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

Область техники
Настоящее изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с искровым зажиганием.
Уровень техники
В уровне техники известен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, обеспеченный механизмом переменной степени сжатия, способный изменять степень механического сжатия, и механизм регулирования фаз газораспределения, способный управлять регулированием по времени закрывания впускного клапана, выполняя действие наддува с помощью компрессора наддува во время работы двигателя со средней нагрузкой и высокой нагрузкой, и увеличивающий коэффициент механического сжатия, а также замедляющий регулирование по времени впускного клапана, когда нагрузка двигателя становится ниже во время работы двигателя со средней и высокой нагрузкой в состоянии удерживания степени фактического сгорания на постоянном уровне (например, см. публикацию заявки на патент Японии № 2004-218522).
Однако этот документ не ссылается на степень фактического сжатия, когда нагрузка двигателя является низкой.
Краткое описание изобретения
Задачей настоящего изобретения является создание двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, способного улучшить термическую эффективность.
Согласно настоящему изобретению создан двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм переменной степени сжатия, выполненный с возможностью изменения степени механического сжатия, механизм регулирования фаз газораспределения, выполненный с возможностью управления регулированием по времени закрывания впускного клапана, и дроссельную заслонку, расположенную во впускном канале двигателя и выполненную с возможностью управления количеством всасываемого воздуха, причем степень механического сжатия делается более высокой на стороне работы двигателя с низкой нагрузкой, чем во время работы двигателя с высокой нагрузкой, при этом степень механического сжатия постепенно уменьшается на стороне работы двигателя с высокой нагрузкой, когда нагрузка двигателя становится выше, причем регулирование по времени закрывания впускного клапана осуществляется таким образом, чтобы сдвигаться, когда нагрузка двигателя становится ниже, в направлении от нижней мертвой точки впускного такта, при этом степень фактического сжатия делается ниже, когда нагрузка двигателя уменьшается на стороне работы двигателя с низкой нагрузкой, причем дроссельная заслонка выполнена таким образом, чтобы закрываться, когда степень фактического сжатия становится ниже на стороне работы двигателя с низкой нагрузкой.
Краткое описание чертежей
Фиг.1 - общий вид двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.
Фиг.2 - вид в перспективе в разобранном состоянии механизма переменной степени сжатия.
Фиг.3 - вид сбоку с разрезом проиллюстрированного двигателя внутреннего сгорания.
Фиг.4 - вид механизма регулирования фаз газораспределения.
Фиг.5 - вид, показывающий степень подъема впускного клапана и выпускного клапана.
Фиг.6 - вид для объяснения степени механического сжатия, степени фактического сжатия и степени расширения.
Фиг.7 - вид, показывающий соотношение между теоретической термической эффективностью и степенью расширения.
Фиг.8 - вид для объяснения обычного цикла и цикла со сверхвысокой степенью расширения.
Фиг.9 - вид, показывающий изменение в степени механического сжатия и т.д., в соответствии с нагрузкой двигателя.
Фиг.10 - диаграмма для показа алгоритма операционного управления.
Фиг.11 - вид, показывающий карты согласования по времени закрытия впускного клапана и т.д.
Наилучший способ осуществления изобретения
Фиг.1 показывает боковой вид с разрезом двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.
На фиг.1 ссылочной позицией 1 обозначен картер коленчатого вала, 2 - блок цилиндров, 3 - крышка цилиндра, 4 - поршень, 5 - камера сгорания, 6 - свеча зажигания, расположенная в верхней центральной части камеры 5 сгорания, 7 - впускной клапан, 8 - впускное отверстие, 9 - выпускной клапан, 10 - выпускное отверстие. Впускное отверстие 8 присоединяется через впускной патрубок 11 к сглаживающему ресиверу 12, в то время как каждый впускной патрубок 11 обеспечен топливным инжектором 13 для впрыскивания топлива по направлению к соответствующему впускному отверстию 8. Следует отметить, что каждый топливный инжектор 13 может быть расположен на каждой камере 5 сгорания, вместо того чтобы прикрепляться к каждому впускному патрубку 11.
