專利名稱：火花點火式內燃機的制作方法
技術領域：
本發明涉及火花點火式內燃機。
背景技術：
眾所周知如下的火花點火式內燃機(例如參照日本特開2004-218522號公報) 具備能夠改變機械壓縮比的可變壓縮比機構和能夠控制進氣門的關閉正時的可變氣門正 時機構，在內燃機中負荷運行時和內燃機高負荷運行時進行基于增壓器的增壓作用，并且， 在從內燃機高負荷運行變到中負荷運行時，在使實際壓縮比保持為恒定的狀態下，隨著內 燃機負荷降低，增大機械壓縮比，并且，延遲進氣門的關閉正時。在這樣的內燃機中，機械壓縮比變高時，壓縮行程末期的活塞頂面和燃燒室內壁 面的間隔變窄，因此，會在燃燒室內產生強力的擠流(squishflow)。其結果，在燃燒室內產 生強力的亂流(disturbances)，這樣一來就能得到良好的燃料的點火和燃燒。但是，當機械 壓縮比變低時，壓縮行程末期的活塞頂面和燃燒室內壁面的間隔變寬，因此，擠流變弱或不 產生擠流。其結果，在 燃燒室內產生的亂流弱化，這樣一來產生燃料的點火和燃燒變差這樣 的問題。
發明內容
本發明的目的在于提供一種能夠確保良好的燃料的點火和燃燒的火花點火式內 燃機。根據本發明，提供一種火花點火式內燃機，具備能夠改變機械壓縮比的可變壓縮 比機構、能夠控制進氣門的關閉正時的可變氣門正時機構、以及為了控制吸入空氣量而配 置在內燃機進氣通路內的節氣門，在內燃機低負荷運行側，與內燃機高負荷運行時相比，機 械壓縮比變高，并且，在內燃機高負荷運行側，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變高而逐漸減 少，在內燃機高負荷運行側預先設定有變為比內燃機低負荷運行側的機械壓縮比低的預先 確定的機械壓縮比的負荷，在比該預先設定的負荷低的負荷區域，使節氣門關閉。S卩，在本發明中，在比上述的預先設定的負荷低的負荷區域，由節氣門對吸入空氣 流進行節流。當對吸入空氣流進行節流時，進氣門的關閉正時被提前，因此，進氣門關閉后 直到活塞到達上止點為止的沖程(stroke)量與節氣門全開時相比而變長。S卩，因基于節氣 門的吸入空氣的節流作用和到上止點為止的活塞的沖程量的增大，在燃燒室內產生亂流， 由此，能確保良好的燃料的點火和燃燒。
圖1是火花點火式內燃機的整體圖。圖2是可變壓縮比機構的分解立體圖。圖3是圖解表示的內燃機的側面剖視圖。圖4是表示可變氣門正時機構的圖。
圖5是表示進氣門和排氣門的升程量的圖。圖6是用于說明機械壓縮比、實際壓縮比和膨脹比的圖。圖7是表示理論熱效率和膨脹比的關系的圖。圖8是用于說明通常的循環和超高膨脹比循環的圖。圖9是表示與內燃機負荷相應的機械壓縮比等的變化的圖。圖10是用于進行運行控制的流程圖。圖11是表示進氣門的關閉正時等的映射的圖。附圖標記說明1 曲軸箱；2 氣缸體；3 氣缸蓋；4 活塞；5 燃燒室；7 進氣門；70 進氣門驅動 用凸輪軸；A 可變壓縮比機構；B 可變氣門正時機構。
具體實施例方式圖1示出火花點火式內燃機的側面剖視圖。參照圖1，附圖標記1表示曲軸箱、2表示氣缸體、3表示氣缸蓋、4表示活塞、5表 示燃燒室、6表示配置在燃燒室5的頂面中央部的火花塞、7表示進氣門、8表示進氣口、9表 示排氣門、10表示排氣口。進氣口 8通過進氣支管11被連結到調壓箱(surge tank) 12，在 各進氣支管11配置有用于向分別對應的進氣口 8內噴射燃料的燃料噴射閥13。需說明的 是，可以代替將燃料噴射閥13安裝于各進氣支管11而將其配置在各燃燒室5內。調壓箱12通過進氣道(intake duck) 14被連結到空氣凈化器15，在進氣道14內 配置有由致動器16驅動的節氣門17和例如使用紅外線的吸入空氣量檢測器18。