DE112016004020T5 - Kompressionsverhältnis-einstellvorrichtung für einen verbrennungsmotor und verfahren zum steuern der kompressionsverhältnis-einstellvorrichtung für einen verbrennungsmotor - Google Patents

Kompressionsverhältnis-einstellvorrichtung für einen verbrennungsmotor und verfahren zum steuern der kompressionsverhältnis-einstellvorrichtung für einen verbrennungsmotor Download PDF

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Abstract

Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine neuartige Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor vorzusehen, die eine Klopfwiderstandperformanz verbessern kann und eine Temperaturerhöhung des Abgases verhindern oder reduzieren kann. Die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung ist konfiguriert, um ein mechanisches Kompressionsverhältnis in einem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors relativ zu vermindern und dabei auch ein mechanisches Expansionsverhältnis zu einem relativ hohen Verhältnis einzustellen. Mit dieser Konfiguration führt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine Steuerung zum Vermindern des mechanischen Kompressionsverhältnisses in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors und weiterhin zum Vergrößern des mechanischen Expansionsverhältnisses durch, um die Klopfwiderstandsperformanz zu verbessern und eine Temperaturerhöhung des Abgases zu verhindern oder zu reduzieren, wodurch eine thermische Beschädigung an einem Teil im Abgassystem vermieden werden kann.

Description

  • TECHNISCHES GEBIET
  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Vier-Zyklen-Verbrennungsmotor und ein Verfahren zum Steuern der Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor sowie insbesondere eine Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor, die einen variablen Kompressionsverhältnismechanismus enthält, der konfiguriert ist zum Ändern von Positionen eines Kolbens an einem oberen Totpunkt und einem unteren Totpunkt, und ein Verfahren zum Steuern der Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor.
  • STAND DER TECHNIK
  • In einer herkömmlichen Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor verbessert ein vorgeschlagenes Verfahren verschiedene Performanzen des Motors durch eine Kombination aus einer Steuerung eines variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der ein geometrisches Kompressionsverhältnis, d.h. ein mechanisches Kompressionsverhältnis des Verbrennungsmotors, variabel steuert, und aus einer Steuerung eines variablen Ventilbetätigungsmechanismus, der die Öffnungs-/Schließzeit eines Einlass-/Abgasventils und damit ein tatsächliches Kompressionsverhältnis variabel steuert. Zum Beispiel enthält eine in der japanischen Patentanmeldung mit der Veröffentlichungsnummer 2002-276446 (PTL1) beschriebene Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor den variablen Ventilbetätigungsmechanismus für das variable Steuern der Schließzeit des Einlass-/Abgasventils und weiterhin auch den variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der das Kompressionsverhältnis variabel steuert.
  • REFERENZLISTE
  • PATENTLITERATUR
  • PTL 1: Japanische Patentanmeldung mit der Veröffentlichungsnummer 2002-276446
  • ZUSAMMENFASSUNG DER ERFINDUNG
  • TECHNISCHES PROBLEM
  • 8 in der PTL 1 zeigt eine Haltung des Mechanismus an einem oberen Kompressionstotpunkt. Der linke Teil in 8 zeigt eine Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt in einer hohen mechanischen Kompressionsverhältnissteuerung (die Kolbenposition ist etwas hoch), und der rechte Teil in 8 zeigt eine Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt in einer niedrigen mechanischen Kompressionsverhältnissteuerung (die Kolbenposition ist etwas niedrig). Was die Positionen an dem oberen Kompressionstotpunkt betrifft, fallen die Kolbenpositionen an den oberen Kompressionstotpunkten mit den entsprechenden Kolbenpositionen an den oberen Kompressionstotpunkten von 8 in der hohen mechanischen Kompressionsverhältnissteuerung und in der niedrigen mechanischen Kompressionsverhältnissteuerung zusammen.
  • Der Grund hierfür ist, dass der in der PTL 1 erläuterte variable Kompressionsverhältnismechanismus ein Mechanismus ist, der basierend auf einem zu einem Kurbelwinkel von 360 Grad gesetzten Zyklus betrieben wird, sodass die Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt und die Kolbenposition an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt im Prinzip zusammenfallen. Und aus dem gleichen Grund fallen auch die Kolbenposition an dem unteren Einlass-Totpunkt und die Kolbenposition an dem unteren Expansionstotpunkt miteinander zusammen. Das heißt, dass ein Kompressionshub von der Kolbenposition an dem unteren Einlasstotpunkt zu der Kolbenposition an dem unteren Kompressionstotpunkt und ein Expansionshub von der Kolbenposition an dem unteren Kompressionstotpunkt zu der Kolbenposition an dem unteren Expansionstotpunkt immer miteinander übereinstimmen. Deshalb stimmen auch das mechanische Kompressionsverhältnis und das mechanische Expansionsverhältnis im Prinzip miteinander überein.
  • Eine auf diese Weise konfigurierte Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung kann Probleme wie etwa das nachfolgend geschilderte Problem verursachen.
  • Zum Beispiel führt in einem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors ein Versuch zum Vermindern des mechanischen Kompressionsverhältnisses für eine Verbesserung der Klopfwiderstandsperformanz zu einer unerwünschten Reduktion des mechanischen Expansionsverhältnisses zu dem gleichen Wert wie bei dem mechanischen Kompressionsverhältnis, weil das mechanische Kompressionsverhältnis und das mechanische Expansionsverhältnis miteinander übereinstimmen. Deshalb kann die oben beschriebene Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung das neue Problem einer Temperaturerhöhung des Abgases in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors mit sich bringen und die Wahrscheinlichkeit des Auftretens einer thermischen Beschädigung eines Teils in einem Abgassystem wie etwa eines Abgaskrümmers und eines Abgasreinigungskatalysators vergrößern.
  • Es ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine neuartige Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor, die eine Temperaturerhöhung des Abgases verhindern oder reduzieren kann und gleichzeitig die Klopfwiderstandsperformanz verbessern kann, und ein neuartiges Verfahren zum Steuern der Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor vorzusehen.
  • PROBLEMLÖSUNG
  • Ein Aspekt der vorliegenden Erfindung ist durch eine Konfiguration zum relativen Vermindern des mechanischen Kompressionsverhältnisses in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors und dabei auch zum Einstellen des mechanischen Expansionsverhältnisses zu einem relativ hohen Verhältnis gekennzeichnet.
  • Gemäß einem Aspekt der vorliegenden Erfindung führt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine Steuerung zum Vermindern des mechanischen Kompressionsverhältnisses in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors und dabei auch zum Einstellen des mechanischen Expansionsverhältnisses zu dem hohen Verhältnis durch, um eine Verbesserung der Klopfwiderstandsperformanz zu erzielen und auch eine Verhinderung oder Reduktion einer Temperaturerhöhung des Abgases zu realisieren.
  • Figurenliste
    • 1 zeigt schematisch eine vollständige Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung.
    • 2 ist eine Seitenansicht von Hauptteilen, die einen Teil der Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung im Querschnitt zeigt.
    • 3(A) und 3(B) sind Vorderansichten eines Kolbenposition-Änderungsmechanismus mit einer entfernten vorderen Abdeckung, wobei 3(A) und 3(B) insbesondere einen maximalen Verzögerungswinkel-Steuerzustand und einen maximalen Vorschubwinkel-Steuerzustand zeigen.
    • 4(A) bis 4(C) zeigen eine Operation zum Wandeln der Phase einer Steuerwelle durch einen variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der in ersten und zweiten Ausführungsformen verwendet wird, wobei 4(A) bis 4(C) insbesondere Zustände zeigen, wenn eine exzentrische Drehphase der Steuerwelle zu einer Steuerphase aa (zum Beispiel 43 Grad), einer Steuerphase ab (zum Beispiel 71 Grad) und einer Steuerphase αc (zum Beispiel 100 Grad) jeweils an einem Drehwinkel einer Kurbelwelle (X = 360 Grad), an dem ein Kurbelzapfen annähernd direkt über der Kurbelwelle um einen oberen Kompressionstotpunkt ausgerichtet ist, gesteuert wird.
    • 5 zeigt eine Kennlinie einer Änderung der Höhenposition eines Kolbens in Bezug auf den Drehwinkel der Kurbelwelle gemäß der ersten Ausführungsform.
    • 6(A) bis 6(H) zeigen eine Operation des variablen Kompressionsverhältnismechanismus gemäß der ersten Ausführungsform. 6(A) bis 6(D) zeigen Kolbenpositionen, wenn sich ein Flügelrotor in dem maximalen Verzögerungswinkelzustand (der Steuerphase αa) befindet, und zeigen insbesondere jeweils eine Position an einem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt, eine Position an einem unteren Einlasstotpunkt, eine Position an dem oberen Kompressionstotpunkt und eine Position an einem unteren Expansionstotpunkt. Weiterhin zeigen 6(E) bis 6(H) Positionen, wenn sich der Flügelrotor in einem mittleren Winkelzustand (der Steuerphase αb) befindet, und insbesondere Zustände, in denen sich die Kolbenposition jeweils an einer Position an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt, einer Position an dem unteren Einlasstotpunkt, einer Position an dem oberen Kompressionstotpunkt und einer Position an dem unteren Expansionstotpunkt befindet.
    • 7 ist ein Steuerflussdiagramm für die Steuerung gemäß der ersten Ausführungsform.
    • 8 zeigt eine Kennlinie für die Änderung der Höhenposition des Kolbens in Bezug auf den Drehwinkel der Kurbelwelle gemäß der zweiten Ausführungsform.
    • 9(A) bis 9(H) zeigen eine Operation des variablen Kompressionsverhältnismechanismus gemäß der zweiten Ausführungsform. 9(A) bis 9(D) zeigen Kolbenpositionen, wenn sich der Flügelrotor in dem maximalen Verzögerungswinkelzustand (der Steuerphase αa) befindet, und zeigen insbesondere jeweils eine Position an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt, eine Position an dem unteren Einlasstotpunkt, eine Position an dem oberen Kompressionstotpunkt und eine Position an dem unteren Expansionstotpunkt. Weiterhin zeigen 9(E) bis 9(H) Kolbenpositionen, wenn sich der Flügelrotor in dem maximalen Vorschubwinkelzustand (der Steuerphase αc) befindet, und insbesondere Zustände, in denen sich die Kolbenposition jeweils an einer Position an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt, einer Position an dem unteren Einlasstotpunkt, einer Position an dem oberen Kompressionstotpunkt und einer Position an dem unteren Expansionstotpunkt befindet.
    • 10 ist ein Steuerflussdiagramm, in dem eine Steuerung gemäß der zweiten Ausführungsform durchgeführt wird.
  • BESCHREIBUNG VON AUSFÜHRUNGSFORMEN
  • In der folgenden Beschreibung werden Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung im Detail mit Bezug auf die Zeichnungen beschrieben, wobei die Erfindung jedoch nicht auf die hier beschriebenen Ausführungsformen beschränkt ist, die auf verschiedene Weise innerhalb des Erfindungsumfangs modifiziert und anders angewendet werden können.
  • ERSTE AUSFÜHRUNGSFORM
  • Im Folgenden wird zuerst eine erste Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben. 1 und 2 zeigen schematisch eine Konfiguration eines variablen Kompressionsverhältnismechanismus. 1 zeigt den variablen Kompressionsverhältnismechanismus von der rechten Seite in 2.