Сглаживающий ресивер 12 присоединяется через впускной канал 14 к воздухоочистителю 15, в то же время впускной канал 14 обеспечивается внутри дроссельной заслонкой 17, имеющей привод от управляющего устройства 16, и датчик 18 количества всасываемого воздуха, использующий, например, нагревающуюся проволоку с высоким сопротивлением. С другой стороны, выпускное отверстие 10 соединяется через выпускной коллектор 19 с каталитическим конвертером 20, вмещающим, например, трехходовой катализатор, в то же время внутри выпускного коллектора 19 обеспечивается датчик 21 для определения соотношения воздуха и топлива.
С другой стороны, в варианте осуществления изобретения, показанном на фиг.1, соединительная часть картера 1 коленчатого вала и блока 2 цилиндров обеспечивается механизмом А переменной степени сжатия, способным изменять относительные положения картера 1 коленчатого вала и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндра, для того чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 располагается в верхней мертвой точке такта сжатия. Кроме того, дополнительно обеспечивается механизм В для изменения согласования во времени начала действия фактического сжатия, способный изменить согласование во времени при осуществлении действия фактического сжатия. Следует отметить, что в варианте осуществления изобретения, показанном на фиг.1, этот механизм В для изменения согласования во времени начала действия фактического сжатия содержится в механизме регулирования фаз газораспределения, который способен управлять согласованным по времени закрыванием впускного клапана 7.
Модуль 30 электронного управления является составной частью цифрового компьютера, обеспеченного компонентами, которые соединены друг с другом через двунаправленную шину 31, такими как ПЗУ 32, ОЗУ 33, ЦП (микропроцессор) 34, входной порт 35 и выходной порт 36. Выходной сигнал датчика 18 количества всасываемого воздуха и выходной сигнал датчика 21 для определения соотношения воздуха и топлива вводятся через соответствующие аналого-цифровые преобразователи 37 во входной порт 35. Кроме того, педаль 40 акселератора присоединяется к датчику 41 нагрузки, генерирующему выходное напряжение, пропорциональное величине давления L на педаль 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки вводится через соответствующий аналого-цифровой преобразователь 37 во входной порт 35. Кроме того, входной порт 35 присоединяется к датчику 42 угла кривошипа, генерирующему выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 30º. С другой стороны, выходной порт 36 присоединяется через схему 38 управления к свече 6 зажигания, топливному инжектору 13, управляющему устройству 16 дроссельной заслонки, механизму А переменной степени сжатия и механизму В для регулирования фаз газораспределения.
Фиг.2 представляет собой вид в перспективе в разобранном состоянии механизма А переменной степени сжатия, показанного на фиг.1, а фиг.3 - вид сбоку с разрезом проиллюстрированного двигателя внутреннего сгорания. На фиг.2, на нижней части двух боковых стенок блока 2 цилиндров образовано множество выступающих частей 50, отделенных друг от друга на определенное расстояние. Каждая выступающая часть 50 образована отверстием 51, в которое вставляется кулачок кругового сечения. С другой стороны, верхняя поверхность картера 1 коленчатого вала образована множеством выступающих частей 52, отделенных друг от друга на определенное расстояние и подогнанных таким образом, чтобы соответствовать выступающим частям 50. Эти выступающие части 52 также образованы отверстиями 53, в которые вставляется кулачок кругового сечения.
Как показано на фиг.2, обеспечивается пара кулачковых валов 54, 55. Каждый из этих кулачковых валов 54, 55 имеет круглые кулачки 56, закрепленные на них таким образом, чтобы они могли быть вставлены с возможностью вращения в отверстия 51 для вставления кулачков, расположенных в чередующихся положениях. Эти круглые кулачки 56 соосны с осями вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, между круглыми кулачками 56, как показано с помощью штриховки на фиг.3, продолжения валов 57 эксцентрика расположены эксцентрично относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый вал 57 эксцентрика имеет другие круглые кулачки 58, которые эксцентрично прикреплены к ним с возможностью вращения. Как показано на фиг.2, эти круглые кулачки 58 расположены между круглыми кулачками 56. Эти круглые кулачки 58 вставлены с возможностью вращения в соответствующие отверстия 53 для вставления кулачков.