另一方 面，排氣口 10通過排氣歧管19被連結到內置例如三元催化劑的催化劑轉換器20，在排氣歧 管19內配置有空燃比傳感器21。另一方面，在如圖1所示的實施例中，在曲軸箱1和氣缸體2的連結部設有可變壓 縮比機構A，該可變壓縮比機構A能夠通過改變曲軸箱1和氣缸體2的氣缸軸線方向的相對 位置來改變活塞4位于壓縮上止點時的燃燒室5的容積，進一步還設置有能夠改變實際的 壓縮作用的開始正時的實際壓縮作用開始正時變更機構B。需說明的是，在圖1所示的實施 例中，該實際壓縮作用開始正時變更機構B由能夠控制進氣門7的關閉正時的可變氣門正 時機構構成。電子控制單元30由數字計算機構成，具備由雙向性總線31相互連接的ROM(只讀 存儲器)32、RAM (隨機存取存儲器)33、CPU (微處理器)34、輸入端口 35和輸出端口 36。吸 入空氣量檢測器18的輸出信號和空燃比傳感器21的輸出信號分別通過對應的AD轉換器 37被輸入至輸入端口 35。另外，在加速踏板40連接有產生與加速踏板40的踩下量L成比 例的輸出電壓的負荷傳感器41，負荷傳感器41的輸出電壓通過對應的AD轉換器37被輸入 至輸入端口 35。而且，在輸入端口 35連接有每當曲軸旋轉例如30°就產生輸出脈沖的曲 軸轉角傳感器42。另一方面，輸出端口 36通過對應的驅動電路38而連接于火花塞6、燃料 噴射閥13、節氣門驅動用致動器16、可變壓縮比機構A和可變氣門正時機構B。圖2示出圖1所示的可變壓縮比機構A的 分解立體圖，圖3示出圖解表示的內燃 機的側面剖視圖。參照圖2，在氣缸體2的兩側壁的下方形成有相互隔著間隔的多個突出部 50，在各突出部50內分別形成有截面圓形的凸輪插入孔51。另一方面，在曲軸箱1的上壁面上形成有相互隔著間隔且分別嵌合在對應的突出部50之間的多個突出部52，在這些各 突出部52內也分別形成有截面圓形的凸輪插入孔53。如圖2所示那樣，設置有一對凸輪軸54、55，在各凸輪軸54、55上固定有每隔一 個而以能夠旋轉的方式插入至各凸輪插入孔51內的圓形凸輪56。這些圓形凸輪56為 與各凸輪軸54、55的旋轉軸線同軸。另一方面，在各圓形凸輪56之間如圖3中用剖面線 (hatching)所示那樣，延伸有相對于各凸輪軸54、55的旋轉軸線而偏心配置的偏心軸57， 在該偏心軸57上偏心且能旋轉地安裝有其他的圓形凸輪58。如圖2所示那樣，這些圓形凸 輪58配置在各圓形凸輪56之間，這些圓形凸輪58以能夠旋轉的方式插入對應的各凸輪插 入孔53內。 從圖3㈧中所示的狀態，使固定在各凸輪軸54、55上的圓形凸輪56如圖3 (A)中 用實線的箭頭所示的那樣在相互相反的方向上旋轉時，為了使偏心軸57向下方中央移動， 圓形凸輪58在凸輪插入孔53內如用圖3 (A)的虛線的箭頭所示那樣在與圓形凸輪56相反 的方向上旋轉，如圖3(B)所示那樣，偏心軸57移動到下方中央時，圓形凸輪58的中心向偏 心軸57的下方移動。如比較圖3㈧和圖3(B)可知的那樣，曲軸箱1和氣缸體2的相對位置由圓形凸 輪56的中心和圓形凸輪58的中心的距離來確定，圓形凸輪56的中心和圓形凸輪58的中 心的距離越大、則氣缸體2離曲軸箱1越遠。當氣缸體2遠離曲軸箱1時，活塞4位于壓縮 上止點時的燃燒室5的容積增大，因此，通過使各凸輪軸54、55旋轉，能夠改變活塞4位于 壓縮上止點時的燃燒室5的容積。如圖2所示那樣，為了使各凸輪軸54、55在彼此相反的方向上旋轉，在驅動電機59 的旋轉軸安裝有各自螺旋方向相反的一對蝸輪(worm gear)61、62，與這對蝸輪61、62嚙合 的齒輪63、64分別固定于各凸輪軸54、55的端部。