  • Ein Verbrennungsmotor 01 enthält einen Kolben 2 und eine Kurbelwelle 4. Der Kolben 2 bewegt sich vertikal entlang einer in einem Zylinderblock 02 ausgebildeten Zylinderbohrung 03 hin und her. Die Kurbelwelle 4 wird drehend durch die vertikale Bewegung des Kolbens 2 über einen Kolbenzapfen 3 und einen Verbindungsmechanismus 5 eines variablen Kompressionsverhältnismechanismus 1 wie weiter unten beschrieben angetrieben. Ein an einer Kronenfläche des Kolbens 2 von 1 zwischen dem Kolben 2 und einer durch eine Strichlinie mit alternierend langen und kurzen Strichen angegebenen Verbrennungskammer-Grenzlinie definierter Raum ist ein Zylinderinnenvolumen (ein Volumen in einer Verbrennungskammer).
  • Weiterhin sind ein Einlassventil IV und ein Abgasventil EV in der Verbrennungskammer vorgesehen, die jeweils durch eine nicht gezeigte Nockenwelle geöffnet und geschlossen werden. Wenn sie zu der Seite des Kolbens 2 (zu der unteren Seite) gehoben werden, nähern sich das Einlassventil IV und das Abgasventil EV der Kronenfläche des Kolbens wie von 1 aus gesehen. Dabei wird die Hubgröße des Einlassventils IV als eine Position yi von einer Bezugsposition (yi = ye = 0) in einer Richtung, in der sich der Kolben gleitend bewegt, ausgedrückt und wird die Hubgröße des Abgasventils EV als eine Position ye von der Bezugsposition in der Richtung, in der sich der Kolben gleitend bewegt, ausgedrückt. Die Bezugsposition entspricht einer Position, an welcher das Einlassventil IV und das Abgasventil EV geschlossen werden, ohne gehoben zu werden. Dann führt eine nach oben gerichtete Verschiebung der Kolbenposition Y zu der Position yi des Einlassventils IV oder zu der Position ye des Abgasventils EV bei einem gewissen Kurbelwinkel zu dem Auftreten einer Behinderung zwischen der Kronenfläche des Kolbens und dem Einlass-/Abgasventil.
  • Der variable Kompressionsverhältnismechanismus 1 umfasst den Verbindungsmechanismus 5, der eine Vielzahl von Verbindungen umfasst, einen Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6, der die Haltung des Verbindungsmechanismus 5 ändert, usw. Der Verbindungsmechanismus 5 umfasst eine obere Verbindung 7, eine untere Verbindung 10 und eine Steuerverbindung 14. Die obere Verbindung 7 ist eine erste Verbindung, die mit dem Kolben 2 über den Kolbenzapfen 3 gekoppelt ist. Die untere Verbindung 10 ist eine zweite Verbindung, die schwenkbar mit der oberen Verbindung 7 über einen ersten Kopplungszapfen 8 gekoppelt ist und weiterhin drehbar mit der Kurbelwelle 4 über einen Kurbelzapfen 9 gekoppelt ist. Die Steuerverbindung 14 ist eine dritte Verbindung, die schwenkbar mit der unteren Verbindung 10 über einen zweiten Kopplungszapfen 11 gekoppelt ist und weiterhin drehbar mit einem exzentrischen Nockenteil 13 einer Steuerwelle 12 gekoppelt ist.
  • Weiterhin ist ein kleindurchmessriges erstes Zahnrad 15, das ein antreibendes Drehglied ist, an einem vorderen Endteil der Kurbelwelle 4 wie in 1 und 2 gezeigt fixiert und ist ein großdurchmessriges zweites Zahnrad 16, das ein angetriebenes Drehglied ist, auf der Seite eines vorderen Endteils der Steuerwelle 2 vorgesehen, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus 1 derart konfiguriert ist, dass das erste Zahnrad 15 und das zweite Zahnrad 16 ineinander eingreifen, um eine Übertragung einer Drehkraft der Kurbelwelle 4 zu der Steuerwelle 12 über den Kolbenpositions-Änderungsmechanismus 6 zu gestatten.
  • Das erste Zahnrad 15 weist einen Außendurchmesser auf, der annähernd halb so groß wie der Außendurchmesser des zweiten Zahnrads 16 ist, sodass die Drehgeschwindigkeit der Kurbelwelle 4 auf die Steuerwelle 12 übertragen wird und dabei aufgrund der Differenz zwischen den Außendurchmessern des ersten Zahnrads 15 und des zweiten Zahnrads 16 zu der halben Winkelgeschwindigkeit reduziert wird. Die Steuerwelle 12 ist derart konfiguriert, dass ihre Phase in Bezug auf das zweite Zahnrad 16 geändert wird, d.h. die relative Drehphase in Bezug auf die Kurbelwelle 4 durch den Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6 geändert wird.
  • Wie in 2 gezeigt, werden die Kurbelwelle 4 und die Steuerwelle 12 drehbar durch zwei Lager 17 und 18 gehalten, die an dem Zylinderblock davor und dahinter vorgesehen sind. Weiterhin ist der exzentrische Nockenteil 13 drehbar mit einem an einem unteren Endteil der Steuerverbindung 14 ausgebildeten großdurchmessrigen Teil über ein Nadellager 19 gekoppelt.
  • Der Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6 ist zum Beispiel ähnlich konfiguriert wie ein hydraulischer (Flügel-Typ) variabler Ventilbetätigungsmechanismus, der in der japanischen Patentanmeldung mit der Veröffentlichungsnummer 2012-225287 erläutert wird, die zuvor durch den vorliegenden Anmelder eingereicht wurde und hier kurz beschrieben wird.
  • Wie in 2 und 3(A) und 3(B) gezeigt, enthält der Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6 ein Gehäuse 20, einen Flügelrotor 21 und einen Hydraulikkreis 22. Das zweite Zahnrad 16 ist am dem Gehäuse 20 fixiert. Der Flügelrotor 21 ist relativ drehbar in dem Gehäuse 20 enthalten und an einem Endteil der Steuerwelle 12 fixiert. Der Hydraulikkreis 22 dreht den Flügelrotor 21 hydraulisch in einer normalen Richtung und in einer entgegengesetzten Richtung.
  • Das Gehäuse 20 enthält einen zylindrischen Gehäusehauptkörper 20a, der an einer vorderen Endöffnung durch eine scheibenförmige vordere Abdeckung 23 geschlossen wird und weiterhin an einer hinteren Endöffnung durch eine scheibenförmige hintere Abdeckung 24 geschlossen wird. Weiterhin sind Schuhe 20b, die durch vier Trennwände gebildet werden, derart ausgebildet, dass sie nach innen an Positionen von ungefähr 90 Grad in einer Umfangsrichtung einer Innenumfangsfläche des Gehäusehauptkörpers 20a vorstehen.
  • Die hintere Abdeckung 24 ist an einer mittleren Position des zweiten Zahnrads 16 einstückig mit diesem angeordnet und wird an einem Außenumfangsteil an dem Gehäusehauptkörper 20a und der vorderen Abdeckung 23 unter Verwendung von vier Schrauben 25 fixiert. Weiterhin ist ein großdurchmessriges Lagerloch 24a derart ausgebildet, dass es sich axial durch einen annähernd mittigen Teil der hinteren Abdeckung 24 erstreckt. Ein Außenumfang eines zylindrischen Teils des Flügelrotors 21 wird durch das Lagerloch 24a getragen.
  • Der Flügelrotor 21 enthält einen zylindrischen Rotor 26 und vier Flügel 27. Der Rotor 26 weist in seiner Mitte ein Schraubeneinsteckloch auf. Die Flügel 27 sind einstückig an Positionen von ungefähr 90 Grad in einer Umfangsrichtung einer Außenumfangsfläche des Rotors 26 vorgesehen. Der Rotor 26 enthält einen kleindurchmessrigen zylindrischen Teil 26a an einer vorderen Endseite und einen kleindurchmessrigen zylindrischen Teil 26b an einer hinteren Endseite. Der kleindurchmessrige zylindrische Teil 26a wird drehbar in einem mittigen Halteloch der vorderen Abdeckung 23 gehalten, und der zylindrische Teil 26b wird drehbar in dem Lagerloch 24a der oben beschriebenen hinteren Abdeckung 24 gehalten.
  • Weiterhin ist der Flügelrotor 21 an einem vorderen Endteil der Steuerwelle 12 von einer Axialrichtung unter Verwendung einer Fixierungsschraube 28, die in das Schraubeneinsteckloch des Rotors 26 von der Axialrichtung eingesteckt wird, fixiert. Weiterhin ist jeder der Flügel 27 zwischen den einzelnen Schuhen 20b angeordnet und werden ein Dichtungsglied und eine Plattenfeder jeweils fix befestigt in einer länglichen Haltenut in einer Axialrichtung einer Außenfläche jedes der Flügel 27 gehalten. Das Dichtungsglied ist in einem Gleitkontakt mit einer Innenumfangsfläche des oben beschriebenen Gehäusehauptkörpers 20a. Die Plattenfeder drückt dieses Dichtungsglied in der Richtung der Innenumfangsfläche des Gehäusehauptkörpers. Weiterhin sind vier Vorschubwinkelkammern 40 und vier Verzögerungswinkelkammern 41 zwischen den beiden Seiten jedes dieser Flügel 27 und den beiden Seitenflächen jedes der Schuhe 20b definiert.
  • Wie in 2 gezeigt, enthält der Hydraulikkreis 22 zwei Hydraulikdurchgangssysteme, nämlich einen ersten Hydraulikdurchgang 28 und einen zweiten Hydraulikdurchgang 29. Der erste Hydraulikdurchgang 28 führt einen Hydraulikdruck eines Hydrauliköls zu jeder der Vorschubwinkelkammern 40 zu und von dieser ab. Der zweite Hydraulikdurchgang 29 führt den Hydraulikdruck des Hydrauliköls zu jeder der Verzögerungswinkelkammern 41 zu und von dieser ab. Ein Zufuhrdurchgang 30 und ein Abführdurchgang 31 sind mit diesen beiden Hydraulikdurchgängen 28 und 29 über ein elektromagnetisches Schaltventil 32 zum Schalten des Durchgangs verbunden. Eine Einweg-Ölpumpe 34, die das in einer Ölpfanne 33 enthaltene Öl unter Druck zuführt, ist in dem Zufuhrdurchgang vorgesehen, und ein stromabwärts gelegenes Ende des Abführdurchgangs 31 ist in Kommunikation mit der Ölpfanne 33.
  • Die ersten und zweiten Hydraulikdurchgänge 28 und 29 sind in einem Durchgangsbildungsteil auf der Seite der vorderen Abdeckung 23 ausgebildet, wobei ein Endteil jeder derselben in Kommunikation mit dem Inneren des oben genannten Rotors 26 über einen säulenförmigen Teil 35 ist, der angeordnet wird, indem er in ein inneres Halteloch von dem kleindurchmessrigen zylindrischen Teil 26a des Rotors 26 in den oben genannten Durchgangsbildungsteil eingesteckt wird, während ein gegenüberliegender Endteil mit dem oben beschriebenen elektromagnetischen Schaltventil 32 verbunden ist.
