专利名称：火花点火式内燃发动机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种火花点火式内燃发动机。
背景技术：
本领域公知的火花点火式内燃发动机设置有能够改变机械压缩比 的可变压缩比机构和能够控制进气门的闭合正时的可变气门正时机 构，在发动机中负载运转和发动机高负载运转时由增压器执行增压动 作，并且在发动机中负载和高负载运转时随着发动机负栽降低而在保 持实际燃烧比不变的状态下提高机械压缩比并且延迟进气门的闭合正
时(例如，参见日本专利公报(A) No. 2004-218522 )。
但是，在这种内燃发动机中，即使在发动机低负载运转时，机械 压缩比也很高并且进气门的闭合正时也被延迟，但却不清楚该机械压 缩比是高于还是低于发动机中负载运转时的机械压缩比，也不清楚该 进气门的闭合正时是迟于还是早于发动机中负载运转时的进气门闭合 正时。另外，在这种内燃发动机中，也不清楚发动机低负载运转时的 实际压缩比是高于还是低于发动机中负载和高负载运转时的实际压缩 比。
另外， 一般来说，在内燃发动机中，发动机负载越小，热效率越 差，因此要想提高车辆运转时的热效率，即，要想改善燃料消耗，就 必须提高发动机低负载运转时的热效率。但是，在内燃发动机中，膨 胀比越大，在膨胀行程时向下推压活塞的力作用的时间也就越长，因 此膨胀比越大，则热效率提高得越多。另一方面，如果提高发动机压 缩比，则膨胀比变高。因此，要想提高发动机运转时的热效率，优选 尽可能地提高发动机低负栽运转时的机械压缩比，以使得在发动机低 负栽运转时能够获得最大的膨胀比。但是，在上述公知的内燃发动机中，不清楚机械压缩比是否已经 高得足以在发动机低负载运转时获得最大的膨胀比。另外，在设置有
的可变气门正时机构的内燃发动机中，当使机械压缩比提高时，通常 也使得实际压缩比提高。也就是说，通常，要想使压缩比提高就提高 机械压缩比。这是因为人们相信，此时，除非提高实际压缩比，否则 其它都没有意义。
但是，如果提高实际压缩比，又会发生爆燃，因此实际压缩比又 不能提高那么多。因此，过去由于即使提高发动机低负载运转时的机 械压缩比，实际压缩比也不能提高那么多，所以机械压缩比从来没有 那么高。结果，过去存在的问题是，在发动机低负载运转时不能获得 足够高的膨胀比，并且相应地也不能获得与结构的更加复杂化相称的 良好燃料消耗效果。
发明内容
本发明的目的是提供一种火花点火式内燃发动机，所述火花点火 式内燃发动M高了在车辆运转时的热效率，并且具有良好的燃料消 耗效果。
根据本发明，提供了一种火花点火式内燃发动机，其包括能够改 变机械压缩比的可变压缩比机构和能够改变实际压缩动作的开始正时 的实际压缩动作开始正时改变机构，所述机械压缩比为最大值，从而 在发动机低负载运转时获得最大膨胀比，并且发动机低负栽运转时的 实际压缩比设为与发动机中负载和高负载运转时的实际压缩比基本相 同的实际压缩比。
另外，根据本发明，还提供了一种火花点火式内燃发动机，其包 括能够改变机械压缩比的可变压缩比机构和能够控制进气门的闭合正 时的可变气门正时机构，所述机械压缩比为最大值，从而在发动机低 负载运转时获得最大膨胀比，并且供给到燃烧室中的进气量主要通过 改变所述进气门的闭合正时进行控制。
图l是火花点火式内燃发动机的总图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3是所示内燃发动机的侧视横截面图。
图4是可变气门正时机构的视图。
图5是示出进气门和排气门的升程量的视图。
图6是用于说明发动机压缩比、实际压缩比以及膨胀比的视图。
图7是示出理论热效率和膨胀比之间关系的视图。
图8是用于说明普通循环和超高膨胀比循环的视图。
图9是示出机械压缩比等根据发动机负载变化的视图。
图10是用于操作控制的流程图。
图11是示出目标实际压缩比等的视图。
具体实施例方式
图l示出火花点火式内燃发动机的侧旨截面图。
参照图l， l表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活 塞，5表示燃烧室，6表示设置在燃烧室5顶部中心处的火花塞，7表 示进气门，8表示进气口， 9表示糸^气门，10表示朝》气口。进气口 8 通过进气支管11连接到稳压罐12,同时每个进气支管11设置有用于 向相应的进气口 8喷射燃料的燃料喷射器13。应当注意，每个燃料喷 射器13可以设置在每个燃烧室5处而不附接到每个进气支管11。
