ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ
INTERNAL COMBUSTION ENGINE WITH SPARK IGNITION

Изобретение относится к двигателям внутреннего сгорания с искровым зажиганием.
Из предшествующего уровня техники известен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, оснащенный механизмом переменной степени сжатия для изменения степени механического сжатия, а также механизмом переменной установки фаз клапанного распределения для управления уставкой на закрывание впускного клапана, выполняя нагнетание с помощью нагнетателя во время работы двигателя при средней нагрузке и во время работы двигателя при высокой нагрузке, а также увеличивая степень механического сжатия и устанавливая уставку на закрывание впускного клапана на задержку по мере того, как нагрузка двигателя становится меньше в режиме удержания действительной степени сжатия постоянной, когда режим работы двигателя смещен от работы при высокой нагрузке к работе при средней нагрузке (см., например, публикацию заявки на патент Японии №2004-218522).
Однако в этой публикации ничего не говорится относительно действительной степени сжатия при низкой нагрузке двигателя.
Задачей настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, способного обеспечить постоянную стабильность зажигания.
В соответствии с настоящим изобретением создан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий: механизм переменной степени сжатия для изменения степени механического сжатия; механизм переменной установки фаз клапанного распределения для управления уставкой на закрывание впускного клапана и дроссель, установленный во впускном канале для управления количеством забираемого воздуха; причем при уменьшении нагрузки двигателя степень механического сжатия увеличивается до максимальной степени механического сжатия, и механическое сжатие удерживается на уровне максимального механического сжатия в зоне нагрузки, меньшей, чем нагрузка двигателя, когда степень механического сжатия достигает максимальной степени механического сжатия, при этом уставка на закрывание впускного клапана по мере того, как нагрузка двигателя становится меньше, смещается в направлении от нижней мертвой точки хода впуска до достижения предельной уставки на закрывание, позволяя управлять количеством забираемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания, причем нагрузка двигателя, когда уставка на закрывание впускного клапана достигает упомянутую предельную уставку на закрывание, становится меньше, чем нагрузка двигателя, когда степень механического сжатия достигает максимальной степени механического сжатия, при этом действительная степень сжатия постепенно снижается по сравнению со временем работы двигателя с высокой нагрузкой, поскольку нагрузка двигателя уменьшилась за время от момента, когда нагрузка двигателя уменьшилась, причем степень механического сжатия достигает максимальной степени механического сжатия, до момента, когда уставка на закрывание впускного клапана достигает упомянутую предельную уставку на закрывание, и количество забираемого воздуха управляется дросселем в диапазоне нагрузки, меньшей, чем нагрузка двигателя, когда уставка на закрывание впускного клапана достигает упомянутую предельную уставку на закрывание.
Предпочтительно, в момент максимальной степени механического сжатия степень расширения доводится до 20 или выше.
Преимущественно, в диапазоне нагрузки, большей, чем нагрузка двигателя, когда уставка на закрывание впускного клапана достигает значения предельной уставки на закрывание, дроссель удерживается в полностью открытом положении.
Далее настоящее изобретение будет описано более подробно со ссылкой на прилагаемые чертежи, на которых:
Фиг.1 - общая схема двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием;
фиг.2 - вид в перспективе с разнесением деталей механизма изменения степени сжатия;
фиг.3 - вид в боковом сечении показанного двигателя внутреннего сгорания;
фиг.4 - механизм переменной установки фаз клапанного распределения;
фиг.5 - диаграмма, показывающая величину подъема впускного клапана и выпускного клапана;
фиг.6 - диаграмма, поясняющая степень сжатия двигателя, действительную степень сжатия и степень расширения;
фиг.7 - график соотношения между теоретической тепловой эффективностью и степенью расширения;
фиг.8 - диаграмма, поясняющая обычный цикл и цикл со сверхвысокой степенью расширения;
фиг.9 - график изменения степени механического сжатия и других параметров в зависимости от нагрузки двигателя;
фиг.10 - график изменения степени механического сжатия и других параметров в зависимости от нагрузки двигателя;
фиг.11 - блок-схема рабочего управления; и
фиг.12 - диаграмма уставок на закрывание впускного клапана и т.д.
На фиг.1 показано боковое сечение двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.