  • Der erste Hydraulikdurchgang 28 umfasst vier Verzweigungsdurchgänge (nicht gezeigt), die mit den entsprechenden Vorschubwinkelkammern 40 kommunizieren, während die zweiten Hydraulikdurchgänge 29 zweite Öldurchgänge umfassen, die mit den entsprechenden Verzögerungswinkelkammern 41 kommunizieren. Das elektromagnetische Schaltventil 32 ist ein Ventil des Vier-Anschlüsse-drei-Positionen-Typs, wobei ein interner Ventilkörper desselben konfiguriert ist, um eine Steuerung des relativen Schaltens jedes der Hydraulikdurchgänge 28 und 29, des Zufuhrdurchgangs 30 und des Abführdurchgangs 31 zu steuern, und weiterhin konfiguriert ist, um für eine Aktivierung in Entsprechung zu einem Steuersignal von einer Steuereinheit 36 geschaltet zu werden.
  • Weiterhin ist der variable Kompressionsverhältnismechanismus 1 konfiguriert, um die relative Drehphase des Flügelrotors 21 (der Steuerwelle 12) in Bezug auf die Kurbelwelle 4 zu ändern, indem wahlweise das Hydrauliköl zu jeder der Vorschubwinkelkammern 40 und jeder der Verzögerungswinkelkammern 41 durch die geschaltete Aktivierung des elektromagnetischen Schaltventils zugeführt wird. Weiterhin sind vier Spiralfedern 42 jeweils in jeder der Verzögerungswinkelkammern 41 befestigt. Die Spiralfedern 42 spannen den Flügelrotor 21 in der Verzögerungswinkelrichtung vor.
  • 4(A) bis 4(C) zeigen das zweite Zahnrad 16 und die Steuerwelle 12, wenn die relative Drehphase zwischen diesen geändert wird. In diesen Zeichnungen sind die zweiten Zahnräder 15 und 16 usw. nicht gezeigt. Die vorliegende Ausführungsform ist konfiguriert, um diese relative Drehphase durch die Steuerung für das Wandeln der relativen Drehphase, die durch den oben beschriebenen Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6 durchgeführt wird, zu ändern, wobei sie aber auch die relative Drehphase durch das relative Ändern einer Befestigungsbeziehung zwischen dem oben beschriebenen zweiten Zahnrad 16 und der Steuerwelle 12 (des exzentrischen Nockenteils 13) ändern kann.
  • 4(A) bis 4(C) zeigen jeweils eine Haltung, wenn die Kurbelwelle 4 in der Richtung im Uhrzeigersinn gedreht wird, ohne die relative Phase zwischen dem zweiten Zahnrad 16 und der Kurbelwelle 12 von 1 zu ändern, weiter von einer Position, an welcher der Kurbelzapfen 6 direkt darüber ausgerichtet ist (Kurbelwinkel X = 0 Grad und um einen oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt herum), gedreht wird und dann an einer Position positioniert wird, an welcher der Kurbelzapfen wieder direkt darüber ausgerichtet ist (X = 360 Grad und um einen oberen Kompressionstotpunkt herum).
  • Dabei ist in 4A eine Exzentrizitätsrichtung des exzentrischen Nockenteils 13 an einer Position positioniert, die zum Beispiel um 43 Grad in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn von einer Richtung direkt unter der Steuerwelle 12 geändert wird. Diese Winkelposition entspricht einem maximalen Verzögerungswinkelzustand, in dem die Phase maximal verzögert wird. Weiterhin ist in 4(B) die Exzentrizitätsrichtung des exzentrischen Nockenteils 13 an einer Position positioniert, die zum Beispiel um 71 Grad in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn von der Position direkt unter der Steuerwelle 12 geändert wird. Diese Winkelposition entspricht einem Zustand, in dem die Phase um 28 Grad im Vergleich zu 4(A) vorgeschoben ist, und einem Zwischenwinkelzustand. Weiterhin ist in 4(C) die Exzentrizitätsrichtung des exzentrischen Nockenteils 13 an einer Position positioniert, die zum Beispiel um 100 Grad in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn von der Richtung direkt unter der Steuerwelle 12 geändert wird. Dies entspricht einem Zustand, in dem die Phase um 57 Grad im Vergleich zu 4(A) vorgeschoben ist (weiter um 29 Grad von 4(B) vorgeschoben ist), wobei diese Winkelposition einem maximalen Vorschubwinkelzustand, in dem die Phase maximal vorgeschoben ist, entspricht.
  • Mit anderen Worten ist der maximal verzögerte Zustand in 4(A) gezeigt, ist der maximal vorgeschobene Zustand in 4(C) gezeigt und ist der Zwischenzustand in 4(B) gezeigt. In diesem Beispiel ist die Drehrichtung des exzentrischen Nockenteils 13 die Richtung gegen den Uhrzeigersinn in 4(A) bis 4(C), sodass die Richtung gegen den Uhrzeigersinn als eine Vorschubwinkelrichtung angenommen wird.
  • Im Folgenden wird der Betrieb des Phasenänderungsmechanismus 6 (des Kolbenposition-Änderungsmechanismus), der eine Wandlung zwischen zum Beispiel der Steuerphase αa von 4(A) und der Steuerphase αc von 4(C) erzielen kann, mit Bezug auf 3(A) und 3(B) beschrieben.
  • 3(A) und 3(B) zeigen den Phasenänderungsmechanismus 6 von der linken Seite von 2 aus gesehen, wobei das zweite Zahnrad 16 in der Richtung im Uhrzeigersinn von 3(A) und 3(B) gedreht wird. 3(A) und 3(B) zeigen jeweils eine maximale Verzögerungswinkelposition (in Entsprechung zu der Steuerphase aa) und eine maximale Vorschubwinkelposition (in Entsprechung zu der Steuerphase ac) des Flügelrotors 21 des Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6, wobei der Phasenänderungsmechanismus 6 derart konfiguriert ist, dass die maximale Verzögerungswinkelposition und die maximale Vorschubwinkelposition durch Stopper (einen verzögerungswinkelseitigen Stopper und einen vorschubwinkelseitigen Stopper) geregelt werden, wobei die beiden Seiten des Flügels 27 (27a) eine größte erweiterte Breite in einem Anstoß mit einer Endfläche und einer gegenüberliegenden Endfläche jedes der dazu benachbarten Schuhe 20b aufweisen.
  • Weiterhin ist der Flügelrotor 21 konfiguriert, um mechanisch um die maximale Vorschubwinkelposition herum durch eine Federkraft jeder der Spiralfedern 42 wie in 3(A) gezeigt stabilisiert zu werden. Mit anderen Worten wird eine Standardposition zu der maximalen Vorschubwinkelposition gesetzt. Und wenn angenommen wird, dass ein Phasenwandlungswinkel αT des Kolbenposition-Änderungsmechanismus 6 durch αT = αc - αa erhalten wird und zum Beispiel 57 Grad beträgt (= 100 Grad - 43 Grad), kann ein gewünschter Wandlungswinkel αT (zum Beispiel 71 Grad) durch die Wandlung zwischen der Steuerphase αc und der Steuerphase αa realisiert werden.
  • 5 zeigt eine Kennlinie einer Änderung in der Kolbenposition. In 5 ist der Kurbelzapfen 9 direkt über der Kurbelwelle 4 positioniert, wenn der Kurbelwinkel X gleich 0 Grad ist, wobei der Kolben 2 dort herum den oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt erreicht.
  • Wenn sich der Kurbelwinkel X von 0 Grad in der Richtung im Uhrzeigersinn zu drehen beginnt, wird das Abgasventil EV vollständig geschlossen wie durch eine Abgasventilhubkurve (ye) angegeben. Weiterhin wird eine Einlasshubkurve (yi) des Einlassventils IV, das mit einer Öffnungsoperation vor 0 Grad begonnen hat, weiter gehoben und führt Frischluft (oder eine Luft-Kraftstoff-Mischung) von einer Einlassöffnung her ein. Dann erreicht der Kolben 2 einen unteren Einlasstotpunkt um eine Position herum, an welcher der Kurbelwinkel X 180 Grad erreicht, wobei der Hub des Einlassventils IV darum herum klein bleibt. Im Folgenden wird ein Zyklus von dem oberen Einlasstotpunkt zu dem unteren Einlasstotpunkt als ein Einlasshub bezeichnet.
  • Wenn die Kurbelwelle 4 weiter gedreht wird, wird das Einlassventil IV vollständig geschlossen und wird dabei die Luft-Kraftstoff-Mischung in dem Zylinder komprimiert, wobei der Kolben 2 den oberen Kompressionstotpunkt um eine Position herum erreicht, an welcher der Kurbelwinkel X 360 Grad erreicht (der Kurbelzapfen 9 wieder die Position direkt über der Kurbelwelle 4 erreicht). Nachfolgend wird ein Zyklus von dem unteren Einlasstotpunkt zu dem oberen Kompressionstotpunkt als ein Kompressionshub bezeichnet.
  • Anschließend wird eine Funkenzündung (oder Kompressionszündung) durchgeführt und eine Verbrennung gestartet, wobei der Kolben 2 durch einen Verbrennungsdruck nach unten gedrückt wird und einen unteren Expansionstotpunkt um eine Position herum erreicht, an welcher der Kurbelwinkel X 540 Grad erreicht. Nachfolgend wird ein Zyklus von dem oberen Kompressionstotpunkt zu dem unteren Expansionstotpunkt als ein Expansionshub bezeichnet.
  • Um diesen unteren Expansionstotpunkt herum wird eine Öffnungsoperation des Abgasventils EV gestartet. Dann wird verbranntes Gas (Abgas) von einer Abgasöffnung zusammen mit einem erneuten Steigen des Kolbens 2 emittiert und kehrt der Kurbelwinkel X in Entsprechung zu um den oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt herum wieder zu einer Position von 720 Grad (= 0 Grad) zurück (wird der Kurbelzapfen 9 direkt über der Kurbelwelle 4 positioniert). nachfolgend wird ein Zyklus von dem unteren Expansionstotpunkt zu dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt als ein Abgashub bezeichnet.
  • Wie oben beschrieben, wird die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung als ein Vier-Zyklen-Mechanismus betrieben und wird periodisch basierend auf einem Zyklus betrieben, der zu dem Kurbelwinkel (X) von 720 Grad gesetzt ist. In der PTL 1 wird die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung periodisch basierend auf einem Zyklus betrieben, der zu dem Kurbelwinkel (X) von 360 Grad gesetzt ist, sodass er eine geringe Flexibilität für die Kolbenhubkennlinie aufweist. Dagegen wird in dieser Ausführungsform die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung basierend auf einem Zyklus betrieben, der zu dem Kurbelwinkel (X) von 720 Grad gesetzt ist, sodass ein mechanisches Kompressionsverhältnis und ein mechanisches Expansionsverhältnis verschieden gesetzt sein können. Zum Beispiel kann in dieser Ausführungsform wie weiter unten beschrieben die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine Temperaturerhöhung des Abgases verhindern oder reduzieren und dabei eine Klopfwiderstandperformanz verbessern, indem sie die Beziehung von mechanisches Kompressionsverhältnis < mechanisches Expansionsverhältnis in einem hohen Lastbereich vorsieht.
  • In 5 gibt eine durchgezogene Linie eine Kolbenhubkennlinie (eine Kolbenkronenflächen-Positionsänderungskennlinie) in der Steuerphase ab (dem Zwischenwinkel) von 4(B) wieder, gibt eine Strichlinie eine Kolbenhubkennlinie (eine Kolbenkronenfläche-Positionsänderungskennlinie) in der Steuerphase αa (den maximalen Verzögerungswinkel) von 4(A) wieder.
