专利名称：火花点火式内燃机的制作方法
技术领域：
本发明涉及火花点火式内燃机。
背景技术：
公知如下火花点火式内燃机(例如参照日本特开2004-218522号公报)具有可 改变机械压缩比的可变压缩比机构和可控制进气门的关闭正时(closing timing)的可变 气门正时机构，并且在内燃机从高负荷运行变到中负荷运行时在使实际压缩比保持恒定的 状态下随着内燃机负荷的降低增大机械压缩比并且延迟进气门的关闭正时。然而，在这样的可变压缩式内燃机中，若提高机械压缩比，则燃烧压变高，其结果， 振动和噪声加剧。在这种情况下，如在车辆行驶中那样在发动机以外产生的振动、噪声大 时，由它们使得自发动机产生的振动和/或噪声变得听不见，因此，不会特别产生问题，但 如在怠速运行时那样在发动机以外产生的振动、噪声降低时，自发动机产生的振动和/或 噪声变得明显，从而成为问题。但是，在上述的内燃机中，对这样的问题没有给予任何考虑。
发明内容
本发明的目的在于提供一种可以降低在怠速运行时自发动产生的振动和噪声的 火花点火式内燃机。根据本发明，可提供一种如下火花点火式内燃机具有可改变机械压缩比的可变 压缩比机构和可控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构，使机械压缩比在除了怠速运 行之外的大部分的低负荷运行区域为比高负荷运行时高的压缩比，在怠速运行时使机械压 缩比低于除了怠速运行之外的大部分的低负荷区域的机械压缩比。
图1是火花点火式内燃机的总体图。 图2是可变压缩比机构的分解立体图。 图3是图解表示的内燃机的侧面剖视图。 图4是表示可变气门正时机构的图。 图5是表示进气门和排气门的升程量的图。 图6是用于说明机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的图。 图7是表示理论热效率和膨胀比的关系的图。 图8是用于说明通常循环和超高膨胀比循环(cycle)的图。 图9是表示根据内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。 图10是表示根据内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。 图11是表示根据内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。 图12是表示用于进行运行控制的流路图。 图13是表示进气门的关闭正时等的映射图(map)的图。
具体实施例方式图1表示火花点火式内燃机的侧面剖视图。参照图1，附图标记1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表示配置在燃烧室5的顶面中央部的火花塞、7表示进气门、8表示进气口、9表 示排气门、10表示排气口。进气口 8通过进气支管11被连接到调整槽(surge tank,缓冲 箱)12，在各进气支管11分别配置用于向对应的进气口 8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另 外，代替将燃料喷射阀13安装于各进气支管11、燃烧喷射阀13也可配置在各燃烧室5内。调整槽12通过进气管14被连接到空气滤清器15，在进气管14内配置由致动器 16驱动的节气门17和使用例如热线(hot wire，红外线)的吸入空气量检测器18。另一方 面，排气口 10通过排气歧管19被连接到内置有例如三元催化剂的催化剂转换器20，在排气 歧管19内配置空燃比传感器21。另一方面，在如图1所示的实施例中，在曲轴箱1和气缸体2的连接部设置有可变 压缩比机构A，该可变压缩比机构A可通过改变曲轴箱1和气缸体2的气缸轴线方向的相对 位置改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积；另外，还设置有可改变实际的压缩作 用的开始正时的实际压缩作用开始正时变更机构B。另外，在图1中所示的实施例中，该实 际压缩作用开始正时变更机构B包括可控制进气门7的关闭正时的可变气门正时机构。电子控制单元30由数字计算机构成，具有由双向总线31相互连接的R0M(只读存 储器)32、RAM(随机存储器)33、CPU (微处理器)34、输入端口 35和输出端口 36。吸入空 气量检测器18的输出信号和空燃比传感器21的输出信号分别通过对应的AD转换器37输 入到输入端口 35。另外，在加速踏板40连接有产生与加速踏板40的踩下量L成比例的输 出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压通过对应的AD转换器37输入到输入 端口 35。而且，在输入端口 35连接曲轴每旋转例如30°产生输出脉冲的曲轴转角传感器 42。另一方面，输出端口 36通过对应的驱动电路38连接到火花塞6、燃料喷射阀13、节气 门驱动用致动器16、可变压缩比机构A和可变气门正时机构B。图2表示图1中所示的可变压缩比机构A的分解立体图。