На фиг.1 ссылочной позицией 1 обозначен кожух коленчатого вала, 2 - блок цилиндров, 3 - головка цилиндра, 4 - поршень, 5 - камера сгорания, 6 - свеча зажигания, установленная вверху в центре камеры 5 сгорания, впускной клапан 7, 8 - впускное отверстие, 9 - выпускной клапан и 10 - выпускное отверстие. Впускное отверстие 8 через патрубок 11 впускного канала соединяется с буферным резервуаром 12, а каждый из патрубков 11 впускного канала оснащен топливной форсункой 13 для впрыска топлива в соответствующее впускное отверстие 8. Следует отметить, что каждая топливная форсунка 13 может быть установлена на каждой камере 5 сгорания, а не закреплена на каждом из патрубков 11 впускного канала.
Буферный резервуар 12 через впускную трубу 14 подсоединен к воздушному фильтру 15, при этом впускная труба 14 внутри оснащена дросселем 17 с приводом от исполнительного механизма 16, а также детектором 18 количества всасываемого воздуха, использующим для этого, например, нагретый провод. С другой стороны, выпускное отверстие 10 через выпускной патрубок 19 подсоединено к каталитическому дожигателю 20, содержащему, например, трехканальный катализатор, а внутри выпускного патрубка 19 установлен датчик 21 отношения «воздух-топливо».
С другой стороны, в показанном на фиг.1 варианте осуществления изобретения соединительная часть кожуха 1 коленчатого вала и блока 2 цилиндра оснащена механизмом А переменной степени сжатия, способным изменять относительное положение кожуха 1 коленчатого вала и блока 2 цилиндра в осевом направлении цилиндра таким образом, чтобы, при этом, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке сжатия, объем камеры 5 сгорания изменялся, а также дополнительно оснащена механизмом В изменения временной уставки момента реального начала сжатия, способным изменять время начала реального такта сжатия. Следует отметить, что в показанном на фиг.1 варианте осуществления этот механизм В изменения временной уставки момента реального начала сжатия содержит механизм переменной установки фаз клапанного распределения, способный управлять временем закрывания впускного клапана 7.
Блок 30 электронного управления содержит цифровой компьютер, оснащенный компонентами, связанными между собой двунаправленной шиной 31, такими как ПЗУ (постоянное запоминающее устройство) 32, ОЗУ (оперативное запоминающее устройство) 33, ЦПУ (микропроцессор) 34, входной разъем 35 и выходной разъем 36. Выходной сигнал детектора 18 количества всасываемого воздуха и выходной сигнал датчика 21 отношения «воздух-топливо» подаются через соответствующие аналого-цифровые (АЦ) преобразователи 37 на входной разъем 35. Далее, педаль 40 акселератора соединена с датчиком 41 нагрузки, генерирующим выходное напряжение, пропорциональное величине L нажатия педали 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки через соответствующий АЦ преобразователь 37 подается на входной разъем 35. Далее, входной разъем 35 связан с датчиком 42 угла поворота коленчатого вала, генерирующим выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 30°. С другой стороны, выходной разъем 36 через цепь привода 38 соединен со свечой зажигания 6, с топливной форсункой 13, с механизмом А переменной степени сжатия и с механизмом В изменения временной уставки момента реального начала сжатия.
Фиг.2 представляет собой вид в перспективе показанного на фиг.1 механизма А переменной степени сжатия (с разнесением деталей), а фиг.3 представляет собой боковое сечение, иллюстрирующее двигатель внутреннего сгорания. Согласно фиг.2, в нижней части блока 2 цилиндров по обеим его сторонам выполнено множество выступающих частей 50, отделенных одна от другой определенными промежутками. Каждая из выступающих частей 50 выполнена с имеющим круговое сечение отверстием 51 для вставки в него кулачка. С другой стороны, верхняя поверхность кожуха 1 коленчатого вала выполнена с множеством выступающих частей 52, отделенных одна от другой определенными промежутками и вставляемых в промежутки между соответствующими выступающими частями 50. Эти выступающие части 52 также выполнены с имеющими круговое сечение отверстиями 53 для вставки в них кулачков.
Как показано на фиг.2, имеются два кулачковых распределительных вала 54 и 55. Каждый из кулачковых валов 54, 55 содержит закрепленные на нем круговые кулачки 56, выполненные с возможностью поворотного ввода в отверстия 51 для вставки этих кулачков в каждое следующее отверстие. Эти круговые кулачки 56 являются коаксиальными относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, между круговыми кулачками 56, как показано на фиг.3 штриховкой, проходят эксцентричные оси 57, расположенные эксцентрично относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55. Каждая из эксцентричных осей 57 имеет другие круговые кулачки 58, эксцентрично посаженные на нее вращением. Согласно фиг.2 эти круговые кулачки 58 расположены между круговыми кулачками 56. Эти круговые кулачки 58 вращением введены в соответствующие отверстия 53 для вставки кулачков.