稳压罐12通过进气管14连接到空气滤清器15,而进气管14内部 设置有由致动器16驱动的节气门17和使用例如热线的进气量检测器 18。另一方面，排气口 10通过排气歧管19连接到容纳例如三元催化 剂的催化转化器20，而排气歧管19内部设置有空燃比传感器21。
另一方面，在图1中所示的实施方式中，曲轴箱1和气釭体2的 连接部分没置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A能够沿气缸的轴向改变曲轴箱1和气釭体2的相对位置，从而改变当活塞4位 于压缩上止点时燃料室5的容积，并且还i更置有能够改变实际压缩动 作的开始正时的实际压缩动作开始正时改变机构B。应当注意，在图1 中所示的实施方式中，此实际压缩动作开始正时改变机构B包括能够 控制进气门7的闭合正时的可变气门正时W^。
电控单元30包括数字计算机，所述数字计算机设置有通过双向总 线31彼此连接的部件，例如ROM (只读存储器)32、 RAM (随M M储器)33、 CPU (微处理器)34、输入端口 35以及输出端口 36。 进气量检测器18的输出信号和空燃比传感器21的输出信号通iif目应 的模数(AD)转换器37输入到输入端口 35。另外，加速器膝板40 连接到负载传感器41，该负载传感器41产生与加速器踏板40的推压 量L成正比的输出电压。负载传感器41的输出电压通it^目应的員转 换器37输入到输入端口 35。另外，输入端口 35连接到曲轴转角传感 器42，该曲轴转角传感器42在曲轴每旋转例如30。时产生输出脉冲。 另一方面，输出端口 36通过驱动电路38连接到火花塞6、燃料喷射 器13、节气门驱动致动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机 构B。
图2是图1中所示可变压缩比机构A的分解立体图，而图3是所 示内燃发动机的侧视横截面图。参照图2,在气釭体2的两侧壁的底 部处形成有多个以特定距离彼此分开的突起部50。每个突起部50形 成有横截面为圆形的凸轮插入孔51。另一方面，曲轴箱l的顶表面上 形成有多个以特定距离彼此分开并且配合在相应的突起部50之间的 突起部52。这些突起部52也形成有横截面为圆形的凸轮插入孔53。
如图2中所示，设置有一对凸轮轴54、 55。每个凸轮轴54、 55 都具有圆形凸轮56，所述圆形凸轮56固定在凸轮轴上并且每隔一个 地以可旋转方式插入到凸轮插入孔51中。这些圆形凸轮56与凸轮轴 54、 55的旋转轴线同轴。另一方面，如图3中虚线所示，在圆形凸轮 56之间延伸有相对于凸轮轴54、 55的旋转轴线偏心设置的偏心轴57。 每个偏心轴57均具有以可旋转方式偏心地附接至其上的另外的圆形 凸轮58。如图2中所示，这些圓形凸轮58设置在圆形凸轮56之间。 这些圆形凸轮58以可旋转方式插入到相应的凸轮插入孔53中。
当紧固到凸轮轴54、 55上的圆形凸轮56从图3 (A)中所示的状态如图3 (A)中实线箭头所示地沿相反的方向旋转时，偏心轴57朝 向底部中心移动，因此圆形凸轮58在凸轮插入孔53中如图3 (A)中 的虚线箭头所示地沿着与圓形凸轮56相反的方向旋转。如图3 (B) 中所示，当偏心轴57朝向底部中心移动时，圆形凸轮58的中心移动 至低于偏心轴57。
对比图3 (A)和图3 (B)可以理解，曲轴箱1和气缸体2的相 对位置由圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离确定。 圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离越大，则气缸体 2离曲轴箱1越远。如果气釭体2远离曲轴箱1，则当活塞4位于压缩 上止点时燃烧室5的容积增大，因此通过使凸轮轴54、 55旋转，能够 改变当活塞4位于压缩上止点时燃烧室5的容积。
