziert wurde, zu dem zweiten Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR2 gemacht.
Bei Schritt S40 wird beurteilt, ob der erste Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR1, der bei Schritt S37 berechnet wurde, kleiner oder gleich wie der zweite Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR2 ist. Wenn beurteilt wird, dass TEGR1 kleiner oder gleich TEGR2 ist, dann schreitet die Routine zu Schritt S41 vor, bei dem der erste Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR1 zu dem endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR gemacht wird. Wenn andererseits beurteilt wird, dass TEGR2 größer als TEGR1 ist, dann schreitet die Routine zu Schritt S42 vor, bei der der zweite Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR2 zu dem endgültigen Abgasrückführventilsollöffnungsgrad gemacht wird. Das heißt, bei Schritten S40 bis S42 wird der endgültige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad zu dem kleineren Wert von dem ersten Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR1 und dem zweiten Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR2 gemacht. Danach wird der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 so gesteuert, dass sich der endgültige Abgasrückführventilsollöffnungsgrad TEGR ergibt.
Es ist anzumerken, dass in dem vorstehend erwähnten dritten Ausführungsbeispiel der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels und der Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der so berechnet wurde, wie es in dem ersten Ausführungsbeispiel oder dem zweiten Ausführungsbeispiel gezeigt ist, getrennt voneinander berechnet werden. Es ist jedoch beispielsweise auch möglich, den Sollöffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 usw. berechnet wurde, auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels zu korrigieren.
Als Nächstes wird ein viertes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung erläutert. Die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß dem vierten Ausführungsbeispiel ist im Wesentlichen gleich wie die Konfigurationen der Brennkraftmaschinen der Eunkenzündungsbauart des ersten bis dritten Ausführungsbeispiels. Jedoch wird in dem ersten bis dritten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 in Übereinstimmung mit der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 gesteuert, während in dem vierten Ausführungsbeispiel die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 in Übereinstimmung mit dem Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 (oder der Abgasrückführart) gesteuert wird.
Diesbezüglich wird der optimale Wert des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 in übereinstimmung mit der Kraftmaschinendrehzahl und der Kraftmaschinenlast, wie dies in 13A gezeigt ist, vom Gesichtspunkt der Verringerung von HC, CO und NO_x in dem Abgas, welches von der Brennkammer 5 ausgelassen wird, sowie vom Gesichtspunkt der Verbesserung der Kraftstoffeffizienz bestimmt. Das heißt, der optimale Wert der Menge des zuzuführenden Abgasrückführgases wird in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinendrehzahl und der Kraftmaschinenlast bestimmt. Falls jedoch, wie dies vorstehend erwähnt ist, eine große Menge von Abgasrückführgas in dem Zustand zugeführt wird, in dem das Zurückblasen des Einlassgases groß ist, ist dies eine Einladung für eine Verschlechterung des Verbrennungszustands. Daher wird in dem vorstehend erwähnten ersten bis dritten Ausführungsbeispiel dann, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils an der auf spät gestellten Seite befindet, der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 kleiner gemacht, d. h., die Menge des zugeführten Abgasrückführgases wird verringert, um so die Verschlechterung des Verbrennungszustands zu unterdrücken.
Andererseits kann die vorstehend erwähnte Verschlechterung des Verbrennungszustands gesteuert werden, ohne die Menge des zugeführten Abgasrückführgases zu verringern, indem die Menge des zurückgeblasenen Einlassgases verringert wird. Wenn die Menge des zuzuführenden Abgasrückführgases groß ist, wird daher in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel zum Unterdrücken der das Rückblasen des Einlassgases begleitenden Verschlechterung der Verbrennung die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung zum Schließen des Einlassventils auf eine Zeitgebung auf die auf früh verstellte Seite geändert.