Когда круговые кулачки 56, закрепленные на кулачковых валах 54, 55, из своего положения, показанного на фиг.3(А), поворачиваются в противоположных направлениях, как показано сплошными стрелками на фиг.3(А), эксцентричные оси 57 перемещаются центрально вниз, так что круговые кулачки 58 поворачиваются в отверстиях 53 для вставки кулачков в противоположных направлениях относительно круговых кулачков 56, как это показано на фиг.3(А) пунктирными стрелками. Как показано на фиг.3(В), когда эксцентричные оси 57 перемещаются центрально вниз, центры круговых кулачков 58 опускаются ниже эксцентричных осей 57.
Как будет понятно из сравнения фиг.3(А) и 3(В), относительное положение кожуха 1 коленчатого вала и блока 2 цилиндров определяется расстоянием между центрами круговых кулачков 56 и центрами круговых кулачков 58. Чем больше расстояние между центрами круговых кулачков 56 и центрами круговых кулачков 58, тем дальше блок 2 цилиндров отстоит от кожуха 1 коленчатого вала. Если блок 2 цилиндров удаляется от кожуха 1 коленчатого вала, то объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке сжатия, увеличивается, так что вращением кулачковых валов 54, 55 можно изменять объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке сжатия.
Как показано на фиг.2, для того, чтобы заставить кулачковые валы 54, 55 вращаться в противоположных направлениях, используется вал приводного электродвигателя 59 с двумя червячными колесами 61, 62, резьба на которых направлена в противоположные стороны. Зубчатые колеса 63, 64, входящие в зацепление с червячными колесами 61, 62, закреплены на концах кулачковых валов 54, 55. В данном варианте осуществления для изменения в широком диапазоне объема камеры 5 сгорания, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке сжатия, можно включить приводной электродвигатель 59. Следует отметить, что показанный на фиг.1-3 механизм А изменения степени сжатия представлен в качестве примера. Может быть использован любой механизм изменения степени сжатия.
С другой стороны, на фиг.4 показан механизм В переменной установки фаз клапанного распределения, закрепленный на конце кулачкового вала 70 по фиг.1, предназначенного для привода впускного клапана 7. На фиг.4 этот механизм В переменной установки фаз клапанного распределения оснащен времязадающим шкивом 71, вращаемым от коленчатого вала двигателя через зубчатый приводной ремень в указанном стрелкой направлении, цилиндрическим корпусом 72, вращающимся вместе с времязадающим шкивом 71, валом 73, выполненным с возможностью вращения вместе с кулачковым валом 70 привода впускного клапана и вращения относительно цилиндрического корпуса 72, множеством перегородок 74, продолжающихся от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 к внешней окружности вала 73, и лопастями 75, продолжающимися между перегородками 74 от внешней окружности вала 73 к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, причем две стороны лопастей 75 образованы гидравлическими камерами 76 для ввода опережения и используют гидравлические камеры 77 для ввода задержки.
Подача рабочего масла к гидравлическим камерам 76, 77 управляется клапаном 78 управления подачей рабочего масла. Этот клапан 78 управления подачей рабочего масла оснащен гидравлическими отверстиями 79, 80, соединенными с гидравлическими камерами 76, 77, входным отверстием для рабочего масла, выпущенного из гидравлического насоса 81, парой дренажных отверстий 83, 84 и золотниковым клапаном 85 для управления соединением и разъединением отверстий 79, 80, 82, 83 и 84.
Для ввода опережения по фазе кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана (см. фиг.4) золотниковый клапан 85 посылается вправо, рабочее масло, поступившее через впускное отверстие 82, подается далее через гидравлическое отверстие 79 к гидравлическим камерам 76 опережения, а рабочее масло, находящееся в гидравлических камерах 77 задержки, выпускается через дренажное отверстие 84. В этот момент вал 73 принудительно проворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки.
В противоположность этому, для ввода запаздывания по фазе кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана (см. фиг.4) золотниковый клапан 85 посылается влево, рабочее масло, поступившее через впускное отверстие 82, подается далее через гидравлическое отверстие 80 к гидравлическим камерам 77 задержки, а рабочее масло, находящееся в гидравлических камерах 76 опережения, выпускается через дренажное отверстие 83. В этот момент вал 73 принудительно проворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном направлению стрелки.