在該實施例中，通過驅動驅動電機59， 能夠在寬范圍內改變活塞4位于壓縮上止點時的燃燒室5的容積。需說明的是，圖1 圖 3所示的可變壓縮比機構A僅表示一個例子，也可以使用任何形式的可變壓縮比機構。另一方面，圖4示出圖1中安裝在用于驅動進氣門7的凸輪軸70的端部的可變氣 門正時機構B。參照圖4，該可變氣門正時機構B具備由內燃機的曲軸通過正時帶(timing belt)使之在箭頭方向上旋轉的正時帶輪(timing pulley) 71、與正時帶輪71—起旋轉的 圓筒狀殼(housing) 72、與進氣門驅動用凸輪軸70 —起旋轉且相對于圓筒狀殼72能夠相對 旋轉的旋轉軸73、從圓筒狀殼72的內周面延伸到旋轉軸73的外周面的多個分隔壁74、以 及在各分隔壁74之間從旋轉軸73的外周面延伸到圓筒狀殼72的內周面的葉片(vane) 75， 在各葉片75的兩側分別形成有提前用液壓室76和延遲用液壓室77。向各液壓室76、77的工作油的供給控制由工作油供給控制閥78進行。該工作油 供給控制閥78具備分別連結于各液壓室76、77的液壓口 79、80、從液壓泵81噴出的工作 油的供給口 82、一對排油口 (drain port) 83、84、以及進行各口 79、80、82、83、84之間的連 通切斷控制的閥芯(spoolValVe)85。在應使進氣門驅動用凸輪軸70的凸輪的相位提前時，在圖4中使閥芯85向右方 移動，從供給口 82供給的工作油通過液壓口 79而被供給到提前用液壓室76，并且，延遲用 液壓室77內的工作油被從排油口 84排出。此時，使旋轉軸73相對于圓筒狀殼72而在箭 頭方向上相對旋轉。
與此相對，在應使進氣門驅動用凸輪軸70的凸輪的相位延遲時，在圖4中使閥芯 85向左方移動，從供給口 82供給的工作油通過液壓口 80被供給到延遲用液壓室77，并且， 提前用液壓室76內的工作油被從排油口 83排出。此時，使旋轉軸73相對于圓筒狀殼72 而在與箭頭相反的方向上相對旋轉。在使旋轉軸73相對于圓筒狀殼72而相對旋轉時，當閥芯85返回圖4中所示的中 立位置時，使旋轉軸73的相對旋轉動作停止，旋轉軸73被保持在此時的相對旋轉位置。因 此，能夠通過可變氣門正時機構B使進氣門驅動用凸輪軸70的凸輪的相位提前所期望的 量，能夠通過可變氣門正時機構B使進氣門驅動用凸輪軸70的凸輪的相位延遲所期望的量。在圖5中，實線表示通過可變氣門正時機構B使進氣門驅動用凸輪軸70的凸輪 的相位提前最大時；虛線表示使進氣門驅動用凸輪軸70的凸輪的相位延遲最大時。因此， 進氣門7的打開期間能夠在圖5中用實線表示的范圍和用虛線表示的范圍之間任意設定， 因此，進氣門7的關閉正時也能夠設定在圖5中用箭頭C表示的范圍內的任意的曲軸轉角。圖1和圖4中所示的可變氣門正時機構B只是表示一個例子，也可以使用例如能 夠在將進氣門的打開正時維持在恒定的狀態下僅改變進氣門的關閉正時的可變氣門正時 機構等各種形式的可變氣門正時機構。接著，參照圖6對本申請中所使用的用語的意思進行說明。需說明的是，圖6的 (A)、(B)、(C)中為了說明，示出了燃燒室容積為50ml、活塞的行程容積為500ml的發動機， 在這些圖6的(A)、(B)、(C)中，燃燒室容積表示活塞位于壓縮上止點時的燃燒室的容積。圖6㈧對機械壓縮比進行了說明。機械壓縮比為僅由壓縮行程時的活塞的行程 容積和燃燒室容積機械性確定的值，該機械壓縮比由(燃燒室容積+行程容積)/燃燒室容 積表示。在圖6(A)中所示的例子中，該機械壓縮比為(50ml+500ml)/50ml = 11。