21 ist eine Ansicht, die die Beziehung zwischen der Menge des in das Einlassgas zugeführten Abgasrückführgases in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel und der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils zeigt. Dabei ist die „Spätverstellungsüberwachungszeitgebung” der Grenzwert der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf der auf spät verstellten Seite. Dementsprechend ist der Bereich, in welchem die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 geändert werden kann, von der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung auf die auf früh verstellte Seite beschränkt. In dem Bereich mit einer kleinen Menge des Abgasrückführgases ist die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung zu der Grenzschließzeitgebung gemacht.
Wie dies aus 21 zu verstehen ist, wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung zum Schließen des Einlassventils umso mehr auf die auf früh verstellte Seite festgelegt, je größer die Menge des Abgasrückführgases ist. Genauer gesagt wird die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung zum Schließen des Einlassventils auf früh gestellt, wenn die Menge des Abgasrückführgases zunimmt, so dass die Menge des Abgasrückführgases, welches in den Zwischenbehälter 12 zurückgeblasen wird, bei einer bestimmten Menge oder weniger beibehalten wird.
Durch Festlegen der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung zum Schließen des Einlassventils auf diese Weise wird in dem Kraftmaschine betrieb mit niedriger Last, bei dem die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu der Grenzschließzeitgebung gemacht ist, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils nicht überwacht wird, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh verstellt, wenn die Menge des Abgasrückführgases groß ist, verglichen mit dann, wenn sie klein ist.
22 zeigt die Änderungen der Schließzeitgebung des Einlassventils 7, des mechanischen Kompressionsverhältnisses und des tatsächlichen Kompressionsverhältnisses in übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast in dem Bereich, in dem die Kraftmaschinenlast relativ niedrig ist. In 22 zeigt die durchgezogene Linie A die Änderungen in dem Fall, in dem die Menge des Abgasrückführgases groß ist, die gestrichelte Line B zeigt die Änderungen in dem Fall, in dem die Menge des Abgasrückführgases klein ist und die Punktstrichlinie C zeigt die Änderungen in dem Fall, in dem die Menge des Abgasrückführgases null beträgt.
Wenn, wie dies in 22 gezeigt ist, die Menge des Abgasrückführgases groß ist, dann wird die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils auf die auf früh gestellte Seite festgelegt. Aus diesem Grund ist die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 nicht zu einer Zeitgebung an der auf spät verstellten Seite bzgl. der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung gemacht. Als ein Ergebnis wird sie, wie dies durch die durchgezogene Line A in 13 gezeigt ist, auf eine Zeitgebung an der auf früh verstellten Seite bzgl. des Falls festgelegt, in dem die Menge des Abgasrückführgases null beträgt (Strichpunktlinie C in 13).
Auf diese Weise wird in dem Bereich des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last dann, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf eine Zeitgebung an der auf früh verstellten Seite bezüglich des Falls festgelegt ist, in dem die Menge des Abgasrückführgases null beträgt, das mechanische Kompressionsverhältnis in Übereinstimmung mit dem Betrag der Frühverstellung kleiner gemacht. Als ein Ergebnis ist das tatsächliche Kompressionsverhältnis im Wesentlichen zu dem gleichen gemacht wie in dem Fall, in dem die Menge des Abgasrückführgases null beträgt. Mit anderen Worten wird das mechanische Kompressionsverhältnis in Übereinstimmung mit dem Frühverstellungsbetrag der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 kleiner gemacht, so dass selbst dann, wenn die Menge des Abgasrückführgases groß ist, das tatsächliche Kompressionsverhältnis gleich wie in dem Fall wird, in dem die Menge des Abgasrückführgases den Wert null hat.
Falls ferner die Menge des Abgasrückführgases kleiner wird, wie dies in 21 gezeigt ist, wird die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils auf die auf spät verstellte Seite geändert. Aus diesem Grund wird dann, wenn die Menge des Abgasrückführgases klein ist, die in 22 durch die gestrichelte Linie B gezeigte Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu einer Zeitgebung an der auf spät verstellten Seite bezüglich des Falls gemacht, in dem die Menge des Abgasrückführgases groß ist (durchgezogene Linie A in der Figur).