图3表示图解表示的内 燃机的侧面剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔着间隔的多个突出 部50，在各突出部50内分别形成有截面圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上 壁面上形成有相互隔着间隔且分别嵌合在对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些 各突出部52内也分别形成有截面圆形的凸轮插入孔53。如图2所示设置有一对凸轮轴54、55，在各凸轮轴54、55上每隔一段固定有一可旋 转地插入各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56成为与各凸轮轴54、55的旋 转轴线同轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间延伸着如在图3中用剖面线所示相对于各凸 轮轴54、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心且可旋转地安装有别 的圆形凸轮58。如图2所示这些圆形凸轮58配置在各圆形凸轮56之间，这些圆形凸轮58 可旋转地插入对应的各凸轮插入孔53内。若从图3(A)中所示的状态使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮56如图3(A) 中实线的箭头所示地向相互相反的方向旋转，则偏心轴57朝下方中央移动，因此，圆形凸 轮58在凸轮插入孔53内如图3 (A)的虚线的箭头所示向与圆形凸轮56相反的方向旋转，
4若如图3(B)所示偏心轴57移动到下方中央，则圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。如比较图3㈧和图3(B)可知，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的中心的距离确定，圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心的距离变 得越大，则气缸体2离曲轴箱1越远。若气缸体2从曲轴箱1离开，则活塞4位于压缩上止 点时的燃烧室5的容积增大，因此，通过使各凸轮轴54、55旋转可以改变活塞4位于压缩上 止点时的燃烧室5的容积。如图2所示，为了使各凸轮轴54、55向彼此反方向旋转，在驱动电机59的旋转轴 安装有各自螺旋方向相反的一对涡轮61、62。与这对涡轮61、62啮合的齿轮63、64分别固 定于各凸轮轴54、55的端部。在该实施例中，通过驱动驱动电机59可以在宽范围改变活塞 4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。另外，图1 图3所示的可变压缩比机构A仅表示 一例子，也可以使用任何形式的可变压缩比机构。另一方面，图4表示安装在图1中用于驱动进气门7的凸轮轴70的端部的可变气 门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B具有由内燃机的曲轴通过正时带使得向 箭头方向旋转的正时带轮71、与正时带轮71 —起旋转的圆筒形外壳72、与进气门驱动用凸 轮轴70 —起旋转且相对于圆筒形外壳72可相对旋转的旋转轴73、从圆筒形外壳72的内周 面延伸到旋转轴73的外周面的多个分隔壁74、和在各分隔壁74之间从旋转轴73的外周面 延伸到圆筒形外壳72的内周面的叶片(Vane)75 ；在各叶片75的两侧分别形成有提前角用 油压室76和延迟角用油压室77。向各油压(液压)室76、77的工作油的供给控制由工作油供给控制阀78进行。该 工作油供给控制阀78具有分别被连接到各油压室76、77的油压端口 79、80，从油压泵81 喷出的工作油的供给端口 82，一对排油端口(drain port) 83、84，和进行各端口 79、80、82、 83、84之间的连通隔断控制的滑阀(spool valve)85。在应使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向右方 移动，从供给端口 82供给的工作油通过油压端口 79被供给到提前角用油压室76，并且，延 迟角用油压室77内的工作油从排油端口 84被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒形外壳 72向箭头方向相对旋转。与此相对，在应使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使滑阀 85向左方移动，从供给端口 82供给的工作油通过油压端口 80被供给到延迟角用油压室 77，并且，提前角用油压室76内的工作油从排油端口 83被排出。此时，使旋转轴73相对于 圆筒形外壳72向与箭头相反方向相对旋转。若在使旋转轴73相对于圆筒形外壳72相对旋转时、滑阀85返回图4中所示的中 立位置，则使旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73保持在此时的相对旋转位置。因此， 使得可以用可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前期望量，可 以用可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟期望量。在图5中，实线表示由可变气门正时机构B使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的 相位提前最大时；虚线表示使进气门驱动用凸轮轴70的凸轮的相位延迟最大时。因此，进 气门7的打开时间可在图5中用实线表示的范围和用虚线表示的范围之间任意设定，因此， 进气门7的关闭正时也可任意设定在图5中用箭头C表示的范围内的任意曲轴转角。