如图2中所示，为了使凸轮轴54、 55沿相反的方向旋转，驱动马 达59的轴设置有一对具有螺旋方向相反的蜗轮61、 62。与这些蜗轮 61、 62接合的齿轮63、 64紧固到凸轮轴54、 55的端部。在此实施方 式中，可以驱动驱动马达59以在大范围内改变活塞4位于压缩上止点 时燃烧室5的容积。应当注意，图1至图3中所示的可变压缩比^ A示出了一个示例。可以使用任何类型的可变压缩比机构。
另一方面，图4示出图1中附接到凸轮轴70的端部上的用于驱动 进气门7的可变气门正时机构B。参照图4,这种可变气门正时机构B 设置有由发动机曲轴通过正时皮带沿箭头方向旋转的正时带轮71、与 正时带轮71 —起旋转的筒形壳体72、能够与进气门驱动凸轮轴70 — 起旋转并且相对于筒形壳体72旋转的轴73、从筒形壳体72的内周延 伸到轴73的外周的多个隔件74、以及从轴73外周在隔件74之间延 伸到筒形壳体72的内周叶片75,叶片75的两侧形成有用于提前的液 压室76和用于延迟的氣压室77。
工作油向液压室76、 77的供给受到工作油供给控制阀85的控制。 此工作油供给控制阀85设置有连接到液压室76、 77的液压口 78、 79、 用于从液压泵80排出工作油的供给口 81、 一对排放口 82、 83以及用 于控制端口78、 79、 81、 82、 83的连通和断开的滑阀84。
要使进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位提前，在图4中，使滑阀 84向右移动，从供给口 81供给的工作油通过液压口 78供给到用于提前的M室76，用于延迟的';^室77内的工作油从排放口 83排出。 此时，轴73相对于筒形壳体72沿箭头方向旋转。
与此相反，JH吏进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位延迟，在图4 中，使滑阀84向左移动，从供给口 81供给的工作油通过液压口 79供 给到用于延迟的滴A室77，用于提前的液五室76中的工作油从排放 口 82排出。此时，轴73相对于筒形壳体72沿与箭头相反的方向旋转。
当轴73相对于筒形壳体72旋转时，如果滑阀84返回到如图4中 所示的中间位置，则轴73的相对旋转^Mt结束，并且轴73保持在当 时的相对旋转位置处。因此，可以使用可变气门正时机构B来使进气 门驱动凸轮轴70的凸轮的相位提前或延i^清确的所需量。
图5中，实线示出当使用可变气门正时机构B最大程度地使进气 门驱动凸轮轴70的凸轮的相位提前时的情形，而虚线示出当使用可变 气门正时机构B以最大程度地使进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位延 迟时的情形。因此，能够在由图5中实线所示的范围和虚线所示的范 围之间自由地设定进气门7的打开正时，因此进气门7的闭合正时可 以设定为图5中箭头C所示的范围中的任何曲轴转角。
图1和图4中所示的可变气门正时机构B是一个示例。例如，可 以使用能够仅改变进气门的闭合正时同时维持进气门的打开正时不变 的可变气门正时机构或其它各种类型的可变气门正时机构。另外，在 本发明中，可变气门正时机构B用来改变实际压缩动作的开始正时， 因此即使不是可变气门正时机构，如果实际压缩动作开始正时改变机 构能够改变实际压缩动作的开始正时，则4壬何形式的实际压缩动作开 始正时改变机构都能够使用。
接下来将参照图6解释本申请中所使用的术语的含意。应当注意， 图6(A)、 (B)和(C)以说明为目的示出具有燃烧室容积为50毫升 并且活塞的^^容积为500毫升的发动机。在这些图6 (A)、 (B)和 (C)中，燃烧室容积示出当活塞处于压缩上止点时燃烧室的容积。
图6 (A)解释机械压缩比。机械压缩比是由压缩行程时燃烧室容 积与活塞的^^容积机械地确定的值。此,压缩比由(燃烧室容积十 行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(A)中所示的示例中，此机械 压缩比为(50亳升+500亳升)/50毫升-11。图6 (B)解释实际压缩比。此实际压缩比是由燃烧室容积与从压 缩动作实际开始时到活塞达到上止点时活塞的实际行程容积确定的 值。此实际压缩比由(燃烧室容积+实际#^容积)/燃烧室容积表示。 即，如图6(B)中所示，即使在压缩行程中活塞开始上升，在进气门 打开时也没有执行压缩动作。实际压缩动作在进气门闭合之后开始。 因此，实际压缩比使用实际行程容积表示如下。在图6(B)中所示的 示例中，实际压缩比为(50毫升+450毫升)/50毫升=10。