  • Was die Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt betrifft, ist eine durch die Strichlinie angegebene Kolbenposition (Y0a) in der Steuerphase aa an einer relativ hohen Position positioniert und ist eine durch die durchgezogene Linie angegebene Kolbenposition (Y0b) in der Steuerphase ab an einer relativ niedrigen Position positioniert. Als ein Zylinderinnenvolumen (V0) an dem oberen Kompressionstotpunkt weist die Verbrennungskammer Zylinderinnenvolumen (V0a) und (V0b) auf, die jeweils den oben beschriebenen Kompressionstotpunkten entsprechen, wobei das Zylinderinnenvolumen (V0a) in der Steuerphase αa, in dem die Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt höher ist, kleiner ist als das Zylinderinnenvolumen (V0b) in der Steuerphase αb, in dem die Kolbenposition niedrig ist. Das bedeutet, dass das Zylinderinnenvolumen V0 die Beziehung V0a < V0b aufweist.
  • Das Zylinderinnenvolumen V0 ist ein Volumen, das durch die Form einer Innenfläche der Verbrennungskammer auf der Seite des Zylinderkopfs, die Form der Kronenfläche 2a des Kolbens 2, den Innendurchmesser des Zylinderblocks 02, den Innendurchmesser einer nichtgezeigten Kopfdichtung usw. an dem oberen Kompressionstotpunkt umgeben wird, d.h. es ist das Volumen eines Gases (einer Luft-Kraftstoff-Mischung) an dem oberen Kompressionstotpunkt.
  • Und was in 5 die Kolbenposition an dem unteren Einlasstotpunkt betrifft, sind die durch die Strichlinie angegebene Kolbenposition (YCa) in der Steuerphase αa und die durch die Strichlinie angegebene Kolbenposition (YCb) in der Steuerphase ab an annähernd gleichen Positionen positioniert. Deshalb weist ein Kompressionshub (LC), der die Länge von dem oberen Kompressionstotpunkt zu dem unteren Einlasstotpunkt ist, die folgende Beziehung auf. Der Kompressionshub (LCa) in der Steuerphase αa und der Kompressionshub (LCb) in der Steuerphase αb weisen die Beziehung LCa > LCb auf.
  • Und was die Kolbenposition an dem unteren Expansionstotpunkt betrifft, sind die durch die Strichlinie angegebene Kolbenposition (YEa) in der Steuerphase αa und die durch die durchgezogene Linie angegebene Kolbenposition (YEb) in der Steuerphase ab an ziemlich niedrigen Positionen im Vergleich zu den Kolbenpositionen (YCa) und (YCb) angeordnet. Die Kolbenposition (YEb) in der Steuerphase ab ist an einer etwas höheren Position positioniert als die Kolbenposition (YEa) in der Steuerphase aa, aber dennoch an einer ziemlich niedrigen Position im Vergleich zu den Kolbenpositionen (YCb) und (YCa) an dem unteren Einlasstotpunkt.
  • Deshalb ist die Länge eines Expansionshubs (LE), die die Länge von dem oberen Kompressionstotpunkt zu dem unteren Expansionstotpunkt ist, ziemlich lang im Vergleich zu dem Kompressionshub (LC) in der Steuerphase aa und der Steuerphase αb. Der Expansionshub (LEa) in der Steuerphase αa und der Expansionshub (LEb) in der Steuerphase αb weisen die Beziehung LEa > LEb auf.
  • Aus diesen Beziehungen geht hervor, dass der Kompressionshub (LCa) in der Steuerphase aa und der Kompressionshub (LCb) in der Steuerphase αb sowie der Expansionshub (LEa) in der Steuerphase αa und der Expansionshub (LEb) in der Steuerphase αb die Beziehung LEa > LEb > LCa > LCb aufweisen.
  • Im Folgenden werden ein mechanisches Kompressionsverhältnis (Ca), das ein mechanisches Kompressionsverhältnis in der Steuerphase αa ist, und ein mechanisches Expansionsverhältnis (Ea), das ein mechanisches Expansionsverhältnis in der Steuerphase αa ist, analysiert.
  • Wenn angenommen wird, dass S die Fläche der Bohrung (eines Zylinderinnendurchmessers) ist, wird das Zylinderinnenvolumen VCa an dem unteren Einlasstotpunkt durch VCa = V0a + S × LCa ausgedrückt. Deshalb wird das mechanische Kompressionsverhältnis (Ca) durch Ca = VCa ÷ V0a = (V0a + S × LCa) ÷ V0a = 1 + S × LCa ÷ V0a ausgedrückt. Weiterhin wird ein Zylinderinnenvolumen VEa an dem unteren Expansionstotpunkt als VEa = V0a + S × LEa ausgedrückt. Das mechanische Expansionsverhältnis Ea wird also als Ea = VEa ÷ V0a = (V0a + S × Lea) ÷ V0a = 1 + S × LEa ÷ V0a ausgedrückt.
  • Weil also im Fall der Steuerphase aa die Hubbeziehung LEa > LCa wie in 5 gezeigt ist, weist das mechanische Verhältnis die Beziehung von mechanisches Expansionsverhältnis (Ea) > mechanisches Kompressionsverhältnis (Ca) auf. Wenn angenommen wird, dass ein relatives Verhältnis D als D = mechanisches Expansionsverhältnis E ÷ mechanisches Kompressionsverhältnis C definiert ist, wird ein relatives Verhältnis Da als Da = Ea ÷ Ca > 1 im Fall der Steuerphase αa ausgedrückt.
  • Und im Folgenden werden ein mechanisches Kompressionsverhältnis (Cb), das ein mechanisches Kompressionsverhältnis in der Steuerphase ab ist, und ein mechanisches Expansionsverhältnis (Eb), das ein mechanisches Expansionsverhältnis in der Steuerphase αb ist, beschrieben.
  • Ein Zylinderinnenvolumen CVb an dem unteren Einlasstotpunkt wird als VCb = V0b + S × LCb ausgedrückt. Deshalb wird das mechanische Kompressionsverhältnis Cb als Cb = VCb ÷ V0b = (V0b + S × LCb) ÷ V0b = 1 + S × LCb ÷ V0b ausgedrückt. Weiterhin wird ein Zylinderinnenvolumen VEb an dem unteren Expansionstotpunkt als VEb = V0b + S × LEb ausgedrückt. Deshalb wird das mechanische Expansionsverhältnis Eb als Eb = VEb ÷ V0b = (V0b + S × LEb) = V0b = 1 + S × LEb ÷ V0b ausgedrückt.
  • Weil also im Fall der Steuerphase ab die Hubbeziehung LEb > LCb wie in 5 gezeigt ist, weist auch das mechanische Verhältnis die Beziehung von mechanisches Expansionsverhältnis (Eb) > mechanisches Kompressionsverhältnis (Ca) auf. Weil das relative Verhältnis D gleich D = mechanisches Expansionsverhältnis E ÷ mechanisches Kompressionsverhältnis C ist, wird ein relatives Verhältnis Db als Db = Eb = Cb > 1 im Fall der Steuerphase αb ausgedrückt.
  • Im Folgenden werden die Steuerphase aa und die Steuerphase ab miteinander verglichen. Wie weiter oben beschrieben weisen das Zylinderinnenvolumen (V0a) in der Steuerphase aa und das Zylinderinnenvolumen (V0b) in der Steuerphase αb die Beziehung V0a < V0b auf und weist entsprechend auch der Kompressionshub (LC) die Beziehung LCa > LCb auf. Deshalb weist auch das mechanische Kompressionsverhältnis die Beziehung Ca > Cb gemäß der oben genannten Gleichung für das mechanische Kompressionsverhältnis C auf. Weiterhin weist auch der Expansionshub (LE) die Beziehung LEa > LEb auf, sodass auch das mechanische Expansionsverhältnis die Beziehung Ea > Eb aufweist.
  • Deshalb kann gesagt werden, dass die Kennlinie der Steuerphase αa eine für eine Teillast geeignete Kennlinie ist. Mit anderen Worten weist die Steuerphase aa ein ziemlich hohes mechanisches Expansionsverhältnis Ea auf, wodurch eine große Expansionsarbeit realisiert wird und also der Effekt einer verbesserten Wärmeeffizienz und einer verbesserten Kraftstoffeffizienzperformanz herbeigeführt wird.
  • Weiterhin weist die Steuerphase αa ein relativ hohes mechanisches Kompressionsverhältnis (Ca) auf und kann deshalb die Gastemperatur in dem Zylinder an dem oberen Kompressionstotpunkt relativ erhöhen. Deshalb kann die Steuerphase αa die Verbrennung hervorragend aufrechterhalten und die Kraftstoffeffizienz für die Teillast auch in dieser Hinsicht verbessern. Weiterhin ist eine Kolbenposition (Y‘0a) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt an einer niedrigeren Position positioniert als die Kolbenposition (Y0a) an dem oberen Kompressionstotpunkt, sodass die Steuerphase αa das Zylinderinnenvolumen an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt vergrößern kann, um die so genannte innere EGR zu vergrößern, wodurch die Gastemperatur in dem Zylinder weiter vergrößert wird, um die Verbrennung zu verbessern und einen Pumpverlust für eine weitere Verbessrung der thermischen Effizienz zu reduzieren, wodurch der Effekt einer weiteren Verbesserung des Kraftstoffeffizienzeffekts für die Teillast herbeigeführt wird.
  • Umgekehrt kann die Kennlinie der Steuerphase ab als eine für die hohe Last geeignete Kennlinie bezeichnet werden. Insbesondere weist die Steuerphase αb ein relativ niedriges mechanisches Kompressionsverhältnis Cb auf, sodass sie die Gastemperatur in dem Zylinder am oberen Kompressionstotpunkt vermindern und außerdem den Kompressionsdruck relativ vermindern kann, wodurch der Effekt eines Verhinderns oder Reduzierens eines so genannten Klopfphänomens erzielt wird. Dann wird das mechanische Expansionsverhältnis Eb bei einem höheren Verhältnis als dem mechanischen Kompressionsverhältnis Cb gehalten, sodass die Steuerphase ab ein Drehmoment verbessern kann, eine große Expansionsarbeit und eine hohe thermische Effizienz realisieren kann und die Kraftstoffeffizienz verbessern kann.
  • Weiterhin ist an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt eine Kolbenposition (Y‘Ob) an annähernd der gleichen Position wie die Kolbenposition (Y0b) an dem oberen Kompressionstotpunkt positioniert. Mit anderen Worten weist die Steuerphase αb keine derartige Kennlinie auf, dass die Kolbenposition (Y‘0a) an dem oberen Abgastotpunkt an einer tieferen Position positioniert ist als die Kolbenposition (Y0a) an dem oberen Kompressionstotpunkt wie es bei der Kennlinie der Steuerphase αa der Fall ist, und führt nicht eigens zu einer Vergrößerung im Zylinderinnenvolumen an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt wie bei der Steuerphase αa. Deshalb verursacht die Steuerphase ab nicht eigens das Verbleiben einer großen inneren EGR mit einer hohen Temperatur in dem Zylinder während der Abwärtsbewegung des Kolbens und des Vorschubs des Einlasses wie bei der Steuerphase aa, wodurch der Effekt eines erfolgreichen Verhinderns oder Reduzierens des Grads der Temperaturerhöhung in dem Zylinder herbeigeführt wird und also eine Verschlechterung der Klopfwiderstandsperformanz verhindert oder reduziert wird.