Когда вал 73 проворачивается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращен в показанное на фиг.4 нейтральное положение, операция относительного перемещения вала 73 заканчивается, и вал 73 в этот момент удерживается в положении относительного вращения. Поэтому можно использовать механизм В переменной установки фаз клапанного распределения для точного ввода нужной величины опережения или запаздывания фазы кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана.
На фиг.5 сплошная кривая показывает ситуацию, когда механизм В переменной установки фаз клапанного распределения используется для ввода опережения фазы кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана в максимальной степени, а пунктирная линия показывает ситуацию, когда он используется для ввода максимального запаздывания фазы кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана. Поэтому момент открывания впускного клапана 7 может свободно устанавливаться в диапазоне времени между показанной на фиг.5 сплошной кривой и показанной на фиг.5 пунктирной кривой, а, поэтому же, уставка на закрывание впускного клапана 7 может устанавливаться в соответствии с любым углом поворота коленчатого вала в диапазоне, указанном на фиг.5 стрелкой С.
Показанный на фиг.1 и фиг.4 механизм В переменной установки фаз клапанного распределения является одним из примеров. Например, может быть использован механизм переменной установки фаз клапанного распределения или механизмы переменной установки фаз клапанного распределения иных типов, которые могут производить изменение только уставки на закрывание впускного клапана, в то же время оставляя постоянной уставку на открывание впускного клапана.
Далее со ссылками на фиг.6 будет пояснено значение терминов, использованных в настоящей заявке. Следует отметить, что на фиг.6(А), 6(В) и 6(С) с пояснительной целью показан двигатель с объемом камеры сгорания 50 мл и с объемом рабочего хода поршня 500 мл. На этих фиг.6(А), 6(В) и 6(С) объем камеры сгорания показан таким, который соответствует положению поршня в верхней мертвой точке сжатия.
На фиг.6(А) поясняется степень механического сжатия. Степень механического сжатия является величиной, определяемой механически из объема рабочего хода поршня и объема камеры сгорания в момент хода сжатия. Эта степень механического сжатия выражается отношением величины (объем камеры сгорания + объем рабочего хода поршня) к объему камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(А), эта степень механического сжатия получается равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.
На фиг.6(В) поясняется действительная степень сжатия. Эта действительная степень сжатия является величиной, определенной из действительного объема рабочего хода поршня от момента реального начала сжатия до момента достижения поршнем верхней мертвой точки и объема камеры сгорания. Эта действительная степень сжатия выражается отношением величины (объем камеры сгорания + действительный объем рабочего хода поршня) к объему камеры сгорания. То есть, как показано на фиг.6(В), даже если поршень начинает подъем при рабочем ходе сжатия, пока впускной клапан открыт, никакого сжатия не происходит. Реальный процесс сжатия начинается после того, как впускной клапан закрывается. Поэтому действительная степень сжатия определяется указанным образом с использованием действительного объема рабочего хода поршня. В примере, показанном на фиг.6(В), действительная степень сжатия получается равной (50 мл + 450 мл) / 50 мл = 10.
На фиг.6(С) поясняется степень расширения. Степень расширения является величиной, определяемой из объема рабочего хода поршня при его ходе в такте расширения, а также объема камеры сгорания. Эта степень расширения выражается отношением величины (объем камеры сгорания + объем рабочего хода) к объему камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(С), эта степень расширения получается равной (50 мл + 500 мл) / 50 мл = 11.
Далее со ссылками на фиг.7 и фиг.8 будут пояснены основные отличительные признаки настоящего изобретения. Следует отметить, что на фиг.7 показано соотношение между теоретической тепловой эффективностью и степенью расширения, а на фиг.8 приводится сравнение между обычным циклом и циклом со сверхвысокой степенью расширения, выборочно используемой в настоящем изобретении в соответствии с нагрузкой.
Фиг.8(А) показывает обычный цикл, когда впускной клапан закрывается около нижней мертвой точки, а процесс сжатия поршнем начинается по существу от нижней мертвой точки. В примере, показанном на этой фиг.8(А), так же как и в примерах, показанных на фиг.6(А), 6(В) и 6(С), объем камеры сгорания равен 50 мл, а объем рабочего хода равен 500 мл. Как будет понятно из фиг.8(А), в обычном цикле степень механического сжатия равна: (50 мл + 500 мл) / 50 мл = 11, действительная степень сжатия - также около 11, а степень расширения также получается (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11. То есть в обычном двигателе внутреннего сгорания степень механического сжатия, действительная степень сжатия и степень расширения получаются по существу равными.