圖6(B)對實際壓縮比進行了說明。該實際壓縮比為由從實際開始壓縮作用時到 活塞到達上止點的實際的活塞行程容積和燃燒室容積確定的值，該實際壓縮比由(燃燒室 容積+實際的行程容積)/燃燒室容積表示。即，如圖6(B)所示那樣，在壓縮行程中，即使 活塞開始上升，在進氣門開著的期間也不進行壓縮作用，從進氣門關閉了時開始實際的壓 縮作用。因此，實際壓縮比使用實際的行程容積如上述那樣來表示。在圖6(B)所示的例子 中，實際壓縮比為(50ml+450ml)/50ml = 10。圖6(C)對膨脹比進行了說明。膨脹比為僅由膨脹行程時的活塞的行程容積和燃 燒室容積確定的值，該膨脹比由(燃燒室容積+行程容積)/燃燒室容積表示。在圖6(C) 所示的例子中，該膨脹比為(50ml+500ml)/50ml = 11。接著，參照圖7和圖8對本發明中最基本的特征進行說明。需說明的是，圖7示出 理論熱效率和膨脹比的關系，圖8示出在本發明中根據負荷分別使用的通常的循環和超高 膨脹比循環的比較。圖8㈧示出在進氣門在下止點附近關閉、且從大致進氣下止點附近開始由活塞 產生的壓縮作用的情況下的通常的循環。該圖8(A)示出的例子中，也與圖6的(A)、(B)、 (C)所示的例子同樣地，燃燒室容積設為50ml、活塞的行程容積設為500ml。如由圖8㈧可 知的那樣，在通常的循環中，機械壓縮比為(50ml+500ml)/50ml = 11，實際壓縮比也大致為 11，膨脹比也為(50ml+500ml)/50ml = 11。即，在通常的內燃機中，機械壓縮比、實際壓縮比和膨脹比大致相等。圖7中的實線表示實際壓縮比和膨脹比大致相等的情況下的、即通常的循環中的理論熱效率的變化。可知在該情況下，膨脹比越大、即實際壓縮比越高，則理論熱效率越 高。因此，在通常的循環中，為了提高理論熱效率，提高實際壓縮比即可。但是，因內燃機高 負荷運行時產生爆震的制約，實際壓縮比最大也只能提高到12左右，這樣一來，在通常的 循環中，無法充分提高理論熱效率。另一方面，在這樣的情況下，本發明人對嚴格區分機械壓縮比和實際壓縮比來提 高理論熱效率進行了研究，其結果發現了 理論熱效率受膨脹比支配，實際壓縮比幾乎對理 論熱效率不產生影響。即，當提高實際壓縮時，爆發力提高，但是為了進行壓縮需要大量的 能量，這樣一來，即使提高實際壓縮比，理論熱效率也幾乎不會變高。與此相對，當加大膨脹比時，則在膨脹行程時對活塞作用壓下力的時間變長，這樣 一來，活塞對曲軸提供旋轉力的時間變長。因此，若膨脹比變大，則膨脹比變得越大、理論熱 效率變得越高。圖7的虛線ε = 10表示將實際壓縮比固定在10的狀態下提高了膨脹比 的情況下的理論熱效率。可知這樣將實際壓縮比維持在低值的狀態下提高了膨脹比時的 理論熱效率的上升量、與用圖7的實線所示那樣使實際壓縮比與膨脹比一同增大的情況下 的理論熱效率的上升量沒有大的差別。這樣，實際壓縮比維持在較低的值時，則不會產生爆震，因此，在將實際壓縮比維 持在較低的值的狀態下提高膨脹比時，能夠阻止爆震的產生，同時能夠大幅提高理論熱效 率。圖8(B)示出如下情況下的一個例子使用可變壓縮比機構A和可變氣門正時機構B， 使實際壓縮比維持在較低的值，并且提高膨脹比。參照圖8(B)，在該例子中，由可變壓縮比機構A使燃燒室容積從50ml減少到 20ml。另一方面，由可變氣門正時機構B延遲進氣門的關閉正時，直到實際的活塞行程容積 從500ml變為200ml。其結果，在本例子中，實際壓縮比變為(20ml+200ml)/20ml = 11，膨 脹比變為(20ml+500ml)/20ml = 26。