  • Und weiterhin erhöht die Steuerphase ab die thermische Effizienz des Verbrennungsmotors, weil das mechanische Expansionsverhältnis Eb größer ist als das mechanische Kompressionsverhältnis Cb und weil die Expansionsarbeit größer ist. Dadurch kann die Temperatur des von dem Verbrennungsmotor ausgeführten Abgases reduziert werden, wodurch eine thermische Beschädigung an einem Teil in einem Abgassystem wie etwa einem Abgaskrümmer und einem Abgasreinigungskatalysator verhindert oder reduziert werden kann. Außerdem gestattet die Steuerphase ab, dass der Verbrennungsmotor 01 auch eine Verschlechterung der Abgasemission verhindert oder reduziert, indem er eine thermische Beeinträchtigung des Abgasreinigungskatalysators verhindert oder reduziert.
  • Es soll hier hypothetisch angenommen werden, dass eine Verhinderung oder Reduktion des Klopfphänomens versucht wird, indem das mechanische Kompressionsverhältnis unter Verwendung der Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung gemäß der PTL 1 vermindert wird. Die in diesem Fall möglichen Folgen werden im Folgenden beschrieben. Wie weiter oben beschrieben, ist die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung gemäß der PTL 1 derart konfiguriert, dass das mechanische Expansionsverhältnis zu dem gleichen Wert wie das mechanische Kompressionsverhältnis in Entsprechung zu der Reduktion des mechanischen Kompressionsverhältnisses vermindert wird. Mit dieser Konfiguration bringt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine Reduktion der Expansionsarbeit des Motors und damit eine unerwünschte Reduktion der thermischen Effizienz mit sich, wodurch verursacht wird, dass die Verbrennungsenergie unvorteilhaft verbraucht wird und die Temperatur des Abgases mit einer hohen Rate erhöht wird.
  • Daraus resultiert, dass diese Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung zu einer unvorteilhaften weiteren Erhöhung der hohen Temperatur des Abgases im Hochlastbetrieb führt, wodurch unvorteilhaft eine thermische Beschädigung an dem Teil des Abgassystems wie etwa dem Abgaskrümmer und dem Abgasreinigungskatalysator verursacht wird. Und außerdem weist diese Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung das Problem auf, dass das Drehmoment weiter reduziert wird und die Kraftstoffeffizienz weiter verschlechtert wird, wenn die thermische Effizienz des Verbrennungsmotors reduziert wird.
  • Ein anderes hypothetisch denkbares Verfahren besteht darin, das Luft-KraftstoffVerhältnis in der Luft-Kraftstoff-Mischung zu vergrößern, um die Temperatur des Abgases zu reduzieren, wobei sich jedoch in diesem Fall das Problem ergibt, dass die Kraftstoffeffizienz weiter verschlechtert wird. Eine Verzögerung der Zündungszeit in einem Versuch zum Verbessern der Klopfwiderstandperformanz führt zu einer weiteren Reduktion der thermischen Effizienz des Verbrennungsmotors zusätzlich zu einer weiteren Erhöhung der Temperatur des Abgases und damit zu einer größeren thermischen Beschädigung an dem Teil im Abgassystem, wodurch eine Verschlechterung des Drehmoments und der Kraftstoffeffizienz unvermeidlich werden.
  • Wenn also eine Verhinderung oder Reduktion des Klopfphänomens versucht wird, indem das mechanische Kompressionsverhältnis unter Verwendung der in der PTL 1 erläuterten Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung während eines Betriebs im hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors vermindert wird, führt dies im gleichen Grade zu einer unvorteilhaften Verminderung des mechanischen Expansionsverhältnisses, wodurch das Risiko des Auftretens von Problemen wie etwa den oben beschriebenen vergrößert wird.
  • Weiterhin ist in dieser Ausführungsform die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung konfiguriert, um das mechanische Kompressionsverhältnis während des Betriebs in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu verkleinern und dabei das mechanische Expansionsverhältnis wie oben beschrieben zu einem höheren Verhältnis als diesem mechanischen Kompressionsverhältnis zu setzen, um die oben beschriebenen Probleme abzuschwächen.
  • In 5 geben Lla und Llb jeweils den Einlasshub im Einlasshub wieder und geben L0a und L0b den Abgashub im Abgashub wieder, was hier jedoch nicht näher beschrieben wird.
  • Im Folgenden wird eine Änderung in der mechanischen Haltung in jedem der Hübe des Verbrennungszyklus jeweils in der Steuerphase aa und der Steuerphase αb mit Bezug auf 6(A) bis 6(D) beschrieben. Durch diese Beschreibung wird die in 5 gezeigte Kennlinie der Änderung der Kolbenposition einfacher verständlich. 6(A) bis 6(D) in der oberen Reihe zeigen die Änderung in der mechanischen Haltung in der Steuerphase αa (den maximalen Verzögerungswinkelzustand), und 6(E) bis 6(H) in der unteren Reihe zeigen die Änderung der mechanischen Haltung in der Steuerphase ab (den Zwischenwinkelzustand).
  • <<Oberer Abgas (Einlass)-Totpunkt>> Was die exzentrische Richtung (αY‘) des exzentrischen Nockenteils an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt betrifft, ist die Exzentrizitätsrichtung (αY‘a) des exzentrischen Nockenteils in der Steuerphase αa von 6(A) in einer Richtung ausgerichtet, die sich der Steuerverbindung 14 etwas nähert. Aufgrund dieser Haltung drückt die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 etwas nach oben rechts und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung im Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 etwas gesenkt, sodass der Kolben 2 etwas durch die obere Verbindung 7 nach unten gezogen wird. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (Y‘0a) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt an einer etwas niedrigeren Position (-Δa) positioniert ist als die Kolbenposition (Y0a) an dem oberen Kompressionstotpunkt.
  • Dagegen ist die Exzentrizitätsrichtung (αY‘b) des exzentrischen Nockenteils in der Steuerphase ab von 6(E) in einer Richtung ausgerichtet, die allgemein senkrecht zu der Steuerverbindung 14 ist (ähnlich wie αYb). Wegen dieser Haltung ist die Kolbenposition (Y‘Ob) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt an der annähernd gleichen Position positioniert wie die Kolbenposition (Y0b) an dem oberen Kompressionstotpunkt. Dann wird die Kolbenposition (Y‘Ob) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt an einer höheren Position positioniert als die Kolbenposition (Y‘0a), die der obere Abgas (Einlass)-Totpunkt in der Steuerphase aa ist.
  • «Unterer Einlasstotpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αC) des exzentrischen Nockenteils an dem unteren Einlasstotpunkt betrifft, sind die beiden Exzentrizitätsrichtungen (αCa) und (aCb) des exzentrischen Nockenteils in der Steuerphase αa von 6(B) und der Steuerphase ab von 6(F) in einer entgegengesetzten Richtung zu der Steuerverbindung 14 ausgerichtet. Aufgrund dieser Haltung zieht die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungsstift 11 nach unten links und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Durch diese Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gehoben und wird also der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach oben gedrückt. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (YCa) an dem unteren Einlasstotpunkt in der Steuerphase αa und die Kolbenposition (YCb) an dem unteren Einlasstotpunkt in der Steuerphase ab an annähernd gleichen Positionen positioniert sind, die relativ hohe Positionen sind. Jetzt sind YCa und YCb an annähernd gleichen Positionen positioniert, weil ein zwischen der Richtung der Steuerverbindung 14 und der Richtung von ac gebildeter Winkel zwischen αCa und αCb annähernd gleich ist (symmetrisch gegenüberliegende Platzierung).
  • «Oberer Kompressionstotpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αY) des exzentrischen Nockenteils an dem oberen Kompressionstotpunkt betrifft, ist in der Steuerphase αa von 6(C) die Richtung (αYa) des exzentrischen Nockenteils in einer Richtung ausgerichtet, die sich etwas von der Steuerverbindung 14 entfernt. Aufgrund dieser Haltung drückt die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 etwas nach unten links und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gehoben und wird der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach oben gedrückt. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (Y0a) an dem oberen Kompressionstotpunkt an der relativ hohen Position positioniert wird. Deshalb weist das mechanische Kompressionsverhältnis Ca den etwas hohen Wert auf.
  • Was dagegen die Exzentrizitätsrichtung (αY) des exzentrischen Nockenteils in der Steuerphase ab von 6(G) betrifft, ist die Exzentrizitätsrichtung (αYb) des exzentrischen Nockenteils in einer Richtung allgemein orthogonal zu der Steuerverbindung 14 ausgerichtet, wodurch die Kolbenposition (Y0b) an dem oberen Kompressionstotpunkt an der relativ niedrigen Position positioniert wird. Deshalb weist das mechanische Kompressionsverhältnis Cb den relativ niedrigen Wert auf. Das oben beschriebene mechanische Kompressionsverhältnis Cb weist den niedrigen Wert relativ zu dem oben beschriebenen mechanischen Kompressionsverhältnis Ca auf, weil YCa und YCb an dem unteren Einlasstotpunkt an den annähernd gleichen Positionen wie oben beschrieben positioniert sind, wobei an dem oberen Kompressionstotpunkt Y0b niedriger ist als Y0a.
  • «Unterer Expansionstotpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αE) des exzentrischen Nockens an dem unteren Expansionstotpunkt betrifft, ist in der Steuerphase aa von 6(D) und in der Steuerphase αb von 6(H) die Exzentrizitätsrichtung (αE) des exzentrischen Nockens in einer Richtung zu der Steuerverbindung 14 ausgerichtet. Aufgrund dieser Haltung drückt die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 nach oben rechts und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung im Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gesenkt und wird der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach unten gezogen. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (YEa) an dem unteren Expansionstotpunkt in der Steuerphase αa und die Kolbenposition (YEb) an dem unteren Expansionstotpunkt in der Steuerphase ab an ausreichend niedrigen Positionen im Vergleich zu der Kolbenposition (YCa) an dem unteren Einlasstotpunkt in der Steuerphase αa und der Kolbenposition (YCb) an dem unteren Einlasstotpunkt in der Steuerphase αb positioniert sind.
  • Jetzt ist die Kolbenposition (YEb) an dem unteren Expansionstotpunkt in der Steuerphase ab an der etwas höheren Position positioniert als die Kolbenposition (YEa) an dem unteren Expansionstotpunkt in der Steuerphase αa, weil die Exzentrizitätsrichtung (aEb) des exzentrischen Nockenteils nicht so exakt in der Richtung zu der Steuerverbindung 14 ausgerichtet ist wie die Exzentrizitätsrichtung (αEa) des exzentrischen Nockenteils und etwas von dieser gewinkelt ist.
  • Diese Anordnungen ermöglichen, dass die beiden Steuerphasen αa und αb eine derartige Kennlinie annehmen, dass das mechanische Expansionsverhältnis hoch wird relativ zu dem mechanischen Kompressionsverhältnis. Weiterhin kann eine Kennlinie, gemäß der das mechanische Expansionsverhältnis in der Steuerphase ab etwas niedriger ist als in der Steuerphase aa, durch die oben beschriebene Differenz in der Exzentrizitätsrichtung des exzentrischen Nockenteils erklärt werden.