Когда круглые кулачки 56, прикрепленные к кулачковым валам 54, 55, вращаются в противоположных направлениях, как показано стрелками из сплошной линии на фиг.3(А) из состояния, показанного на фиг.3(А), то валы 57 эксцентрика перемещаются по направлению к нижней мертвой точке, таким образом круглые кулачки 58 вращаются в противоположных направлениях относительно круглых кулачков 56 в отверстиях 53 для вставления кулачков, как показано стрелками из пунктирных линий на фиг.3(А). Как показано на фиг.3(В), когда валы 57 эксцентрика перемещаются по направлению к нижней мертвой точке, центры круглых кулачков 58 перемещаются ниже валов 57 эксцентрика.
Как будет понятно из сравнения фиг.3(А) и фиг.3(В), относительные положения картера 1 коленчатого вала и блока 2 цилиндров определяются расстоянием между центрами круглых кулачков 56 и центрами круглых кулачков 58. Чем большее расстояние между центрами круглых кулачков 56 и центрами круглых кулачков 58, тем дальше блок 2 цилиндров находится от картера 1 коленчатого вала. Если блок 2 цилиндров перемещается по направлению от картера 1 коленчатого вала, то объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 располагается в верхней мертвой точке, соответствующей сжатию, увеличивается, поэтому за счет вращения кулачковых валов 54, 55, объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 располагается в верхней мертвой точке, соответствующей сжатию, может быть изменен.
Как показано на фиг.2, чтобы заставить кулачковые валы 54, 55 вращаться в противоположных направлениях, вал приводного двигателя 59 обеспечивается парой червячных колес 61, 62 с противоположными направлениями червячной резьбы. Зубчатые колеса 63, 64, входящие в зацепление с этими червячными колесами 61, 62, закреплены на концах кулачковых валов 54, 55. В этом варианте осуществления изобретения приводной двигатель 59 может управляться от преобразователя для изменения объема камеры сгорания 5, когда поршень 4 располагается в верхней мертвой точке, соответствующей сжатию, в широком диапазоне. Следует отметить, что механизм А переменной степени сжатия, показанный на фиг.1-3, показывает пример использования. Однако возможно использование любого типа механизма переменной степени сжатия.
С другой стороны, фиг.4 показывает механизм В регулирования фаз газораспределения, прикрепленный к концу кулачкового вала 70 для привода впускного клапана 7, показанного на фиг.1. На фиг.4 этот механизм В регулирования фаз газораспределения обеспечивается шкивом 71 для зубчатого ремня, который вращается от коленчатого вала двигателя через зубчатый ремень по направлению, показанному стрелкой. Кроме того, механизм обеспечивается цилиндрическим корпусом 72, который вращается вместе со шкивом 71 для зубчатого ремня, валом 73, который может вращаться вместе с приводным кулачковым валом 70 впускного клапана и при этом вращается относительно цилиндрического корпуса 72, множеством перегородок 74, выступающих из внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 к наружной окружности вала 73, и лопатками 75, выступающими между перегородками 74 от наружной окружности вала 73 к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, при этом две стороны лопаток 75 сформированы с гидравлическими камерами 76 для опережения зажигания и гидравлическими камерами 77 для уменьшения угла опережения зажигания.
Подача рабочего масла в гидравлические камеры 76, 77 управляется клапаном 78, регулирующим подачу рабочего масла. Этот клапан 78 регулировки подачи рабочего масла обеспечивается гидравлическими отверстиями 79, 80, соединенными с гидравлическими камерами 76, 77, загрузочным отверстием 82 для рабочего масла, подаваемого из гидравлического насоса 81, парой дренажных отверстий 83, 84 и золотниковым клапаном 85 для управления соединением и разъединением отверстий 79, 80, 82, 83, 84.