Es ist anzumerken, dass in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 auf die gleiche Weise wie dann gesteuert wird, wenn die Menge des Abgasrückführgases den Wert null hat.
Wenn die Menge des Abgasrückführgases groß ist, wird auf diesem Weg in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh verstellt, weshalb die Menge des zurückgeblasenen Einlassgases verringert wird. Daher ist es möglich, die das Rückblasen des Einlassgases begleitende Verbrennungsverschlechterung zu unterdrücken.
Es ist anzumerken, dass der Restgasanteil umso mehr verringert wird, je höher die Kraftmaschinenlast ist, so dass es weniger wahrscheinlich wird, dass sich die Verbrennung verschlechtert, wie dies vorstehend erläutert ist. Ferner wird der Strömungswiderstand gegen das Zurückblasen des Einlassgases umso größer und es wird das Rückblasen des Einlassgases umso unwahrscheinlicher, je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist. Ferner geht das Verbrennen des Luft-Kraftstoff-Gemischs umso leichter, je höher die Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff ist. Aus diesem Grund ist es in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel zudem möglich, es so einzurichten, dass der Frühverstellungsbetrag der Überwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils umso mehr verringert wird, je höher die Kraftmaschinenlast ist, je höher die Kraftmaschinendrehzahl ist und je höher die Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff ist.
Durch Festlegen der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils auf diese Weise wird in dem Kraftmaschinenbetriebsbereich der niedrigen Last, in dem die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu der Grenzschließzeitgebung gemacht ist, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 nicht überwacht wird, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh verstellt, wenn die Kraftmaschinendrehzahl niedrig ist, verglichen mit dann, wenn sie hoch ist. Auf ähnliche Weise wird in dem Kraftmaschinenbetriebsbereich mit niedriger Last die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh verstellt, wenn die Kraftmaschinenlast niedrig ist, verglichen mit dann, wenn sie hoch ist. Ferner wird in dem Kraftmaschinenbetriebsbereich mit niedriger Last die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh verstellt, wenn die Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff niedrig ist, verglichen mit dann, wenn sie hoch ist.
23 ist ein Ablaufdiagramm, das die Steuerroutine der Betriebssteuerung in dem ersten Ausführungsbeispiel zeigt. Wie dies In 23 gezeigt ist, werden zuerst bei Schritt S51 das mechanische Sollkompressionsverhältnis tεm und die Sollschließzeit tivc des Einlassventils 7 auf Grundlage der Kraftmaschinenlast KL und der Kraftmaschinendrehzahl NE unter Verwendung des Kennfelds berechnet, wie es in 9 gezeigt ist. Als Nächstes wird bei Schritt S52 beurteilt, ob die Bedingung zum Ausführen der Abgasrückführsteuerung besteht. Wenn beurteilt wird, dass die Bedingung zum Ausführen der Abgasrückführsteuerung nicht besteht, dann schreitet die Routine zu Schritt S53 vor, in dem die Abgasrückführung verhindert wird. Als Nächstes wird bei Schritt S59 der variable Kompressionsverhältnismechanismus A so gesteuert, dass das mechanische Kompressionsverhältnis zu dem mechanischen Kompressionsverhältnis εm wird, welches bei Schritt S51 berechnet wurde, und der variable Ventilzeitgebungsmechanismus B wird so gesteuert, dass die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu der Solleinlassventilschließzeitgebung tivc wird, die bei Schritt S51 berechnet wurde.