Сплошная кривая на фиг.7 показывает изменение теоретической тепловой эффективности в том случае, когда действительная степень сжатия и степень расширения являются по существу равными, то есть в обычном цикле. В этом случае получается, что чем выше степень расширения, то есть чем выше действительная степень сжатия, тем выше теоретическая тепловая эффективность. Поэтому в обычном цикле для того, чтобы поднять теоретическую тепловую эффективность, следует повысить действительную степень сжатия. Однако вследствие ограничений, связанных с возникновением стука при работе двигателя на высоких нагрузках, действительная степень сжатия может быть увеличена максимально лишь примерно до 12, и, соответственно, в обычном цикле достаточно высокого значения теоретической тепловой эффективности достичь невозможно.
С другой стороны, в данной ситуации было произведено четкое разделение между степенью механического сжатия и действительной степенью сжатия и изучена теоретическая тепловая эффективность, в результате чего было открыто то, что в теоретической тепловой эффективности степень расширения является доминирующим, и что действительная степень сжатия в значительной степени совсем не влияет на теоретическую тепловую эффективность. То есть, при увеличении действительной степени сжатия взрывная сила растет, но сжатие требует большей энергии, и, соответственно, даже если действительная степень сжатия увеличивается, теоретическая тепловая эффективность возрастает совсем не так сильно.
В противном случае, при увеличении степени расширения, чем длиннее период, в течение которого во время рабочего хода расширения на поршень воздействует сила, толкающая его вниз, тем в течение большего времени поршень оказывает на коленчатый вал вращательное усилие. Поэтому, чем больше достигнута степень расширения, тем выше становится теоретическая тепловая эффективность. На фиг.7 пунктирная кривая с ε=10 показывает теоретическую тепловую эффективность в случае фиксации действительной степени сжатия на значении 10 и увеличение степени расширения при этом его значении. Таким образом, найдено, что величина приращения теоретической тепловой эффективности при увеличении степени расширения, когда действительная степень сжатия удерживается на низком значении, и величина приращения теоретической тепловой эффективности в том случае, когда действительная степень сжатия увеличивается вместе со степенью сжатия, как это показано на фиг.7 сплошной кривой, не сильно отличаются между собой.
Если действительная степень сжатия удерживается на низком значении, то в этом случае не будет возникать стук в двигателе, так что увеличением степени расширения в условиях удержания действительной степени сжатия на низком уровне можно предотвратить возникновение стука, при этом значение теоретической тепловой эффективности может быть сильно увеличено. На фиг.8(В) в качестве примера показан случай с использованием механизма А переменной степени сжатия, а также механизма В переменной установки фаз клапанного распределения для удержания действительной степени сжатия на низком уровне и увеличения степени расширения.
Согласно примеру с фиг.8(В), механизм А переменной степени сжатия используется для уменьшения объема камеры сгорания с 50 до 20 мл. С другой стороны, для введения уставки с задержкой закрывания впускного клапана до изменения действительного объема рабочего хода поршня с 500 до 200 мл используется механизм В переменной установки фаз клапанного распределения. В результате в этом примере действительная степень сжатия становится равной (20 мл + 200 мл) / 20 мл = 11, а степень расширения становится равной (20 мл + 500 мл) / 20 мл = 26. Как пояснялось ранее, в обычном цикле, показанном на фиг.8(А), действительная степени сжатия равна около 11, и степень расширения равна 11. Сравнение этого варианта с вариантом, показанным на фиг.8(В), привело к выводу, что произошло только увеличение степени расширения - до 26. По этой причине этот вариант назван «циклом со сверхвысокой степенью расширения».
Вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания, чем меньше нагрузка, тем хуже тепловая эффективность, поэтому чтобы увеличить тепловую эффективность во время работы двигателя, то есть, чтобы улучшить эффективность потребления топлива, необходимо улучшить тепловую эффективность двигателя при его работе с низкой нагрузкой. С другой стороны, в показанном на фиг.8(В) цикле со сверхвысокой степенью расширения действительный объем рабочего хода поршня во время рабочего хода такта сжатия сделан меньше, так что количество забираемого воздуха, который может быть засосан в камеру сгорания 5, становится меньше, поэтому этот цикл со сверхвысокой степенью расширения может использоваться только тогда, когда нагрузка двигателя относительно низка. Поэтому в настоящем изобретении во время работы двигателя с низкой нагрузкой устанавливается показанный на фиг.8(В) цикл со сверхвысокой степенью расширения, в то время как при работе двигателя с высокой нагрузкой устанавливается обычный цикл, показанный на фиг.8(А).