Чтобы поставить на опережение фазу кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана, показанного на фиг.4, золотниковый клапан 85 выполнен таким образом, чтобы перемещаться направо, при этом рабочее масло, подаваемое из загрузочного отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 79 к гидравлическим камерам 76 для опережения зажигания, а рабочее масло в гидравлических камерах 77 для уменьшения угла опережения зажигания стекает из дренажного отверстия 84. В это время вал 73 принуждается вращаться относительно цилиндрического корпуса 72 по направлению, указанному стрелкой.
В противоположность этому, для уменьшения угла опережения зажигания фазы кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана, показанного на фиг.4, золотниковый клапан 85 выполнен таким образом, чтобы перемещаться влево, при этом рабочее масло, подаваемое из загрузочного отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 80 к гидравлическим камерам 77 для уменьшения угла опережения зажигания, а рабочее масло в гидравлических камерах 76 для опережения зажигания стекает из дренажного отверстия 83. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 по направлению, противоположному стрелкам.
Когда вал 73 принуждается вращаться относительно цилиндрического корпуса 72, то в том случае, если золотниковый клапан 85 возвращается в нейтральное положение, показанное на фиг.4, операция относительного вращения вала 73 заканчивается, и вал 73 удерживается в относительном поворотном положении, имевшемся на этот момент времени. Поэтому существует возможность использования механизма В регулирования фаз газораспределения таким образом, чтобы увеличить или уменьшить угол фазы кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана для изменения опережения зажигания на точную желаемую величину.
На фиг.5 сплошными линиями показано, когда механизм В регулирования фаз газораспределения используется для увеличения опережения фазы кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана в большей степени, в то время как пунктирная линия показывает, когда он используется для уменьшения угла опережения фазы кулачков приводного кулачкового вала 70 впускного клапана в большей степени. Поэтому время открывания впускного клапана 7 может быть свободно установлено между диапазоном, показанным сплошной линией на фиг.5, и диапазоном, показанным пунктирной линией, поэтому время закрывания впускного клапана 7 может быть установлено на любой угол кривошипа в диапазоне, показанном стрелкой С на фиг.5.
Механизм В регулирования фаз газораспределения, показанный на фиг.1 и 4, является одним примером. Например, механизм регулирования фаз газораспределения или другие различные типы механизмов регулирования фаз газораспределения способны изменять только распределение по времени закрывания впускного клапана, при этом может быть использовано поддержание распределения времени открывания впускного клапана постоянным.
Далее, значение терминов, используемых в настоящей заявке, будет объясняться со ссылкой на фиг.6. Следует отметить, что фиг.6(А), 6(В) и 6(С) показывают, с целью пояснения, двигатель с объемом камеры сгорания 50 мл и тактовым объемом поршня, составляющим 500 мл. На этих фиг.6(А), 6(В) и 6(С) объем камеры сгорания показывает ее объем в момент сжатия, когда поршень находится в верхней мертвой точке.
Фиг.6(А) объясняет степень механического сжатия. Степень механического сжатия - это значение, определяемое механически из тактового объема поршня и объема камеры сгорания во время такта сжатия. Эта степень механического сжатия выражается соотношением (объем камеры сгорания + тактовый объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(А), степень механического сжатия составляет: (50мл+500мл)/50мл=11.
Фиг.6(В) объясняет степень фактического сжатия. Эта степень фактического сжатия является значением, определяемым из фактического тактового объема поршня, с того момента, когда фактически начинается действие сжатия, до того момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки, и объемом камеры сгорания. Степень фактического сжатия определяется следующим выражением: (объем камеры сгорания + фактический тактовый объем)/объем камеры сгорания. То есть, как показано на фиг.6(В), даже если поршень начинает подниматься во время такта сжатия, никакого действия сжатия не производится, пока впускной клапан остается открытым. Фактическое действие сжатия начинается после того, как впускной клапан закрывается. Поэтому степень фактического сжатия выражается так, как следует из приведенной выше формулы с использованием фактического тактового объема. В примере, показанном на фиг.6(В), степень фактического сжатия соответствует выражению: (50мл+450мл)/50мл=10.