Wenn andererseits bei Schritt S52 beurteilt wird, dass die Bedingung zum Ausführen der Abgasrückführsteuerung besteht, schreitet die Routine zu Schritt S54 vor. Bei Schritt S54 wird der Abgasrückführventilöffnungsgrad tegr auf Grundlage der Kraftmaschinenlast KL und der Kraftmaschinendrehzahl NE unter Verwendung des in 13A gezeigten Kennfelds berechnet. Als Nächstes wird bei Schritt S55 die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Schließens des Einlassventils givc auf Grundlage des Abgasrückführventilöffnungsgrads tegr berechnet, welcher bei Schritt S54 unter Verwendung des in 21 gezeigten Kennfelds berechnet wurde. Bei Schritt S56 wird beurteilt, ob die Sollschließzeitgebung tivc des Einlassventils 7, die bei Schritt S51 berechnet wurde, sich bezüglich der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Schließens des Einlassventils givc, welche bei Schritt S55 berechnet wurde, auf der auf spät verstellten Seite befindet.
Wenn bei Schritt S56 beurteilt wird, dass die Sollschließzeitgebung tivc des Einlassventils 7 die gleiche Zeitgebung ist wie die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Schließens des Einlassventils givc, oder sich diesbezüglich auf der auf früh verstellten Seite befindet, dann werden die Schritte S57 und S58 übersprungen. Wenn andererseits bei Schritt S56 beurteilt wird, dass sich die Sollschließzeitgebung tivc des Einlassventils 7 bezüglich der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Schließens des Einlassventils givc an der auf spät verstellten Seite befindet, dann schreitet die Routine zu Schritt S57 vor. Bei Schritt S57 wird die Sollschließzeitgebung tivc zu der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils givc gemacht, und dann schreitet die Routine zu Schritt S58. Bei Schritt S58 wird das mechanische Sollkompressionsverhältnis tεm auf Grundlage der bei Schritt S57 berechneten Sollschließzeitgebung tivc so korrigiert, dass sich das tatsächliche Kompressionsverhältnis nicht ändert. Als Nächstes werden bei Schritt S59 der variable Ventilzeitgebungsmechanismus B und der variable Kompressionsverhältnismechanismus A so gesteuert, dass die Sollschließzeitgebung des Einlassventils 7 bereitgestellt wird, die bei Schritt S51 oder Schritt S57 berechnet wurde, und dass das mechanische Sollkompressionsverhältnis bereitgestellt wird, das bei Schritt S51 oder Schritt S58 berechnet wurde.
Es ist anzumerken, dass es beim Berechnen der Schließzeitgebung des Einlassventils 7 wie in den vorstehend erwähnten Ausführungsbeispielen ebenso möglich ist, den Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 usw. als die Basis zum Berechnen der Sollschließzeitgebung des Einlassventils 7 zu verwenden und getrennt davon die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels als die Basis zum Berechnen der Sollschließzeitgebung des Einlassventils 7 zu verwenden und dann die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 so zu steuern, dass sie von diesen Sollschließzeitgebungen die Sollschließzeitgebung hervorbringt, die sich an der auf früh verstellten Seite befindet.
Alternativ ist es zudem möglich, den Betrag der Frühverstellung der Überwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils zu verringern, je höher die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels ist. Durch Festlegen der Spätverstellungsüberwachungszeitgebung des Verschließens des Einlassventils auf diese Weise wird in dem Kraftmaschinenbetriebsbereich mit niedriger Last, in dem die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu der Grenzschließzeitgebung gemacht ist, wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 nicht überwacht wird, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh verstellt, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels niedrig ist, verglichen mit dann, wenn sie hoch ist.
Als Nächstes wird ein fünftes Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung beschrieben. Die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart des fünften Ausführungsbeispiels ist im Wesentlichen gleich wie die Konfiguration der Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart des vierten Ausführungsbeispiels. Jedoch wird in dem vierten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 ungeachtet des Öffnungsgrads des Drosselventils 17 gesteuert, während in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 in Übereinstimmung mit dem Öffnungsgrad des Drosselventils 17 gesteuert wird.