  • Im Folgenden wird eine spezifische Steuerung in Entsprechung zu dem Betriebszustand unter Verwendung der oben beschriebenen Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung mit Bezug auf 7 beschrieben. 7 zeigt ein spezifisches Steuerflussdiagramm.
  • Zuerst liest die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung in Schritt S10 verschiedene Arten von Betriebsinformationen einschließlich der Gaspedaldrückgröße (einen Gaspedalpositionswinkel) als einen aktuellen Betriebszustand des Motors. In Schritt S11 bestimmt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung, dass sich der aktuelle Betriebszustand in dem Teillastbereich (oder in einem niedrigen Lastbereich) befindet, wenn der Gaspedalpositionswinkel kleiner als ein vorbestimmter Positionswinkel (θ Grad) ist. Dann schreitet die Verarbeitung zu Schritt S12 fort, in dem die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Steuerphase zu der oben beschriebenen Steuerphase αa (dem hohen mechanischen Expansionsverhältnis Ea) ändert, die für den Teillastbereich geeignet ist, wodurch die Kraftstoffeffizienz in dem Teillastbereich verbessert wird.
  • Weiterhin bestimmt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung, dass sich der aktuelle Betriebszustand in dem hohen Lastbereich befindet, wenn der Gaspedalpositionswinkel der vorbestimmte Positionswinkel (θ Grad) oder größer ist. Dann schreitet die Verarbeitung zu Schritt S13 fort, in dem die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Steuerphase zu der oben beschriebenen Steuerphase αb (dem niedrigen mechanischen Kompressionsverhältnis Cb und dem hohen mechanischen Expansionsverhältnis Eb) ändert, die für den hohen Lastbereich geeignet ist, wodurch die Klopfwiderstandperformanz, die Emissionsperformanz, die Drehmomentperformanz, die Kraftstoffeffizienz usw. in dem hohen Lastbereich verbessert werden. Weiterhin verhindert oder reduziert die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Temperaturerhöhung des Abgases, wodurch das Auftreten einer thermischen Beschädigung an einem Teil in dem Abgassystem wie etwa dem Abgaskrümmer und dem Abgasreinigungskatalysator verhindert oder reduziert wird. Ein derartiger Effekt kann insbesondere bei einer vollen Last, bei welcher der Gaspedalpositionswinkel in einem annähernd vollständig geöffneten Zustand ist, erzielt werden.
  • Jetzt ist das hohe mechanische Expansionsverhältnis (Eb) in dem hohen Lastbereich etwas niedriger als das hohe mechanische Expansionsverhältnis (Ea) in dem Teillastbereich, weil diese Verhältnisse unter Berücksichtigung einer Kolbenfresser-Widerstandsperformanz in dem hohen Lastbereich gesetzt sind. Wenn insbesondere hypothetisch angenommen wird, dass der Expansionshub (LEb) und das mechanische Expansionsverhältnis (Eb) in dem Expansionshub übermäßig groß werden, kann die Länge einer Gleitbewegung (die Geschwindigkeit der Gleitbewegung) des Kolbens in einem dem Verbrennungsdruck empfangenden Zustand größer werden und kann die Kolbenfresser-Widerstandsperformanz in dem hohen Lastbereich vermindert werden, weil der Verbrennungsdruck und die Temperaturlast, die auf den Kolben wirken, in dem hohen Lastbereich größer werden.
  • Deshalb werden der Expansionshub (LEb) und das mechanische Expansionsverhältnis (Eb) auf einen etwas kürzeren Hub und ein etwas kleineres Verhältnis gesetzt als der Expansionshub (LEa) und das mechanische Expansionsverhältnis (Ea) in dem Teillastbereich. Mit anderen Worten werden in dem Teillastbereich, in dem das Risiko eines Kolbenfressers gering ist, der Expansionshub (LEa) und das mechanische Expansionsverhältnis (Ea) zu einem längeren Hub und einem höheren Verhältnis gesetzt, wodurch die Expansionsarbeit vergrößert und der Kraftstoffeffizienzeffekt verbessert werden kann. Ein derartiger Kraftstoffeffizienzeffekt kann in einem breiteren Betriebsbereich erzielt werden und die Kraftstoffeffizienz im tatsächlichen Betrieb kann weiter verbessert werden, indem der oben beschriebene vorbestimmte Gaspedalpositionswinkel (θ Grad) zu einem Grad um den vollständig geöffneten Grad herum gesetzt wird.
  • Wie weiter oben beschrieben, ist in dieser Ausführungsform die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung konfiguriert, um das mechanische Kompressionsverhältnis in dem hohen Lastbereich im Vergleich zu dem Teillastbereich relativ zu vermindern und dabei weiterhin das mechanische Expansionsverhältnis in dem hohen Lastbereich zu einem hohen Verhältnis relativ zu dem mechanischen Kompressionsverhältnis in dem hohen Lastbereich einzustellen. Gemäß dieser Konfiguration führt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine Steuerung zum Vermindern des mechanischen Kompressionsverhältnisses in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors und dabei weiterhin zum Setzen des mechanischen Expansionsverhältnisses zu einem höheren Verhältnis als dem mechanischen Kompressionsverhältnis durch, wodurch die Klopfwiderstandsperformanz verbessert und eine Temperaturerhöhung des Abgases verhindert oder reduziert werden kann.
  • ZWEITE AUSFÜHRUNGSFORM
  • Im Folgenden wird eine zweite Ausführungsform der vorliegenden Erfindung beschrieben. In der ersten Ausführungsform steuert die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Steuerphase αa (den maximalen Verzögerungswinkel) und die Steuerphase ab (den Zwischenwinkel) in dem Teillastbereich und dem hohen Lastbereich. Dagegen wird diese Ausführungsform als ein Beispiel für einen Fall beschrieben, in dem die Motorlast (ein Motordrehmoment) aufgrund eines Superladens weiter vergrößert werden kann. Im Folgenden wird die zweite Ausführungsform mit Bezug auf 8 bis 10 beschrieben.
  • In dieser Ausführungsform ist die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung konfiguriert, um den exzentrischen Nockenteil zu der Steuerphase αc (dem maximalen Vorschubwinkel von zum Beispiel 100 Grad) auf einer Vorschubwinkelseite in einem höheren Lastbereich des Verbrennungsmotors vorzuschieben. Insbesondere ist die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung derart konfiguriert, dass sie auch während eines Superladens in einem Verbrennungsmotor, der eine Superlademaschine wie etwa einen Turbolader oder Superlader enthält, die Klopfwiderstandsleistung verbessern und eine Temperaturerhöhung des Abgases verhindern oder reduzieren kann.
  • 8 zeigt eine Kolbenposition-Änderungskennlinie in der Steuerphase αc (maximaler Vorschubwinkel) zusätzlich zu der Kolbenposition-Änderungskennlinie (Steuerphasen aa und ab) von 5. In 8 gibt eine Strichlinie die Steuerphase aa wieder, gibt eine dünne durchgezogene Linie die Steuerphase ab wieder und gibt eine dicke durchgezogene Linie die Steuerphase ac, die in dieser Ausführungsform hinzugefügt ist, wieder.
  • In der Kennlinie in der Steuerphase αc wird die Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt weiter von der Kolbenposition (Y0b) zu einer Kolbenposition (Y0c) im Vergleich zu der Kennlinie in der Steuerphase ab (dünne Linie) gesenkt. Mit anderen Worten wird die Klopfwiderstandperformanz weiter verbessert, weil das mechanische Kompressionsverhältnis (Cc) niedriger ist als in der Steuerphase αb. Weiterhin wird die Kolbenposition an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt weiter von der Kolbenposition (Y‘Ob) zu einer Kolbenposition (Y‘0c) gehoben. Mit anderen Worten ist die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung konfiguriert, um das Zylinderinnenvolumen an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt zu reduzieren, wodurch die innere EGR mit einer hohen Temperatur weiter reduziert und damit die Klopfwiderstandperformanz weiter verbessert wird.
  • Auf diese Weise wird in dieser Ausführungsform die Kolbenposition (Y0c) an dem oberen Kompressions-Totpunkt an der relativ niedrigen Position positioniert und wird die Kolbenposition (Y‘0c) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt an der relativ hohen Position positioniert. Weiterhin wird die Kolbenposition (YCc) an dem unteren Einlasstotpunkt an einer niedrigeren Position positioniert als die Kolbenposition (YCa) in der Steuerphase aa und die Kolbenposition (YCb) in der Steuerphase ab. Außerdem wird die Kolbenposition (Y‘0c) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt wie oben beschrieben an der hohen Position positioniert. Daraus resultiert, dass ein Einlasshub (Llc) in der Steuerphase αc zu einem längeren Hub als der Einlasshub (Llb) in der Steuerphase ab verlängert wird, wobei ein Effekt zum weiteren Verbessern des Drehmoments durch die Vergrößerung der Einlassluftmenge in Entsprechung zu dieser Vergrößerung des Einlasshubs erzielt werden kann.
  • Im Folgenden wird eine Änderung in der mechanischen Haltung in jedem der Hübe des Verbrennungszyklus in der Steuerphase αa und in der Steuerphase αc mit Bezug auf 9(A) bis 9(D) beschrieben. Durch diese Beschreibung wird die in 8 gezeigte Kennlinie für die Änderung der Kolbenposition einfacher verständlich. 9(A) bis 9(D) in der oberen Reihe zeigen die Änderung in der mechanischen Haltung in der Steuerphase αa (den maximalen Verzögerungswinkelzustand), und 9(E) bis 9(H) in der unteren Reihe zeigen die Änderung in der mechanischen Haltung in der Steuerphase αc (den maximalen Vorschubwinkelzustand).
  • Die Kennlinie in der Steuerphase αc ist nahe an der Kennlinie in der Steuerphase αb, wobei es sich jedoch um eine Kennlinie handelt, die für die Verwendung in einem höheren Lastbereich (einem hohen Superladungsdruckbereich) als dem hohen Lastbereich, für den die Steuerphase ab verwendet wird, gedacht ist. Die in 9(A) bis 9(H) gezeigte Steuerphase αa ist gleich der Steuerphase aa von 6(A) bis 6(H), sodass hier auf eine wiederholte Beschreibung derselben verzichtet wird. Die vorliegende Ausführungsform steuert den exzentrischen Nockenteil in einer Vorschubwinkelrichtung, die weiter vorgeschoben ist als die Steuerphase ab, sodass in der folgenden Beschreibung ein Vergleich mit der Steuerphase αb und ein Vergleich mit der Steuerphase αa beschrieben werden.
  • «Oberer Abgas (Einlass)-Totpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αY‘) des exzentrischen Nockenteils an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt betrifft, wird die Exzentrizitätsrichtung (aY‘c) in der Steuerphase αc in einer Richtung verschoben, die sich etwas weiter von der Steuerverbindung 14 entfernt als die Exzentrizitätsrichtung (αY‘b) in der Steuerphase ab von 6(E), wie durch die Exzentrizitätsrichtung (αY‘c) in der Steuerphase αc von 9(E) angegeben. Aufgrund dieser Haltung zieht die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 etwas nach unten links und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gehoben und wird der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach oben gedrückt. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (Y‘0c) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt an einer höheren Position positioniert ist als die Kolbenposition (Y‘Ob) in der Steuerphase ab, wodurch das Zylinderinnenvolumen an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt weiter reduziert wird. Aufgrund dieser Reduktion kann die innere EGR weiter reduziert werden.