Фиг.6(С) объясняет степень расширения. Степень расширения является значением, определяемым из тактового объема поршня во время такта расширения и объема камеры сгорания. Эта степень расширения определяется следующим выражением: (объем камеры сгорания + тактовый объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(С), степень расширения соответствует выражению: (50мл+500мл)/50мл=11.
Далее самые основные признаки настоящего изобретения будут объясняться со ссылками на фиг.7 и 8. Следует отметить, что фиг.7 показывает соотношение между теоретической термической эффективностью и степенью расширения, в то время как фиг.8 показывает сравнение между обычным циклом и циклом со сверхвысокой степенью расширения, используемой выборочно, в соответствии с нагрузкой в настоящем изобретении.
Фиг.8(А) показывает обычный цикл, когда впускной клапан закрывается около нижней мертвой точки и действие сжатия, осуществляемое с помощью поршня, начинается около, по существу, нижней мертвой точки. В примере, показанном на фиг.8(А), также как и в примерах, показанных на фиг.6(А), 6(В) и 6(С), объем камеры сгорания составляет 50 мл, а тактовый объем поршня составляет 500 мл. Как будет понятно из фиг.8(А), в обычном цикле степень механического сжатия составляет: (50мл+ 500мл)/50мл=11, степень фактического сжатия также составляет около 11, и степень расширения также составляет (50мл+500мл)/50мл=11. То есть в обычном двигателе внутреннего сгорания степень механического сжатия и степень фактического сжатия, а также степень расширения становятся, по существу, одинаковыми.
Сплошная линия на фиг.7 показывает изменение теоретической термической эффективности в том случае, когда степень фактического сжатия и степень расширения, по существу, одинаковые, т.е. такие, как в обычном цикле. В этом случае известно, что чем больше степень расширения, т.е. более высокая степень фактического сжатия, тем выше теоретическая термическая эффективность. Поэтому в обычном цикле, для того чтобы поднять теоретическую термическую эффективность, степень фактического сжатия должна быть увеличена. Однако, из-за ограничений, связанных с возникновением детонации в двигателе во время работы двигателя с высокой нагрузкой, степень фактического сжатия может быть увеличена, даже при максимальном значении, до величины около 12. Соответственно, в обычном цикле теоретическая термическая эффективность не может быть сделана достаточно высокой.
С другой стороны, в этой ситуации изобретатели определенно провели различия между степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия, а также исследовали теоретическую термическую эффективность и в результате открыли, что в теоретической термической эффективности степень расширения является главным фактором и теоретическая термическая эффективность совсем немного зависит от степени фактического сжатия. То есть, если увеличивать степень фактического сжатия, то взрывная сила увеличивается, но сжатие требует большой энергии, соответственно, даже в том случае, если увеличивается степень фактического сжатия, и при этом теоретическая термическая эффективность будет увеличиваться совсем ненамного.
В противоположность этому, если увеличивается степень расширения, то период времени, в течение которого действует сила, которая давит вниз на поршень во время такта расширения, становится дольше, также дольше продолжается время, в течение которого поршень сообщает вращательное усилие коленчатому валу. По этой причине, чем большая создается степень расширения, тем выше становится теоретическая термическая эффективность. Пунктирная линия ε=10 на фиг.7 показывает теоретическую термическую эффективность в случае фиксирования степени фактического сжатия на значении 10 и увеличения в этом состоянии степени расширения. Таким образом, выяснилось, что величина увеличения теоретической термической эффективности при увеличении степени расширения в состоянии, когда степень фактического сжатия поддерживается на низком значении, и величина увеличения теоретической термической эффективности в том случае, когда степень фактического сжатия увеличивается наряду со степенью расширения, как показано сплошной линией на фиг.7, не будут сильно различаться.