图6 (C)解释膨胀比。膨胀比是由燃烧室容积与在膨胀行程时活 塞的行程容积确定的值。此膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧 室容积表示。在图6 (C)中所示的示例中，此膨胀比为(50毫升+500 亳升)/50毫升=11。
接下来将参照图7和图8解释本发明的最基本的特征。注意，图7 示出理论热效率和膨胀比之间的关系，而图8示出在本发明中根据负 载选择性地使用的一般循环和超高膨胀比循环之间的对比。
图8 (A)示出当接近下止点时进气门关闭并且活塞的压缩动作大 致从压缩下止点附近开始时的一般循环。在此图8(A)中所示的示例 中，以与图6 (A)、 (B)和(C)中所示示例相同的方式，^^燃烧室 容积为50毫升，使活塞的行程容积为500亳升。从图8 (A)中可以 理解，在一般循环中，机喊压缩比是(50亳升+500毫升)/50毫升=11， 实际压缩比也大约是11，并且膨胀比也为(50亳升+500毫升)/50毫 升=11。即，在一般的内燃发动机中，机械压缩比和实际压缩比以及膨 胀比基;M目等。
图7中的实线示出在实际压缩比和膨胀比基4^目等的情况下即在 一般循环的情况下理论热效率的变化。在这种情况下，可以知道，膨 胀比越大，即实际压缩比越大，则理论热效率越高。因此，在一般循 环中，要提高理论热效率，则应该使实际压缩比变大。但是，由于在 发动机高负载运转时发生爆燃的限制，所以即使在最大值时实际压缩 比也只能达到约12，因而，在一般循环中，不能使理论热效率足够高。
另一方面，在这种情形下，发明人严格区分了机械压缩比和实际 压缩比，并且研究了理论热效率，结果发现在理论热效率中，膨胀比 是主导的，并且理论热效率基本上不受实际压缩比的影响。即，如果提高实际压缩比，则爆发力增大，但是压缩需要的能量多，因而即使 提高实际压缩比，理论热效率也根本不会提高太多。
与此相反，如果提高膨胀比，则在膨胀行程时力作用从而向下推 压活塞的时间段越长，则活塞向曲轴施加旋转力的时间越长。因此，
膨胀比越大，则理论热效率变得越高。图7中的虚线示出在将实际压 缩比固定在10并且在这种状态下提高膨胀比的情况下的理论热效率。 以这种方式，可以知道，当在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨 胀比时的理论热效率的提高量与如图7中的实线所示的在实际压缩比 和膨胀比一起提高的情况下理论热效率的提高量的差别不大。
如果实际压缩比以这种方式维持在低值，则不会发生爆燃，因此 如果在实际压缩比维持在低值的情况下提高膨胀比，则能够防止爆燃 的发生并且能够大大提高理论热效率。图8 (B)示出当使用可变压缩 比机构A和可变气门正时机构B来将实际压缩比维持在低值并且提高 膨胀比的情形的示例。
参照图8(B)，在此示例中，使用可变压缩比机构A来将燃烧室 容积从50毫升降低到20毫升。另一方面，使用可变气门正时机构B 使进气门的闭合正时延迟，直到活塞的实际行程容积从500毫升改变 到200毫升。结果，在此示例中，实际压缩比为(20毫升+200毫升) /20亳升=11并且膨胀比为(20毫升+500毫升)/20毫升=26。在图8 (A)中所示的一般循环中，如上所述，实际压缩比为约11,膨胀比 为11。与这种情况相比，在图8 (B)中所示的情况下，可以知道，仅 膨胀比提高到26。这就是将其称为"超高膨胀比循环"的原因。
如上所述， 一般而言，在内燃发动机中，发动机的负载越低，则 热效率越差，因此要提高车辆运转时的热效率，即要改善燃料消耗， 就必需提高发动机低负载运行时的热效率。另一方面，在图8(B)中 所示的超高膨胀比循环中，在压缩行程时的活塞的实际行程容积较小， 因此能够^到燃烧室5中的进气的量较小，所以此超高膨胀比循环 仅在发动机负载较低时采用。因此，在本发明中，在发动机低负载运 转时，设定如图8(B)中所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负栽 运转时，设定如图8 (A)中的一般循环。这就是本发明的基本特征。