在圖8(A)所示的通常的循環中，如前述那樣，實際壓 縮比大致為11，膨脹比為11，與該情況相比可知在圖8 (B)所示的情況下，僅膨脹比被提高 到26。所以這被稱為超高膨脹比循環。一般來說，在內燃機中，內燃機負荷越低、則熱效率越差，因此，為了提高內燃機運 行時的熱效率、即為了提高燃料經濟性，需要提高內燃機負荷較低時的熱效率。另一方面， 在圖8(B)所示的超高膨脹比循環中，壓縮行程時的實際活塞行程容積被減小，因此，能吸 入到燃燒室5內的吸入空氣量變少，因此，該超高膨脹比循環僅能夠在內燃機負荷比較低 時采用。因此，在本發明中，在內燃機負荷比較低時，取為圖8(B)所示的超高膨脹比循環， 在內燃機高負荷運行時，取為圖8(A)所示的通常的循環。接著，參照圖9對整個運行控制進行說明。在圖9中示出了 某內燃機轉速下與內燃機負荷相應的機械壓縮比、膨脹比、進氣 門7的關閉正時、實際壓縮比、吸入空氣量、節氣門17的開度以及泵作用(pumping)損失的 各變化。需說明的是，在本發明的實施例中，為了能用催化劑轉換器20內的三元催化劑同 時降低排氣氣體中的未燃HC、CO和NOx，通常基于空燃比傳感器21的輸出信號將燃燒室5 內的平均空燃比反饋控制為理論空燃比。那么，如上述那樣，在內燃機高負荷運行時，執行圖8(A)所示的通常的循環。因此，如圖9所示那樣，此時機械壓縮變低，因此，膨脹比較低，如圖9中用實線所示那樣，進氣 門7的關閉正時如圖5中由實線所示那樣被提前。另外，此時吸入空氣量較多，此時如用實 線所示那樣，節氣門17的開度被保持在全開或大致全開，因此，泵作用損失變為零。另一方面，如在圖9中用實線所示那樣，內燃機負荷變低時，為了與其相應地減少 吸入空氣量，延遲進氣門7的關閉正時。另外，在此時為了使實際壓縮比大致保持恒定，如 圖9所示那樣，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變低而增大，因此，隨著內燃機負荷變低，膨 脹比也被增大。這樣，在從內燃機高負荷運行狀態起內燃機負荷變低時，在實際壓縮比大致恒定 的基礎上，使機械壓縮比隨著吸入空氣量減少而增大。即，與吸入空氣量的減少成比例地減 少活塞4到達壓縮上止點時的燃燒室5的容積。因此，活塞4到達壓縮上止點時的燃燒室 5的容積與吸入空氣量成比例地變化。需說明的是，此時，燃燒室5內的空燃比為理論空燃 比，因此，活塞4到達了壓縮上止點時的燃燒室5的容積與燃料量成比例地變化。內燃機負荷進一步變低時，使機械壓縮比進一步增大，在內燃機負荷降低到稍稍 靠低負荷的中負荷L1時，機械壓縮比達到作為燃燒室5的結構上極限的極限機械壓縮比。 當機械壓縮比達到極限機械壓縮比時，在與機械壓縮比達到極限機械壓縮比時的內燃機負 荷L1相比而負荷較低的區域中，機械壓縮比被保持在極限機械壓縮比。因此，在低負荷側 的內燃機中負荷運行時和內燃機低負荷運行時、即在內燃機低負荷運行側，機械壓縮比變 為最大，膨脹比也變為最大。換句話來說，為了在內燃機低負荷運行側得到最大的膨脹比， 使機械壓縮比變為最大。 另一方面，在圖9所示的實施例中，即使內燃機負荷變為低于L1,也如圖9中由實 線所示那樣，使進氣門7的關閉正時隨著內燃機負荷變低而延遲。另外，如圖9所示那樣， 在內燃機負荷比L1高的內燃機高負荷運行側，實際壓縮比相對于同一內燃機轉速，被維持 在大致相同的實際壓縮比。與此相對，在內燃機負荷比L1低時、即機械壓縮比被保持在極 限機械壓縮比時，實際壓縮比由進氣門7的關閉正時確定，如圖9中用實線所示那樣，隨著 內燃機負荷降低，使進氣門7的關閉正時延遲時，內燃機負荷越降低，則實際壓縮比變得越 低。