Если степень фактического сжатия поддерживается на низком значении таким способом, то детонации не произойдет, поэтому если увеличивать степень расширения в состоянии, когда степень фактического сжатия поддерживается на низком значении, то возникновение детонации может быть предотвращено, а теоретическая термическая эффективность может быть значительно увеличена. Фиг.8(В) показывает пример случая, когда используется механизм А переменной степени сжатия и механизм В регулирования фаз газораспределения, чтобы поддерживать степень фактического сжатия на низком значении и увеличивать степень расширения.
В примере, изображенном на фиг.8(В), используется механизм А переменной степени сжатия, чтобы понизить объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, используется механизм В регулирования фаз газораспределения, чтобы замедлить регулирование по времени впускного клапана до тех пор, пока фактический тактовый объем поршня не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате в этом примере степень фактического сжатия становится равной (20мл+200мл)/20мл=11, а степень расширения становится равной (20мл+500мл)/20мл=26. В обычном цикле, показанном на фиг.8(А), как объяснялось выше, степень фактического сжатия составляет около 11, и степень расширения равна 11. В сравнении с этим случаем, в случае, показанном на фиг.8(В), выясняется, что только степень расширения увеличивается до значения 26. Это является причиной того, что называется «циклом со сверхвысокой степенью расширения».
Как объяснялось выше, вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания, чем ниже нагрузка на двигатель, тем хуже термическая эффективность. Поэтому, чтобы улучшить термическую эффективность во время работы автомобиля, т.е. чтобы улучшить потребление топлива, необходимо улучшить термическую эффективность во время работы двигателя с низкой нагрузкой. С другой стороны, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.8(В), фактический тактовый объем поршня во время такта сжатия сделан меньшим, поэтому количество всасываемого воздуха, который может быть всосан в камеру сгорания 5, становится меньше. По этой причине этот цикл со сверхвысокой степенью расширения может применяться только в том случае, когда нагрузка на двигатель относительно низкая. Поэтому в настоящем изобретении во время работы двигателя с низкой нагрузкой устанавливается цикл со сверхвысокой степенью расширения, показанный на фиг.8(В), а во время работы двигателя с высокой нагрузкой устанавливается обычный цикл, показанный на фиг.8(А).
Далее будет объясняться, в целом, оперативное управление работой двигателя со ссылками на фиг.9.
x
Фиг.9 показывает изменения степени механического сжатия, степени расширения, регулирование закрывания впускного клапана 7, степень фактического сжатия, количество впускаемого воздуха, степень открывания дроссельной заслонки 17, и насосные потери наряду с нагрузкой двигателя при определенной скорости двигателя. Следует отметить, что в варианте осуществления настоящего изобретения обычно среднее соотношение воздух-топливо в камере сгорания 5 управляется с помощью обратной связи, согласно стехиометрическому соотношению воздух-топливо, основанному на выходном сигнале датчика 21 для определения соотношения воздух-топливо таким образом, чтобы трехходовой катализатор в каталитическом конвертере 20 мог одновременно уменьшать недоокисленные НС, СО и NO в выхлопном газе.
Сейчас, как объяснялось выше, во время работы двигателя с высокой нагрузкой, выполняется обычный цикл, показанный на фиг.8(А). Поэтому, как показано на фиг.9, в это время, поскольку степень механического сжатия сделана низкой, степень расширения становится низкой. Как показано с помощью сплошной линии на фиг.9, регулирование закрывания впускного клапана 7 выполнено с опережением, как показано сплошной линией на фиг.5. Кроме того, в это время количество всасываемого воздуха является большим. В это время степень открывания дроссельной заслонки 17 поддерживается на полностью открытом уровне или практически полностью открытой, таким образом насосные потери становятся нулевыми.