接下来参照图9说明整个操作控制。图9示出;^压缩比、膨胀比、进气门7的闭合正时、实际压缩 比、进气量、节气门17的开度以及泵气损失随着发动机负载的变化。 应当注意，在根据本发明的实施方式中， 一般地，基于空燃比传感器 21的输出信号，燃烧室5中的平均空燃比被以及 晴形式控制为化学计 量空燃比，4吏得催化转化器20中的三元催化剂能够同时降低废气中未 燃烧的碳氢化合物(HC )、 一氧化碳(CO)和氮氧化合物(NOx )。
现在，如上所述，在发动机高负载运转时，执行如图8 (A)中的 一般循环。因此，如图9中所示，此时，由于^压缩比低，所以膨 胀比变低。如图9中下面的实线所示，进气门7的闭合正时如图5中 的实线所示被提前。另外，此时，进气量大。此时，节气门17的开度 维持在完全打开或基本完全打开，因此泵气损失变为零。
另一方面，如图9中所示，发动机负栽降低时，机械压缩比也随 之提高，因此膨胀比也提高。另外，此时，如图9中的实线所示当发 动机负载变低时，进气门7的闭合正时延迟，使得实际压缩比保持基 本不变。此时还应注意，节气门17被保持在完全打开或者基本完全打 开的状态。因此供给到燃烧室5的进气的量不受节气门17的控制，而 是通过改变进气门7的闭合正时来控制。此时，泵气损失也变为零.
这样，当发动机负栽^UL动机高负载运转状态变低时，在实际压 缩比基本不变的情况下，机械压缩比随着进气量的降低而提高。即， 当活塞4达到压缩上止点时燃烧室5的容积与进气量的减少量成正比 地降^f氐。因此，当活塞4达到压缩上止点时燃烧室5的容积正比于进 气量而改变。应当注意，此时，燃烧室5中的空燃比变成化学计量空 燃比，因此当活塞4达到压缩上止点时燃烧室5的容积正比于燃料量 而变化。
在发动机负载变得更低时，机械压缩比进一步提高。当机械压缩 比达到形成燃烧室5的结构极限的极FM^械压缩比时，在负栽小于机 械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负载L的区域中，机械压缩 比保持在极限发动机压缩比.因此，在发动机低负载运转时，机械压 缩比变得最大，并且膨胀比也变得最大。换句话说，在本发明中，为 了在发动机低负栽运转时获得最大膨胀比，可以使机械压缩比最大。 另外，此时，实际压缩比维持为基本上与发动机中负栽及高负栽运转 时的实际压缩比相同。另一方面，如图9中的实线所示，进气门7的闭合正时延迟到极 限闭合正时，使得能够随着发动机负载的变小而控制供给到燃烧室5 的进气量。在负载小于当进气门7的闭合正时达到极限闭合正时时的 发动机负载L2的区域中，进气门7的闭合正时保持为极限闭合正时。 如果进气门7的闭合正时保持为极限闭合正时，则进气量将不再能通 过改变进气门7的闭合正时而被控制。因此，必需通过其它方法控制 进气量。
在图9中所示的实施方式中，此时，即在负载小于当进气门7的 闭合正时达到极限闭合正时时的发动机负载L2的区域中，节气门17 被用来控制供给到燃烧室5的进气量。但是，如果使用节气门17控制 进气量，如图9中所示，则泵气损失增加。
应当注意，要防止泵气损失，在负载小于当进气门7的闭合正时 达到极限闭合正时时的发动机负载L2的区域中，节气门17保持完全 打开或者基本完全打开。在这种状态下，发动机负载越低，则使得空 燃比越大。此时，燃料喷射器13优选设置在燃烧室5中以进行分层燃 烧。
如图9中所示，在发动fel度低时，不论发动机负载如何，实际 压缩比都保持基本不变。此时的实际压缩比为发动机中负载和高负载 运转时的实际压缩比的±10%并且优选地为±5%的范围内。应当注 意，在根据本发明的实施方式中，发动机^il时的实际压缩比为约10 士l,即从9到11。但是，如果发动M度变得更高，则燃烧室5中的 混合气受到扰动，因此很难爆燃，因此在根据本发明的实施方式中， 发动M度越高，则实际压缩比越高。