Diesbezüglich wird in dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel zum Zeitpunkt der niedrigen Lastseite des Kraftmaschinenbetriebs mit mittlerer Last, bei der die Kraftmaschinenlast niedriger als L ist, und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last das tatsächliche Kompressionsverhältnis so festgelegt, dass es verglichen mit dem tatsächlichen Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last abfällt. Falls das tatsächliche Kompressionsverhältnis auf diese Weise abfällt, wird die Temperatur im Inneren der Brennkammer 5 beim Kompressionsende abfallen und das Zünden und das Verbrennen von Kraftstoff wird schwierig werden. Falls der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 kleiner gemacht ist, tritt diesbezüglich in diesem Fall infolge des Drosselbetriebs durch das Drosselventil 17 an der Einlassluftmenge eine Störung im Inneren der Brennkammer 5 auf und daher können das Zünden und das Verbrennen des Kraftstoffs verbessert werden.
Falls jedoch in diesem Fall der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 kleiner gemacht wird, ist dies eine Einladung für einen Pumpenverlust und eine Einladung für eine Verringerung der Menge der in eine Brennkammer 5 geförderten Luft. Daher wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel dann, wenn der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 klein gemacht wird, der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 größer gemacht und die Menge des Abgasrückführgases wird erhöht und zudem wird die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf die auf früh verstellte Seite korrigiert.
Das heißt, durch Größermachen des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 ist es möglich, zu verhindern, dass der Druck im Inneren des Kraftmaschineneinlassdurchlasses an der stromabwärtigen Seite des Drosselventils 17 zu einem Unterdruck wird. Daher ist es durch Kleinermachen des Öffnungsgrads des Drosselventils 17 zusammen mit diesem Größermachen des Öffnungsgrads des Abgasrückführventils 24 möglich, die Erhöhung des Pumpenverlusts zu kompensieren.
Daher wird in dem vorgenannten Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils des Abgasrückführventils 24 ungeachtet des Öffnungsgrads des Drosselventils 17 auf Grundlage der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl festgelegt, während in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24 nicht nur auf Grundlage der Kraftmaschinenlast und der Kraftmaschinendrehzahl sondern auch auf Grundlage des Öffnungsgrads des Drosselventils 17 festgelegt wird. Ferner wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils 24, der auf diese Weise festgelegt wurde, als die Basis verwendet, wie dies in 21 gezeigt ist, um die Spätverstellungsüberwachungszeitgebung zum Schließen des Einlassventils festzulegen.
Es ist anzumerken, dass die vorliegende Erfindung ausführlich auf Grundlage spezifischer Ausführungsbeispiele erläutert wurde, dass jedoch ein Fachmann verschiedene Änderungen, Modifikationen usw. durchführen könnte, ohne von den Patentansprüchen und dem Konzept der vorliegenden Erfindung abzuweichen.