另一方面，如從圖9可知的那樣，機械壓縮比在內燃機低負荷運行側被維持在最 大機械壓縮比，并且，在內燃機高負荷運行側，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變高而逐漸減 小。在本發明中，如圖9所示那樣，在內燃機高負荷運行側預先設定有變為比最大機械壓縮 比低的預先設定的機械壓縮比的負荷！^，如圖9中由實線所示那樣，在比該預先設定的負荷 L2低的負荷區域中，使節氣門17關閉。需說明的是，在圖9中由實線表示的例子中，上述的預先設定的機械壓縮比為最 大機械壓縮比和全負荷運行時的機械壓縮比的中間的值，在比上述的預先設定的負荷L2高 的負荷區域中，使節氣門17全開。另外，如圖9中由實線所示那樣，在比預先設定的負荷L2 低的負荷區域中，隨著內燃機負荷降低，減小節氣門17的開度。這樣減小節氣門17的開度 時，如圖9所示那樣，泵作用損失增大。那么，如上述那樣，機械壓縮比變高而變為最大機械壓縮比時，壓縮行程末期的活 塞4的頂面和燃燒室5的內壁面的間隔變窄，因此，會在燃燒室5內產生強力的擠流。其結 果，在燃燒室5內產生強力的亂流，這樣一來，能得到良好的燃料的點火和燃燒。然而，內燃機負荷變得比L1大、機械壓縮比變低時，壓縮行程末期的活塞4的頂面和燃燒室5的內壁面的間隔變寬，因此，擠流會變弱或不產生擠流。其結果，在燃燒室5內產生的亂流變弱，這 樣一來燃料的點火和燃燒變差。另一方面，當關閉節氣門17時，因由節氣門17產生的吸入空氣流的節流作用 (throttling action)，在燃燒室5內產生亂流，這樣一來，能夠提高燃料的點火和燃燒。因 此，在本發明中，為了提高燃料的點火和燃燒，如上述那樣在機械壓縮比已降低時，使節氣 門17關閉。需說明的是，即使實際壓縮比降低，燃料的點火和燃燒也會變差。因此，在本發明 的實施例中，在實際壓縮比降低的L1以下的內燃機負荷，也使節氣門17關閉。另外，當在內 燃機負荷較高時關閉節氣門17時，會不能得到高輸出。因此，在圖9中用實線表示的例子 中，在機械壓縮比降低的內燃機高負荷運行側的一部分的負荷區域L1 L2中，使節氣門17 關閉。在能夠容許內燃機高負荷運行時的輸出的降低的情況下，也能夠如圖9中由虛線 所示那樣，在比全負荷運行時低的負荷區域中、即在大致整個負荷區域中，使節氣門17關 閉。此外，如前述那樣在圖8(B)所示的超高膨脹比循環中，使膨脹比為26。該膨脹比 越高越好，如從圖7可知的那樣，即使對于實際上能夠使用的下限實際壓縮比ε =5，若該 膨脹比為20以上，則也能夠得到相當高的理論熱效率。因此，在本發明中形成有可變壓縮 比機構Α，使得膨脹比變為20以上。另一方面，如在圖9中由虛線所示那樣，通過隨著內燃機負荷變低而提前進氣門7 的關閉正時，也能夠與節氣門17無關地對吸入空氣量進行控制。因此，當表現為能包含圖 9中由實線表示的情況和由虛線表示的情況這兩種情況時，在本發明的實施例中，使進氣門 7的關閉正時隨著內燃機負荷變低而向離開進氣下止點BDC的方向移動。在圖10中示出運行控制程序。參照圖10，首先在步驟100算出目標實際壓縮比。 接著，在步驟101根據圖11㈧所示的映射(map)算出進氣門7的關閉正時IC。即，向燃燒 室5內供給要求吸入空氣量所需的進氣門7的關閉正時IC作為內燃機負荷L和內燃機轉 速N的函數而以圖Il(A)所示那樣的映射的形式預先儲存在R0M32內，根據該映射算出進 氣門7的關閉正時IC。接著，在步驟102算出機械壓縮比CR。接著，在步驟103算出節氣門17的開度。該 節氣門17的開度θ作為內燃機負荷L和內燃機轉速N的函數而以圖Il(B)所示那樣的映 射的形式預先儲存在R0M32內。接著，在步驟104，控制可變壓縮比機構Α，使得機械壓縮比 變為機械壓縮比CR，控制可變氣門正時機構B，使得進氣門7的關閉正時變為關閉正時IC， 控制節氣門17使得節氣門17的開度變為開度θ。