另一方面，如上所述，在图8(B)中所示的超高膨胀比循环中， 膨胀比为26。该膨胀比越高越好，但是如果是20或更大，则能够获 得相当高的理论热效率。因此，在本发明中，可变压缩比机构A形成 为使得膨胀比变成20或更大。
另外，在图9中所示的示例中，M压缩比根据发动机负载连续 变化。但是，机械压缩比也能够根据发动机负载分级变化。
另一方面，如图9中的虚线所示，当发动机负栽变低时，在不依 赖节气门17的情况下，通过使进气门7的闭合正时提前，就可以控制进气量。因此，在图9中，如果综合表示用实线示出的情况和用虚线 示出的情况，则在根据本发明的实施方式中，随着发动机负载的变低, 进气门7的闭合正时沿着远离压缩下止点BDC的方向变化，直到能够 控制供给到燃烧室内的进气量的极限闭合正时L2。
图IO示出操作控制程序。参照图10,首先，在步骤100中，使用 图11 (A)中示出的映射计算目标实际压缩比。如图11 (A)中所示， 此目标实际压缩比变得越高，则发动M度N越高。接下来，在步骤 101中，4吏用图11 (B)中示出的映射计算进气门7的闭合正时IC。 即，用于将所需量的进气供给到燃烧室5内所需的进气门7的闭合正 时IC以图11 (B)中所示的映射的形式事先在ROM32中被存储为发 动机负载L和发动fct度N的函数。此映射用来计算进气门7的闭合 正时IC。
另外，用于将实际压缩比变为目标实际压缩比所需的机械压缩比 CR被以图11 (B)中所示映射的形式事先在ROM32中存储为发动机 负载L和发动fet度N的函数。在步骤102中，使用此映射计算M 压缩比CR。接下来，在步骤103中，通过控制可变压缩比机构A将 机械压缩比变成机械压缩比CR，并且通过控制可变气门正时机构B 使进气门7的闭合正时变成闭合正时IC。
权利要求
1. 一种火花点火式内燃发动机，其包括能够改变机械压缩比的可变压缩比机构和能够改变实际压缩动作的开始正时的实际压缩动作开始正时改变机构，将所述机械压缩比变为最大值，从而在发动机低负载运转时获得最大膨胀比，并且使得发动机低负载运转时的所述实际压缩比与发动机中负载和高负载运转时的实际压缩比基本相同。
2. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中所述最大膨 胀比是20或更大。
3. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中在发动机低 速运转时，不论发动机负载如何，所述实际压缩比都为相对于发动机中 负载和高负载运转时的实际压缩比在大约± 10%的范围内。
4. 如权利要求3所述的火花点火式内燃发动机，其中所述发动机 速度越高，则所述实际压缩比越高。
5. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中所述实际压 缩动作开始正时改变机构包括能够控制进气门的闭合正时的可变气门
6. 如权利要求5所述的火花点火式内燃发动机，其中供给到燃烧 室中的进气量通过改变所述进气门的闭合正时进行控制。
7. 如权利要求6所述的火花点火式内燃发动机，其中随着所iOL 动机负载变低，所述进气门的闭合正时沿着远离压缩下止点的方向变 动，直到能够控制供给到所述燃烧室的进气量的极限闭合正时。
8.如权利要求7所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载高于域中，供给到所述燃烧室中的进气量通过改变所述进气门的闭合正时进 行控制，而不依靠设置在发动机进气通道中的节气门。
9. 如权利要求8所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载高于 域中，所述节气门保持在完全打开的状态。
10. 如权利要求7所述的火花点火式内燃发动机，其中在负栽低于域中，供给到所述燃烧室中的进气量由设置在发动机进气通道中的节气 门控制。
11. 如权利要求7所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低于 域中，所述负载越低，则空燃比越大。
12. 如权利要求7所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低于 域中，所述进气门的闭合正时保持为所述极限闭合正时。