Далее со ссылками на фиг.9 будет пояснен принцип рабочего управления в целом.
x
На фиг.9 показаны кривые изменения степени механического сжатия, степени расширения, уставок на закрывание впускного клапана 7, действительной степени сжатия, количества забираемого воздуха, степени открывания дросселя 17, а также потери накачки в зависимости от нагрузки двигателя при некоторой скорости вращения двигателя. Следует отметить, что в варианте осуществления в соответствии с настоящим изобретением среднее отношение «воздух-топливо» в камере сгорания 5 обычно управляется приведением его к величине стехиометрического отношения «воздух-топливо» с использованием выходного сигнала обратной связи с датчика 21 отношения «воздух-топливо» таким образом, чтобы трехканальный катализатор в каталитическом дожигателе 20 мог одновременно уменьшать содержание в выхлопном газе НС, СО и NO.
Теперь, как объяснялось ранее, во время работы двигателя с высокой нагрузкой исполняется обычный рабочий цикл, показанный на фиг.8(А). Поэтому, как показано на фиг.9, в это время, поскольку степень механического сжатия доведена до низкого значения, степень расширения становится низкой. Как показано на фиг.9 внизу сплошной линией, временная уставка на закрывание впускного клапана 7 установлена на опережение, как показано сплошной линией на фиг.5. Далее, количество забираемого воздуха в это время велико. Степень открывания дросселя 17 в это время соответствует его полностью открытому состоянию или по существу полностью открытому состоянию, так что потери накачки становятся равными нулю.
С другой стороны, как показано сплошной линией на фиг.9, когда нагрузка двигателя уменьшается, уставка на закрывание впускного клапана 7 установлена на такую задержку, чтобы вследствие этого сократить количество забираемого воздуха. Кроме того, в это время степень механического сжатия увеличивается, поскольку нагрузка двигателя, как показано на фиг.9, становится меньше, так что действительная степень сжатия сохраняется по существу постоянной. Поэтому, по мере того, как нагрузка двигателя уменьшается, степень расширения также увеличивается. Следует также отметить, что в этот момент дроссель 17 удерживается в полностью открытом или в по существу полностью открытом положении. Поэтому количество забираемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, регулируется изменением уставки на закрывание впускного клапана 7 независимо от дросселя 17. Кроме того, в это время потери накачки становятся нулевыми.
Таким образом, когда нагрузка двигателя уменьшается по сравнению с работой двигателя при высокой нагрузке, степень механического сжатия принудительно увеличивается наряду с уменьшением забираемого воздуха при, по существу, постоянной действительной степени сжатия. То есть объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, сокращается пропорционально уменьшению забираемого воздуха. Поэтому объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально изменению количества забираемого воздуха. Заметим, что в этот момент отношение «воздух-топливо» в камере 5 сгорания приведен к стехиометрическому отношению «воздух-топливо», так что объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально количеству топлива.
1
1
Если нагрузка двигателя еще более снижается, степень механического сжатия принудительно еще более увеличивается. Когда нагрузка двигателя падает до средней нагрузки L, более близкой к низкой нагрузке, степень механического сжатия достигает предельной степени механического сжатия, отражающей конструктивный предел камеры 5 сгорания. В диапазоне нагрузки, меньшей, чем нагрузка двигателя L, при которой степень механического сжатия достигает величины предельной степени механического сжатия, степень механического сжатия удерживается на предельном уровне степени механического сжатия. Поэтому во время работы двигателя в области средней нагрузки, ближе к низкой, а также во время работы двигателя на низкой нагрузке степень механического сжатия становится максимальной, и степень расширения также становится максимальной. Другими словами, во время работы двигателя на средней нагрузке ближе к низкой и во время работы двигателя на низкой нагрузке степень механического сжатия доведена до максимальной, так что при этом достигается максимальная степень расширения.