權利要求
一種火花點火式內燃機，具備能夠改變機械壓縮比的可變壓縮比機構；能夠控制進氣門的關閉正時的可變氣門正時機構；以及為了控制吸入空氣量而配置在內燃機進氣通路內的節氣門，在內燃機低負荷運行側，與內燃機高負荷運行時相比，機械壓縮比變高，并且，在內燃機高負荷運行側，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變高而逐漸減少，在內燃機高負荷運行側預先設定有變為比內燃機低負荷運行側的機械壓縮比低的預先確定的機械壓縮比的負荷，在比該預先設定的負荷低的負荷區域，使節氣門關閉。
2.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，在內燃機低負荷運行側，機械壓縮比變為最大機械壓縮比。
3.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，在內燃機低負荷運行側，膨脹比變為20以上。
4.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，上述預先確定的機械壓縮比為最大機械壓縮比和全負荷運行時的機械壓縮比的中間 的值，在比上述預先設定的負荷高的負荷區域，使節氣門全開。
5.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，上述預先確定的機械壓縮比為全負荷運行時的機械壓縮比，上述預先設定的負荷為全 負荷。
6.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，在比上述預先設定的負荷低的負荷區域，隨著內燃機負荷降低，節氣門的開度變小。
7.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，使進氣門的關閉正時隨著內燃機負荷變低而向離開進氣下止點的方向移動。
8.根據權利要求1所述的火花點火式內燃機，其中，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變低而增大到極限機械壓縮比，在負荷比機械壓縮比變 為該極限機械壓縮比的內燃機負荷低的內燃機低負荷運行側，機械壓縮比被維持在最大機 械壓縮比，在負荷比機械壓縮比變為該極限機械壓縮比的內燃機負荷高的內燃機高負荷運 行側，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變高而逐漸減小。
全文摘要
本發明提供一種火花點火式內燃機，在該內燃機中具備能夠改變機械壓縮比的可變壓縮比機構(A)和能夠控制進氣門(7)的關閉正時的可變氣門正時機構(B)。在內燃機低負荷運行側，使機械壓縮比維持在最大機械壓縮比，在內燃機高負荷運行側，使機械壓縮比隨著內燃機負荷變高而逐漸減小。在內燃機高負荷運行側預先設定有變為比最大機械壓縮比低的預先確定的機械壓縮比的負荷(L2)，在比該預先設定的負荷(L2)低的負荷區域，關閉節氣門(17)。
文檔編號F02D13/02GK101849092SQ20088011494
公開日2010年9月29日 申請日期2008年10月24日 優先權日2007年11月6日
發明者澤田大作, 神山榮一, 秋久大輔 申請人:豐田自動車株式會社