13. 如权利要求l所述的火花点火式内燃发动机，其中所述,压 缩比随着所述发动机负载变低而提高到极FH^械压缩比。
14. 如权利要求13所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低 中，所述机械压缩比保持为所述极PMOfe压缩比，
15. —种火花点火式内燃发动机，其包括能够改变机械压缩比的可变压缩比;W^和能够控制进气门的闭合正时的可变气门正时^J，使所 述机械压缩比为最大值，从而在发动机低负栽运转时获得最大膨胀比， 并且供给到燃烧室中的进气量主要通过改变所述进气门的闭合正时进 行控制。
16.如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中当所述进 气量主要通过改变所述进气门的闭合正时进行控制时，所述节气门保持 在基本完全打开的状态。
17.如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中发动机低 负载运转时的实际压缩比设为与发动机中负载和高负载运转时的实际 压缩比基4^目同的实际压缩比。
18.如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中所述最大 膨胀比是20或更大。
19.如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中在发动机 低速时，不论所iUL动机负载如何，实际压缩比都相对于发动机中负载 和高负载运转时的实际压缩比在大约± 10%的范围内。
20.如权利要求19所述的火花点火式内燃发动机，其中所iOL动 fel度越高，则所述实际压缩比越高。
21.如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中随着所述 发动机负载变低，所述进气门的闭合正时沿着远离压缩下止点的方向变 动，直到能够控制供给到所述燃烧室中的进气量的极限闭合正时。
22.如权利要求21所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载高区域中，供给到所述燃烧室中的进气量通过改变所述进气门的闭合正时 进行控制，而不依靠设置在发动机进气通道中的节气门。
23. 如权利要求22所述的火花点火式内燃发动机，其中在负栽高 区域中，所述节气门保持在完全打开的状态。
24. 如权利要求21所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低 于当所述进气门的闭合正时达到所述极限闭合正时时的发动机负栽的 区域中，供给到所述燃烧室中的进气量由设置在发动机进气通道中的节 气门控制。
25. 如权利要求21所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低 区域中，所述负载越低，则空燃比越大。
26. 如权利要求21所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低 区域中，所述进气门的闭合正时保持为所述极限闭合正时。
27. 如权利要求15所述的火花点火式内燃发动机，其中所述机械 压缩比随着所述发动机负载变低而提高到极Flb^械压缩比。
28. 如权利要求27所述的火花点火式内燃发动机，其中在负载低中，所述机械压缩比保持为所述极PMO^压缩比,
全文摘要
一种内燃发动机，其设置有能够改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)和能够改变实际压缩动作的开始正时的实际压缩动作开始正时改变机构(B)。机械压缩比为最大值，使得在发动机低负载运转时膨胀比变成20或更大，同时将发动机低负载运转时的实际压缩比设为实际压缩比与发动机高负载运转时的实际压缩比基本相同。
文档编号F02D15/00GK101443538SQ20078001323
公开日2009年5月27日 申请日期2007年4月9日 优先权日2006年5月12日
发明者泽田大作, 神山荣一, 秋久大辅 申请人:丰田自动车株式会社