  • «Unterer Einlasstotpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αC) des exzentrischen Nockens an dem unteren Einlasstotpunkt betrifft, wird die Exzentrizitätsrichtung (αCc) in der Steuerphase αc in der Richtung verschoben, die sich etwas der Steuerverbindung 14 nähert im Vergleich zu der Exzentrizitätsrichtung (αCb) in der Steuerphase αb von 6(F), wie durch die Exzentrizitätsrichtung (αC) des exzentrischen Nockens von 9F angegeben. Aufgrund dieser Haltung drückt die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 etwas nach oben rechts und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung im Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gesenkt und wird dabei der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach unten gezogen. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (YCc) an dem unteren Einlasstotpunkt an einer niedrigeren Position als die Kolbenposition (YCa) in der Steuerphase aa und die Kolbenposition (YCb) in der Steuerphase ab positioniert wird. Diese Senkung der Kolbenposition und die oben beschriebene Hebung der Kolbenposition (Y‘0c) an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt führt zu einer Vergrößerung des Einlasshubs (Llc).
  • «Oberer Kompressionstotpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αY) des exzentrischen Nockens an dem oberen Kompressionstotpunkt betrifft, wird die Exzentrizitätsrichtung (αYc in der Steuerphase αc in der sich der Steuerverbindung 14 nähernden Richtung im Vergleich zu der Exzentrizitätsrichtung (aYb) in der Steuerphase ab von 6(G) verschoben, was durch die Exzentrizitätsrichtung (αYc) in der Steuerphase αc von 9(G) angegeben wird. Aufgrund dieser Haltung drückt die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 etwas nach oben rechts und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung im Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gesenkt und wird der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach unten gezogen. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (Y0c) an dem oberen Kompressionstotpunkt an einer niedrigeren Position als die Kolbenposition (Y0b) in der Steuerphase ab positioniert ist und das mechanische Kompressionsverhältnis (Cc) einen niedrigeren Wert aufweist als das mechanische Kompressionsverhältnis (Cb) in der Steuerphase ab.
  • «Unterer Expansionstotpunkt» Was die Exzentrizitätsrichtung (αE) des exzentrischen Nockens an dem unteren Expansionstotpunkt betrifft, wird die Exzentrizitätsrichtung (αEc) in der Steuerphase α in der sich von der Steuerverbindung 14 entfernenden Richtung im Vergleich zu der Exzentrizitätsrichtung (aEb) in der Steuerphase ab von 6(H) verschoben, was durch die Exzentrizitätsrichtung (αEc) in der Steuerphase αc von 9(H) angegeben wird. Aufgrund dieser Haltung zieht die Steuerverbindung 14 den zweiten Kopplungszapfen 11 etwas nach unten links und wird die untere Verbindung 10 in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn gedreht, wobei der Kurbelzapfen 9 als ein Haltepunkt hierfür dient. Aufgrund dieser Bewegung wird die Position des ersten Kopplungszapfens 8 gehoben und wird der Kolben 2 durch die obere Verbindung 7 nach oben gedrückt. Daraus resultiert, dass die Kolbenposition (YEc) an dem unteren Expansionstotpunkt etwas gehoben wird. Diese Hebung macht den Expansionshub (LEc) etwas kürzer als den Expansionshub (LEb) in der Steuerphase ab in Kombination mit der oben beschriebenen Senkung des oberen Kompressionstotpunkts (Y0c) und macht entsprechend das mechanische Expansionsverhältnis (Ec) etwas niedriger als das mechanische Expansionsverhältnis (Eb) in der Steuerphase ab. Dieser Expansionshub (LEc) ist außerdem ausreichend länger als der Kompressionshub (LCc), und weiterhin ist das mechanische Expansionsverhältnis ausreichend höher als das mechanische Kompressionsverhältnis (Cc) wie oben beschrieben.
  • Bei dieser Konfiguration weist die Steuerphase αc die durch die Steuerphase αc in 8 angegebene Kennlinie auf. Mit anderen Worten wird die Kolbenposition-Änderungskennlinie in der Steuerphase αc von 8 basierend auf der Differenz in der Verbindungshaltung aufgrund der Differenz in der Exzentrizitätsphase des Steuernockens von 9(A) bis 9(H) erzeugt.
  • Im Folgenden wird eine spezifische Steuerung in Entsprechung zu dem Betriebszustand unter Verwendung der oben beschriebenen Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung mit Bezug auf 10 beschrieben. 10 zeigt ein spezifisches Steuerflussdiagramm hierfür.
  • In dieser Ausführungsform wird die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor verwendet, der eine Superlademaschine wie etwa einen Turbolader oder einen Superlader enthält. Allgemein ist die Betriebsreaktion der Superlademaschine verzögert, weshalb sich der Superladedruck mit einer gewissen Verzögerung vergrößert. Der hier beschriebene Fluss ist ein diese Tatsache berücksichtigender Steuerfluss.
  • Zuerst liest die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung in Schritt S20 verschiedene Arten von Betriebsinformationen einschließlich der Gaspedaldrückgröße (des Gaspedalpositionswinkels) als den aktuellen Betriebszustand des Motors. In Schritt S21 bestimmt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung, dass sich der aktuelle Betriebszustand in dem Teillastbereich (oder einem niedrigen Lastbereich) befindet, wenn der Gaspedalpositionswinkel kleiner als ein vorbestimmter Positionswinkel (θ Grad) ist. Dann schreitet die Verarbeitung zu Schritt S22 fort, in dem die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Steuerphase zu der oben genannten Steuerphase αa (dem hohen mechanischen Kompressionsverhältnis Ca und dem ziemlich hohen mechanischen Expansionsverhältnis Ea) ändert, die für den Teillastbereich geeignet sind, wodurch die Kraftstoffeffizienz in dem Teillastbereich verbessert wird.
  • Weiterhin bestimmt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung, dass sich der aktuelle Betriebszustand in dem hohen Lastbereich befindet, wenn der Gaspedalpositionswinkel der vorbestimmte Positionswinkel (θ Grad) oder größer ist. Dann schreitet die Verarbeitung zu Schritt S23 fort, in dem die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung den Superladedruck von einem Einlasskrümmerdruck oder ähnlichem einliest. Weiterhin bestimmt die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung in Schritt S23, dass sich der aktuelle Betriebszustand in dem hohen Lastbereich, aber nicht in einem übermäßig hohen Lastbereich befindet, wenn der Superladedruck niedriger als ein vorbestimmter Druck (P) ist. Dann schreitet die Verarbeitung zu Schritt S24 fort. In Schritt S24 ändert die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Steuerphase zu der oben beschriebenen Steuerphase αb (dem niedrigen mechanischen Kompressionsverhältnis Cb und dem hohen mechanischen Kompressionsverhältnis Eb), die für den hohen Lastbereich geeignet sind, um die Klopfwiderstandperformanz, die Emissionsperformanz, die Drehmomentperformanz, die Kraftstoffeffizienz usw. in dem hohen Lastbereich zu verbessern. Weiterhin verhindert oder reduziert die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine Temperaturerhöhung des Abgases, wodurch das Auftreten einer thermischen Beschädigung an einem Teil im Abgassystem wie etwa einem Abgaskrümmer oder einem Abgasreinigungskatalysator verhindert oder reduziert wird.
  • Die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung bestimmt in Schritt S23, dass sich der aktuelle Betriebszustand in einem übermäßig hohen Lastbereich befindet, wenn der Superladedruck der vorbestimmte Druck (P) oder höher ist. Dann schreitet die Verarbeitung zu Schritt S25 fort, in dem die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Steuerphase zu der Steuerphase αc ändert. In der Steuerphase αc weist das mechanische Kompressionsverhältnis (Cc) einen niedrigeren Wert auf als das mechanische Kompressionsverhältnis (Cb) in der in Schritt S24 ausgeführten Steuerphase αb. Deshalb kann die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung ein Klopfen auch während der Zeit eines hohen Superladens, in welcher der Druck und die Temperatur in dem Zylinder hoch sind, effektiv verhindern oder reduzieren, wodurch die Klopfwiderstandperformanz verbessert werden kann. Weiterhin ist das Zylinderinnenvolumen an dem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt kleiner als das Volumen im Fall der Steuerphase αb, sodass die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die innere EGR mit einer hohen Temperatur weiter reduzieren kann, wodurch die Klopfwiderstandperformanz auch aus dieser Hinsicht verbessert wird.
  • Weiterhin ist der Einlasshub (Llc) länger als der Einlasshub (Llb) in der Steuerphase αb, weshalb die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung die Einlassluftmenge um eine entsprechende Größe vergrößern kann, wodurch das während der Zeit der übermäßig hohen Last erforderliche Motordrehmoment verbessert wird. Weiterhin ist der Expansionshub (LEc) lang relativ zu dem Kompressionshub (LCc), weshalb die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung das mechanische Expansionsverhältnis (Ec) zu einem ausreichend höheren Verhältnis als das mechanische Kompressionsverhältnis (Cc) setzen kann, wodurch eine Temperaturerhöhung des von dem Verbrennungsmotor ausgeführten Abgases verhindert oder reduziert wird. Daraus resultiert, dass die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung eine thermische Beschädigung an einem Abgaskrümmer in dem übermäßig hohen Lastbereich verhindern kann und eine thermische Beeinträchtigung eines Abgasreinigungskatalysators verhindern kann, ähnlich wie in der ersten Ausführungsform.
  • Der Expansionshub (LEc) ist etwas kürzer als der Expansionshub (LEb) in der Steuerphase ab, und auch das mechanische Expansionsverhältnis (Ec) ist etwas kleiner als das mechanische Expansionsverhältnis (Eb) in der Steuerphase ab. Wenn nämlich hypothetisch angenommen wird, dass der Expansionshub (LEc) und das mechanische Expansionsverhältnis (Ec) in dem Expansionshub übermäßig lang und hoch sind, kann sich die Länge der Gleitbewegung (die Geschwindigkeit der Gleitbewegung) des Kolbens in dem Expansionshub, während dem der Kolben den Verbrennungsdruck empfängt, vergrößern und kann die Kolbenfresser-Widerstandsperformanz vermindert werden, weil der Verbrennungsdruck und die Temperaturlast, die auf den Kolben wirken, während der Zeit der übermäßig hohen Last weiter vergrößert werden.
  • Deshalb werden der Expansionshub (LEc) und das mechanische Expansionsverhältnis (Ec) zu dem etwas kürzeren Hub und dem etwas kleineren Verhältnis als der Expansionshub (LEb) und das mechanische Expansionsverhältnis (Eb) während der hohen Last mit dem Superladedruck unterhalb des vorbestimmten Drucks P gesetzt. Mit anderen Worten wird das oben beschriebene Risiko eines Kolbenfressers reduziert, wenn sich die Last reduziert, wobei die Ausführungsform derart konfiguriert ist, dass der Expansionshub die Beziehung „(LEc) < (LEb) < (LEa)“ aufweisen kann und weiterhin das mechanische Expansionsverhältnis die Beziehung „(Ec) < (Eb) < (Ea)“ aufweisen kann, um das mechanische Expansionsverhältnis in dieser Reihenfolge zu vergrößern, wodurch der Kraftstoffeffizienzeffekt verbessert wird.