С другой стороны, как показано сплошной линией на фиг.9, когда нагрузка двигателя становится ниже, регулирование закрывания впускного клапана 7 сдвигается назад, на уменьшение угла опережения, таким образом, наряду с этим, уменьшая количество всасываемого воздуха. Кроме того, в это время степень механического сжатия увеличивается, когда нагрузка двигателя становится ниже, как показано на фиг.9, так что степень фактического сжатия поддерживается, по существу, постоянной. Поэтому степень расширения также увеличивается, когда нагрузка двигателя становится ниже. Следует отметить, что в это время дроссельная заслонка 17 также поддерживается в полностью открытом состоянии или практически в полностью открытом состоянии. Поэтому количество всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания 5, управляется за счет изменения регулировки закрывания впускного клапана 7, независимо от дроссельной заслонки 17. Также в это время насосные потери становятся равными нулю.
Таким образом, когда двигатель переходит из состояния высокой рабочей нагрузки в состояние с более низкой нагрузкой, степень механического сжатия должна увеличиваться, наряду с уменьшением количества всасываемого воздуха при практически постоянной степени фактического сжатия. То есть объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает мертвой точки такта сжатия, уменьшается пропорционально уменьшению количества всасываемого воздуха. По этой причине объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает мертвой точки такта сжатия, изменяется пропорционально количеству всасываемого воздуха. Следует отметить, что соотношение воздух-топливо в камере 5 сгорания в это время в этом примере становится равным стехиометрическому соотношению воздух-топливо, таким образом, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает мертвой точки такта сжатия, изменяется пропорционально количеству топлива.
Если нагрузка двигателя дополнительно уменьшается, то степень механического сжатия дополнительно увеличивается. Когда нагрузка двигателя падает до уровня средней нагрузки L, ближе к низкой нагрузке, то степень механического сжатия достигает предела степени механического сжатия, составляющего конструктивный предел камеры 5 сгорания. Если степень механического сжатия достигает предела степени механического сжатия, то в зоне нагрузки, являющейся более низкой, чем нагрузка L двигателя, когда степень механического сжатия достигает предела степени механического сжатия, степень механического сжатия удерживается на пределе степени механического сжатия. Поэтому во время низкой нагрузки со стороны работы двигателя на средней нагрузке и во время работы двигателя при низкой нагрузке, т.е. на стороне работы двигателя при низкой нагрузке, степень механического сжатия становится максимальной и степень расширения также достигает максимума. Другими словами, на стороне работы двигателя при низкой нагрузке степень механического сжатия выполнена максимальной, таким образом, получается максимальная степень расширения.
С другой стороны, в варианте осуществления изобретения, показанном на фиг.9, когда нагрузка на двигатель становится меньше, чем L, как показано сплошной линией на фиг.9, регулирование закрывания впускного клапана 7 сдвигается назад, на уменьшение угла опережения зажигания, т.к. нагрузка на двигатель становится меньше. Кроме того, в варианте осуществления изобретения, показанном на фиг.9, когда нагрузка на двигатель становится больше, чем L, т.е. на стороне работы двигателя при высокой нагрузке, дроссельная заслонка 17 поддерживается в полностью открытом состоянии, но когда нагрузка на двигатель становится меньше, чем L, т.е. на стороне работы двигателя при низкой нагрузке, дроссельная заслонка 17 закрывается, т.к. нагрузка на двигатель уменьшается. Насосных потерь не происходит при управлении количеством всасываемого воздуха с помощью управления только регулированием закрывания впускного клапана 7. Однако, если количество всасываемого воздуха управляется с помощью дроссельной заслонки 17, то насосные потери увеличиваются, как показано на фиг.9.