Bezugszeichenliste

1: Kurbelgehäuse
2: Zylinderblock
3: Zylinderkopf
4: Kolben
5: Brennkammer
7: Einlassventil
70: Einlassventilantriebsnockenwelle
A: variabler Kompressionsverhältnismechanismus
B: variabler Ventilzeitgebungsmechanismus

ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur

JP 2007-303423 A [0002, 0004]

Claims

Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart mit einem Variablen Schließzeitgebungsmechanismus, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung eines Einlassventils nach einem unteren Einlasstotpunkt zu ändern, und mit einem Abgasrückführmechanismus, der einen Teil des Abgases als ein Abgasrückführgas wieder in eine Brennkammer strömen lässt, wobei die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, wenn sich die Schließzeitgebung des Einlassventils an der auf spät verstellten Seite befindet, verglichen mit dann, wenn sie sich an der auf früh verstellten Seite befindet.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei die Menge des Abgasrückführgases umso mehr verringert wird, je weiter sich die Schließzeitgebung des Einlassventils an der auf spät verstellten Seite befindet.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei das Ausmaß, mit dem die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht wird, wenn die Kraftmaschinenlast hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei das Ausmaß, mit dem die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht wird, wenn die Kraftmaschinendrehzahl hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei das Ausmaß, mit dem die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht wird, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei das Ausmaß, mit dem die Menge des Abgasrückführgases verringert wird, kleiner gemacht wird, wenn eine Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei die Menge des Abgasrückführgases, welches in die Brennkammer zu führen ist, nicht nur auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils sondern auch der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels berechnet wird, und der vorstehend erwähnte Abgasrückführmechanismus so gesteuert wird, dass er die kleinere Abgasrückführgasmenge von der Abgasrückführgasmenge, die auf Grundlage der Schließzeitgebung des Einlassventils berechnet wird, und der Abgasrückführgasmenge bereitstellt, die auf Grundlage der Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels berechnet wird.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 1, wobei der vorstehend erwähnte Abgasrückführmechanismus mit einem Abgasrückführdurchlass versehen ist, der ein Kraftmaschinenauslassrohr und ein Kraftmaschineneinlassrohr miteinander in Verbindung bringt, und mit einem Abgasrückführventil, welches in dem Abgasrückführdurchlass vorgesehen ist, und der Öffnungsgrad des Abgasrückführventils kleiner gemacht wird, wenn die Menge des Abgasrückführgases verringert wird.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 8, wobei der Öffnungsgrad des vorstehend erwähnten Abgasrückführventils so gesteuert wird, dass die Menge des Abgasrückführgases, welche in den Zwischenbehälter zurückgeführt wird, zu einer bestimmten Menge oder weniger wird.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart mit einem variablen Schließzeitgebungsmechanismus, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung eines Einlassventils nach einem unteren Einlasstotpunkt zu ändern, und mit einem Abgasrückführmechanismus, der einen Teil des Abgases als ein Abgasrückführgas wieder in eine Brennkammer strömen lässt, wobei die Menge des Einlassgases, welches in die Brennkammer geführt wird, hauptsächlich durch Ändern der Schließzeitgebung des Einlassventils gesteuert wird, und die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh verstellt wird, wenn die Menge des Abgasrückführgases groß ist, verglichen mit dann, wenn sie klein ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 10, ferner mit einem Drosselventil, welches in dem Kraftmaschineneinlassdurchlass angeordnet ist, wobei die Menge des zu einer Brennkammer zugeführten Einlassgases gesteuert wird, indem zusätzlich zu dem Ändern der Schließzeitgebung des Einlassventils ein Öffnungsgrad des Drosselventils geändert wird, und die vorstehend erwähnte Abgasrückführgasmenge größer gemacht wird, wenn der Öffnungsgrad des Drosselventils klein ist, verglichen mit dann, wenn er groß ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 10, wobei das Ausmaß, mit dem die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh verstellt wird, kleiner gemacht wird, wenn die Kraftmaschinenlast hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 10, wobei das Ausmaß, mit dem die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh verstellt wird, kleiner gemacht wird, wenn die Kraftmaschinendrehzahl hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemach Anspruch 10, wobei das Ausmaß, mit dem die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh verstellt wird, kleiner gemacht wird, wenn die Temperatur des Kraftmaschinenkühlmittels hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 10, wobei das Ausmaß, mit dem die Schließzeitgebung des Einlassventils auf früh verstellt wird, kleiner gemacht wird, wenn eine Konzentration von Ethanol in dem Kraftstoff hoch ist, verglichen mit dann, wenn sie niedrig ist.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß einem der Ansprüche 1 oder 10, ferner mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der in der Lage ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis zu ändern, wobei das mechanische Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt eines Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last verglichen mit einem Zeitpunkt eines Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last höher gemacht wird.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 16, wobei das mechanische Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last zu dem maximalen mechanischen Kompressionsverhältnis gemacht wird.
Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart gemäß Anspruch 16, wobei das Expansionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last zu 20 oder mehr gemacht wird.