  • Die oben beschriebenen Ausführungsformen wurden anhand eines Einzelzylinder-Verbrennungsmotors beschrieben, wobei die vorliegende Erfindung jedoch auch auf einen Mehrzylinder-Verbrennungsmotor wie etwa einen Zwei-Zylinder-Verbrennungsmotor, einen Drei-Zylinder-Verbrennungsmotor, einen Vier-Zylinder-Verbrennungsmotor und einen SechsZylinder-Verbrennungsmotor angewendet werden kann. In diesem Fall können die Kolbenbetriebseigenschaften aller Zylinder durch einen einzelnen Phasenänderungsmechanismus (einen Teil des variablen Kompressionsverhältnismechanismus) eingestellt werden, wenn der Verbrennungsmotor ein Reihenmotor ist, oder durch ein Paar von Phasenänderungsmechanismen, wenn der Verbrennungsmotor ein V-Motor ist, wobei aller Zylinder zu einem gewünschten mechanischen Kompressionsverhältnis und einem gewünschten mechanischen Expansionsverhältnis gesteuert werden können.
  • Als das in den Ausführungsformen genannte angetriebene/antreibende Drehglied (ein Teil des variablen Kompressionsverhältnismechanismus) kann auch ein anderes entsprechendes angetriebenes/antreibendes Drehglied verwendet werden, ohne dass deshalb der Erfindungsumfang verlassen wird. Zum Beispiel wurden die Ausführungsformen anhand eines Beispiels beschrieben, in dem ein Paar von Untersetzungszahnriemenscheiben als ein Untersetzungsmechanismus verwendet wird, der die Drehung der Kurbelwelle überträgt und dabei die Drehung zu der halben Winkelgeschwindigkeit reduziert, wobei die Erfindung jedoch nicht darauf beschränkt ist.
  • Weiterhin sind in den Ausführungsformen die Drehrichtung der Kurbelwelle und die Drehrichtung des exzentrischen Nockens zueinander entgegengesetzt, wobei sie aber auch in der gleichen Richtung sein können. Zum Beispiel können die Ausführungsformen konfiguriert sein, um die Drehung der Riemenscheibe auf der Kurbelseite zu der Riemenscheibe auf der Seite des exzentrischen Nockens zu übertragen und dabei die Drehung über einen Zahnriemen (eine Zahnkette) zu der halben Winkelgeschwindigkeit zu reduzieren. In diesem Fall sind die Drehrichtung der Kurbelwelle und die Drehrichtung des exzentrischen Nockens in der gleichen Richtung und ist die Kolbenposition-Änderungskennlinie (die vertikale Achse) in Bezug auf die Drehung der Kurbelwelle (die horizontale Achse) umgekehrt, während der eigentliche Betrieb unverändert ist.
  • Die vorliegende Erfindung ist nicht auf die oben beschriebenen Ausführungsformen beschränkt, die auf verschiedene Weise modifiziert werden können. Zum Beispiel wurden die oben beschriebenen Ausführungsformen im Detail beschrieben, um die Erfindung zu verdeutlichen, wobei die Erfindung jedoch nicht auf die Konfigurationen mit all den hier beschriebenen Merkmalen beschränkt ist. Außerdem kann ein Teil der Konfiguration einer Ausführungsform durch die Konfiguration einer anderen Ausführungsform ersetzt werden. Und weiterhin kann eine Ausführungsform auch mit der Konfiguration einer anderen Ausführungsform, die zu der Konfiguration dieser Ausführungsform hinzugefügt ist, implementiert werden. Weiterhin kann jede hier beschriebenen Ausführungsformen auch implementiert werden, indem Hinzufügungen, Weglassungen oder Ersetzungen an Teilen der Konfiguration dieser Ausführungsform vorgenommen werden.
  • Zum Beispiel ist der Verbindungsmechanismus (ein Teil des variablen Kompressionsverhältnismechanismus) nicht auf das in den Ausführungsformen beschriebene spezifische Beispiel beschränkt und kann auch ein anderer Verbindungsmechanismus sein, solange dieser Verbindungsmechanismus die Kennlinie der Hubposition des Kolbens in ähnlicher Weise ändern kann.
  • Vorstehend wurden verschiedene Ausführungsformen der vorliegenden Erfindung beschrieben, wobei dem Fachmann deutlich sein sollte, dass die hier beschriebenen Ausführungsformen auf verschiedene Weise modifiziert oder verbessert werden können, ohne dass deshalb der Erfindungsumfang verlassen wird. Außerdem können die oben beschriebenen Ausführungsformen auch auf beliebige Weise kombiniert werden.
  • Die vorliegende Anmeldung beansprucht gemäß der Pariser Konvention die Priorität der japanischen Patentanmeldung Nr. 2015-173660 vom 3. September 2015. Der gesamte Inhalt der japanischen Patentanmeldung Nr. 2015-173660 vom 3. September 2015 einschließlich der Beschreibung, der Ansprüche, der Zeichnungen und der Zusammenfassung ist hier unter Bezugnahme eingeschlossen.
  • Bezugszeichenliste
    • 01
    Verbrennungsmotor
    02
    Zylinderblock
    03
    Bohrung
    1
    Kolbenposition-Änderungsmechanismus
    2
    Kolben
    3
    Kolbenzapfen
    4
    Kurbelwelle
    5
    Verbindungsmechanismus
    6
    Phasenänderungsmechanismus
    7
    obere Verbindung (erste Verbindung)
    8
    erster Kopplungszapfen
    9
    Kurbelzapfen
    10
    untere Verbindung (zweite Verbindung)
    11
    zweiter Kopplungszapfen
    12
    Steuerwelle
    13
    exzentrischer Nockenteil
    14
    Steuerverbindung (dritte Verbindung)
    15
    erstes Zahnrad (antreibendes Drehglied)
    16
    zweites Zahnrad (angetriebenes Drehglied)
  • ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
  • Diese Liste der vom Anmelder aufgeführten Dokumente wurde automatisiert erzeugt und ist ausschließlich zur besseren Information des Lesers aufgenommen. Die Liste ist nicht Bestandteil der deutschen Patent- bzw. Gebrauchsmusteranmeldung. Das DPMA übernimmt keinerlei Haftung für etwaige Fehler oder Auslassungen.
  • Zitierte Patentliteratur
    • JP 2002276446 [0002]
    • JP 2002276446 A [0003]
    • JP 2012225287 A [0019]
    • JP 2015173660 A [0108]

Claims (12)

  1. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor, umfassend: einen variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der konfiguriert ist zum Ändern eines mechanischen Kompressionsverhältnisses und eines mechanischen Expansionsverhältnisses eines Vier-Zyklus-Verbrennungsmotors durch das Ändern einer Hubposition eines Kolbens des Verbrennungsmotors, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus das mechanische Kompressionsverhältnis in einem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors relativ vermindert und dabei die mechanische Expansion relativ vergrößert.
  2. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 1, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus das mechanische Kompressionsverhältnis in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu einem niedrigeren Verhältnis als das mechanische Kompressionsverhältnis in einem Teillastbereich des Verbrennungsmotors setzt und weiterhin auch das mechanische Expansionsverhältnis in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu einem niedrigeren Verhältnis setzt als das mechanische Expansionsverhältnis in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors.
  3. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 2, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus eine Kolbenposition an einem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt zu einer höheren Position als die Kolbenposition an einem oberen Kompressionstotpunkt in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors setzt.
  4. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 3, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus die Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu einer niedrigeren Position als die Kolbenposition an dem oberen Kompressionstotpunkt in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors setzt.
  5. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 3, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus die Kolbenposition an einem unteren Expansionstotpunkt in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu einer höheren Position als die Kolbenposition an dem unteren Expansionstotpunkt in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors setzt.
  6. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung nach Anspruch 3, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus die Kolbenposition an dem Abgas (Einlass)-Totpunkt in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu einer höheren Position als die Kolbenposition an dem Abgas (Einlass)-Totpunkt in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors setzt.
  7. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung nach Anspruch 3, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus die Kolbenposition an dem unteren Einlasstotpunkt in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors zu der annähernd gleichen Position wie die Kolbenposition an dem unteren Einlasstotpunkt in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors setzt.
  8. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor, umfassend: einen variablen Kompressionsverhältnismechanismus, der konfiguriert ist zum Ändern eines mechanischen Kompressionsverhältnisses und eines mechanischen Expansionsverhältnisses eines Vier-Zyklen-Verbrennungsmotors durch das Ändern einer Hubposition eines Kolbens des Verbrennungsmotors, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus derart konfiguriert ist, dass ein Expansionshub lang relativ zu einem Kompressionshub ist, wenn ein Gaspedalpositionswinkel ein vorbestimmter Positionswinkel oder größer ist.
  9. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 8, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus derart konfiguriert ist, dass der Kompressionshub des Kolbens in einem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors kürzer ist als der Kompressionshub des Kolbens in einem Teillastbereich des Verbrennungsmotors und der Expansionshub des Kolbens in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors kürzer ist als der Expansionshub des Kolbens in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors.
  10. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 9, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus einen Einlasshub zu einem längeren Hub als der Kompressionshub in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors setzen kann.
  11. Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor nach Anspruch 10, wobei der variable Kompressionsverhältnismechanismus derart konfiguriert ist, dass eine Kolbenposition an einem oberen Abgas (Einlass)-Totpunkt höher ist als eine Kolbenposition an einem oberen Kompressionstotpunkt in dem hohen Lastbereich des Verbrennungsmotors.
  12. Verfahren zum Steuern einer Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung für einen Verbrennungsmotor, wobei die Kompressionsverhältnis-Einstellvorrichtung ein mechanisches Kompressionsverhältnis und ein mechanisches Expansionsverhältnis in einem Vier-Zyklen-Verbrennungsmotor für ein Kraftfahrzeug verschieden ändern kann, wobei das Steuerverfahren umfasst: Bestimmen, ob ein Gaspedalpositionswinkel ein vorbestimmter Positionswinkel oder größer ist, und Bestimmen eines hohen Lastbereichs des Verbrennungsmotors, wenn bestimmt wird, dass der Gaspedalpositionswinkel der vorbestimmte Gaspedalpositionswinkel oder größer ist, oder Bestimmen eines Teillastbereichs des Verbrennungsmotors, wenn bestimmt wird, dass der Gaspedalpositionswinkel kleiner als der vorbestimmte Gaspedalpositionswinkel ist, und Steuern des mechanischen Kompressionsverhältnisses zu einem niedrigeren Verhältnis als das mechanische Kompressionsverhältnis in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors, und weiterhin Steuern des mechanischen Expansionsverhältnisses zu einem niedrigeren Verhältnis als das mechanische Expansionsverhältnis in dem Teillastbereich des Verbrennungsmotors, wenn der hohe Lastbereich des Verbrennungsmotors bestimmt wird.
DE112016004020.2T 2015-09-03 2016-08-31 Kompressionsverhältnis-einstellvorrichtung für einen verbrennungsmotor und verfahren zum steuern der kompressionsverhältnis-einstellvorrichtung für einen verbrennungsmotor Withdrawn DE112016004020T5 (de)

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