1
2
С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.9, даже когда нагрузка двигателя становится меньше L, как показано сплошной кривой на фиг.9, уставка на закрывание впускного клапана 7 введена на задержку, поскольку нагрузка двигателя становится меньшей. Когда нагрузка двигателя падает до величины 1, 2, уставка на закрывание впускного клапана 7 становится предельной, при которой количество забираемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, еще может быть управляемым. Когда уставка на закрывание впускного клапана 7 достигает предельного значения уставки на закрывание, в диапазоне нагрузки, меньшем, чем нагрузка L двигателя, когда уставка на закрывание впускного клапана 7 достигает предельного значения уставки на закрывание, уставка на закрывание впускного клапана 7 удерживается на предельном значении уставки на закрывание.
2
Когда уставка на закрывания впускного клапана 7 удерживается на предельном значении уставки на закрывание, количество забираемого воздуха вскоре не сможет быть управляемым изменением уставки на закрывание впускного клапана 7. В варианте осуществления, показанном на фиг.9, в это время, то есть в диапазоне нагрузки, меньшей, чем нагрузка Lдвигателя, когда уставка на закрывание впускного клапана 7 достигает предельного значения уставки на закрывание, количество забираемого воздуха, подаваемого в камеру 5 сгорания, управляется дросселем 17. Однако, если количество забираемого воздуха управляется дросселем 17, то возрастают потери накачки, как показано на фиг.9.
1
2
1
2
2
С другой стороны, как показано на фиг.9, когда нагрузка двигателя выше L, то есть во время работы двигателя в области средней нагрузки, ближе к высокой, а также во время работы двигателя на высокой нагрузке, действительная степень сжатия при одинаковой скорости вращения двигателя удерживается по существу на одинаковом значении действительной степени сжатия. В противоположность этому, когда нагрузка двигателя меньше L, то есть, когда степень механического сжатия удерживается на величине предельной степени механического сжатия, действительная степень сжатия определяется уставкой на закрывание впускного клапана 7. Если уставка на закрывание впускного клапана 7 установлена на задержку, как в случае при нагрузке двигателя между значениями L и L, действительная степень сжатия падает. Если уставка на закрывание впускного клапана 7 удерживается на предельном значении уставки на закрывание, как в случае при нагрузке двигателя, меньшей, чем L, действительная степень сжатия сохраняется постоянной.
1
Поэтому в варианте осуществления, показанном на фиг.9, во время работы двигателя на средней нагрузке ближе к низкой, а также во время работы двигателя на низкой нагрузке, когда нагрузка двигателя меньше, чем L, действительная степень сжатия уменьшена по сравнению с действительной степенью сжатия во время работы двигателя с высокой нагрузкой. В этом отношении, если действительная степень сжатия уменьшается указанным образом, температура в камере 5 сгорания в момент окончания сжатия падает, а зажигание и сгорание топлива ухудшается. Однако, в этом случае при закрывании дросселя 17 дросселирующее воздействие на входной воздушный поток со стороны дросселя 17 вызывает возмущения внутри камеры 5 сгорания и таким образом может улучшить зажигание и сгорание топлива.
2
С другой стороны, в том рабочем диапазоне, в котором нагрузка двигателя меньше, чем L, его работа может управляться также увеличением отношения «воздух-топливо» для уменьшения нагрузки двигателя в то время, когда дроссель 17 удерживается полностью открытым. Однако, как показано на фиг.9, в настоящем изобретении для улучшения зажигания и сгорания топлива при падении значения действительной степени сжатия работа двигателя управляется закрыванием дросселя 17.
1
3
3
2
3
1
3
1
В варианте осуществления, показанном на фиг.10, даже когда нагрузка двигателя становится меньше, чем L, но, в то же время, больше, чем L, период закрывания впускного клапана 7 удерживается постоянным, и в течение этого времени дроссель 17 удерживается закрытым. С другой стороны, когда нагрузка на двигатель становится меньше, чем и L, уставка на закрывание впускного клапана 7 установлена на задержку до достижения нагрузки L, то есть до того момента, когда уставка на закрывание впускного клапана 7 достигнет предельного значения уставки на закрывание. То есть, в данном осуществлении, в то время как уставка на закрывание впускного клапана 7 по мере падения нагрузки двигателя устанавливается на все большую задержку, даже если нагрузка двигателя изменяется, существуют диапазоны нагрузок от L до L, в которых уставка на закрывание впускного клапана 7 изменена быть не может. В этих диапазонах нагрузок от L до L количество забираемого воздуха управляется дросселем 17.