С другой стороны, как показано на фиг.9, когда нагрузка на двигатель больше, чем L, т.е. на стороне работы двигателя при высокой нагрузке, то степень фактического сжатия удерживается на почти таком же значении степени фактического сжатия по отношению к той же самой скорости двигателя. В противоположность этому, когда нагрузка на двигатель меньше чем L, т.е. когда степень механического сжатия удерживается на пределе степени механического сжатия, то степень фактического сжатия определяется с помощью регулирования закрывания впускного клапана 7, при этом степень фактического сжатия уменьшается, когда уменьшается нагрузка на двигатель, если время закрывания впускного клапана 7 сдвигается назад, на уменьшение угла опережения зажигания, т.к. нагрузка на двигатель становится меньше, как показано на фиг.9.
Поэтому в варианте осуществления изобретения, показанном на фиг.9, степень фактического сжатия двигателя со стороны работы на низкой нагрузке сделана такой, чтобы уменьшаться по сравнению со степенью фактического сжатия двигателя со стороны работы с высокой нагрузкой.
В этом отношении, если степень фактического сжатия падает таким образом, то существует опасность, что температура в камере 5 сгорания в конце цикла сжатия будет падать и возгорание и горение топлива будут ухудшаться. Однако в это время, как показано на фиг.9, если происходит закрывание дроссельной заслонки 17, то дросселирующее действие на поток всасываемого воздуха с помощью дроссельной заслонки 17 приводит к возмущениям потока внутри камеры 5 сгорания, и тем самым они помогают улучшить возгорание и горение топлива, таким образом, опасность ухудшения возгорания и горения топлива устраняется.
С другой стороны, как объяснялось выше, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.8(В), степень расширения сделана равной 26. Чем более высоким является эта степень расширения, тем лучше, но как будет понятно из фиг.7, возможно получить существенно высокую теоретическую термическую эффективность при значении степени расширения 20 или более, даже для практически неиспользуемого нижнего предела степени фактического сжатия ε=5. Поэтому в настоящем изобретении механизм А переменной степени сжатия формируется таким образом, чтобы степень расширения становилась равной 20 или более.
С другой стороны, как показано пунктирной линией на фиг.9, возможно управлять количеством всасываемого воздуха, безотносительно к дроссельной заслонке 17, но за счет регулировки закрывания впускного клапана 7 в сторону опережения, когда нагрузка двигателя становится меньше. Поэтому, выражая это таким образом, что оба случая, показанные сплошной линией на фиг.9, и случай, показанный пунктирной линией, охватываются в варианте осуществления настоящего изобретения, при этом регулировка закрывания впускного клапана 7 выполняется таким образом, чтобы сдвигаться в направлении от нижней мертвой точки такта впуска НМТ, в том случае, когда нагрузка двигателя становится меньше.
Фиг.10 показывает подпрограмму оперативного управления. Как показано на фиг.10, в первую очередь, во время выполнения этапа 100, рассчитывается целевая степень фактического сжатия. Далее, во время этапа 101, рассчитывается регулирование IC по времени закрывания впускного клапана 7, в соответствии с картой, показанной на фиг.11(А). То есть регулирование IC по времени закрывания впускного клапана 7 для подачи требуемого количества всасываемого воздуха в камеру сгорания 5 заранее сохраняется как функция от нагрузки L двигателя и скорости N двигателя в виде карты, как показано на фиг.11(А) в постоянном запоминающем устройстве ROM 32. Регулирование IC по времени закрывания впускного клапана 7 рассчитывается из этой карты.
Далее, во время этапа 102, рассчитывается степень механического CR сжатия. Далее, во время этапа 103, рассчитывается степень открывания дроссельной заслонки 17. Степень θ открывания этой дроссельной заслонки 17 заранее сохраняется как функция от нагрузки L двигателя и скорости N двигателя в виде карты, как показано на фиг.11(В) в ПЗУ 32. Далее, во время этапа 104, механизм А переменной степени сжатия управляется таким образом, что степень механического сжатия становится степенью механического CR сжатия, механизм В регулирования фаз газораспределения управляется таким образом, что регулирование по времени закрывания впускного клапана 7 становится регулированием IC по времени закрывания впускного клапана, и дроссельная заслонка 17 управляется таким образом, что степень открывания дроссельной заслонки 17 становится открыванием заслонки на угол θ.