3
1
3
В этом отношении, в данном варианте осуществления в диапазоне нагрузки, большей, чем нагрузка в диапазоне от L до L, дроссель 17 удерживается в полностью открытом положении. В том рабочем диапазоне, в котором нагрузка двигателя меньше, чем L, действительная степень сжатия уменьшена по сравнению с действительной степенью сжатия во время работы двигателя на высокой нагрузке. В данном варианте осуществления, когда действительная степень сжатия уменьшена, дроссель 17 также удерживается в закрытом положении.
Поэтому в данном изобретении во время работы двигателя с низкой нагрузкой действительная степень сжатия уменьшена либо только в части рабочего диапазона, либо во всем рабочем диапазоне по сравнению с тем временем, когда двигатель работает с высокой нагрузкой, а во время работы двигателя с низкой нагрузкой, по крайней мере, когда действительная степень сжатия уменьшена по сравнению с тем временем, когда двигатель работает с высокой нагрузкой, дроссель 17 удерживается закрытым.
1
Объясняя более конкретно, в данном изобретении в том рабочем диапазоне, в котором нагрузка меньше, чем нагрузка двигателя L, когда механическая степень сжатия достигает величины предельной механической степени сжатия, в части рабочего диапазона или во всем рабочем диапазоне действительная степень сжатия уменьшена по сравнению с рабочим диапазоном, в котором нагрузка выше, чем этот рабочий диапазон. Таким образом, когда действительная степень сжатия описанным образом уменьшена, дроссель 17 закрыт.
1
Следует отметить, что в этом варианте осуществления настоящего изобретения, как будет понятно из фиг.9 и 10, в том рабочем диапазоне, в котором нагрузка двигателя меньше, чем нагрузка двигателя L, когда механическая степень сжатия достигает величины предельной механической степени сжатия, количество забираемого воздуха управляется управлением либо уставкой на закрывание впускного клапана 7, либо уставкой на открывание дросселя 17.
Как было пояснено выше, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.8(В), степень расширения доведена до 26. Чем выше эта степень расширения, тем лучше, но, как понятно из фиг.7, можно получить намного более высокую теоретическую тепловую эффективность - величиной 20 или более даже для действующего практически используемого предела степени сжатия ε=5. Поэтому в настоящем изобретении сформирован механизм А переменной степени сжатия, так что степень расширения достигает значения 20 или более.
2
С другой стороны, как показано на фиг.9 пунктирной линией, можно осуществлять управление количеством всасываемого воздуха, не прибегая к дросселю 17, установкой уставки на закрывание впускного клапана 7 на увеличение опережения по мере того, как нагрузка двигателя становится меньше. Поэтому, выражая эту мысль таким образом, чтобы она относилась как к случаю, показанному на фиг.9 сплошной линией, так и к случаю, показанному пунктирной линией, в данном варианте осуществления настоящего изобретения уставка на закрывание впускного клапана 7 делается смещаемой по мере того, как нагрузка двигателя становится меньше в направлении от нижней мертвой точки BDC хода всасывания, до достижения предельной точки уставки на закрывание L, в которой становится возможным управление количеством всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания.
На фиг.11 показан обычный порядок рабочего управления. На фиг.11 сначала на этапе 100 вычисляется целевое значение действительной степени сжатия. Затем, на этапе 101 на основании карты, показанной на фиг.12(А), рассчитывается уставка 1C на закрывание впускного клапана 7. То есть уставка 1C на закрывание впускного клапана 7, необходимая для подачи в камеру сгорания требуемого количества всасываемого воздуха, заранее сохраняется в памяти ПЗУ 32 как функция нагрузки L двигателя и скорости вращения двигателя N в виде карты в том виде, как она показана на фиг.12(А). Исходя из этой карты, вычисляется уставка 1C на закрывание впускного клапана 7.
Затем на этапе 102 вычисляется механическая степень сжатия CR. Далее, на этапе 103 вычисляется степень открывания дросселя 17. Степень открывания 9 этого дросселя 17 заранее сохраняется в памяти ПЗУ 32 как функция нагрузки L двигателя и скорости вращения двигателя N в виде карты в том виде, как она показана на фиг.12(В). Затем на этапе 104 производится управление механизмом А переменной степени сжатия таким образом, чтобы механическая степень сжатия стала механической степенью сжатия CR, управление механизмом В переменной установки фаз клапанного распределения таким образом, чтобы уставка на закрывание впускного клапана 7 стала уставкой 1C на закрывание, а также управление дросселем 17 таким образом, чтобы степень открывания этого дросселя 17 стала степенью открывания 6.