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图1和图4中所示的可变气门正时机构B只是表示一例子，也可以使用例如可以 在将进气门的打开正时维持恒定的状态下仅改变进气门的关闭正时的可变气门正时机构 等各种形式的可变气门正时机构。接着，参照图6对本申请中所使用的技术术语的意思进行说明。另外，图6(A)、 (B)、(C)中为了说明，示出了燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动机，在 这些图6(A)、(B)、(C)中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上止点时的燃烧室的容积。图6㈧对机械压缩比进行了说明。机械压缩比为仅由压缩行程时的活塞的行程 容积和燃烧室容积机械地确定的值，该机械压缩比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容 积表示。在图6(A)中所示的例子中该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml = 11。图6(B)对实际压缩比进行了说明。该实际压缩比为由从实际开始压缩作用时到 活塞到达上止点的实际活塞行程容积和燃烧室容积确定的值；该实际压缩比由(燃烧室容 积+实际的行程容积)/燃烧室容积表示。即如图6(B)所示在压缩行程中活塞即使开始上 升但在进气门开着的期间也不产生压缩作用，从进气门关闭了时开始实际的压缩作用。因 此，实际压缩比使用实际的行程容积如上述表示。在图6(B)中所示的例子中实际压缩比为 (50ml+450ml)/50ml = 10。图6(C)对膨胀比进行了说明。膨胀比为由膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧 室容积确定的值，该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6(C)中 所示的例子中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml = 11。接着，参照图7和图8对作为本发明中的最基本的内容的特征进行说明。另外，图 7表示理论热效率和膨胀比的关系，图8表示在本发明中根据负荷分别使用的通常的循环 和超高膨胀比循环的比较。图8(A)表示在进气门在下止点附近关闭且从大致进气下止点附近开始由活塞 产生的压缩作用的情况下的通常循环。该图8㈧表示的例子也与图6(A)、(B)、(C)中所示 的例子同样地，燃烧室容积设为50ml，活塞的行程容积设为500ml。如由图8(A)可知那样 在通常循环中机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml = 11，实际压缩比也大致为11，膨胀比也 为(50ml+500ml)/50ml = 11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比和膨胀比为 大致相等。图7中的实线表示实际压缩比和膨胀比大致相等的情况下的、即通常循环中的 理论热效率的变化。可知在这种情况下，膨胀比变得越大即实际压缩比变得越高则理论热 效率变得越高。因此，在通常的循环中要提高理论热效率，只要提高实际压缩比即可。但是， 因在内燃机高负荷运行时产生爆振的制约，实际压缩比最大也只能提高到12左右，这样一 来，在通常循环中不能充分提高理论热效率。另一方面，在这样的情况下，本发明人对严格区分机械压缩比和实际压缩比提高 理论热效率进行了研究，其结果发现了 理论热效率受膨胀比支配，实际压缩比对理论热效 率几乎不产生影响。即，若提高实际压缩比则爆发力提高，但是为了进行压缩需要大量的能 量，这样一来，即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不会变高。与此相对，若加大膨胀比，则在膨胀行程时对活塞作用压下力的时间变长，这样一 来，活塞对曲轴施加旋转力的时间变长。因此，若膨胀比变得越大，则理论热效率变得越高。 图7的虚线ε = 10表示将实际压缩比固定在10的状态下提高了膨胀比的情况下的理论
6热效率。可知这样将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上升 量、与如图7中的实线所示那样使实际压缩比也随着膨胀比增大的情况下的理论热效率的 上升量没有大的差别。这样，若将实际压缩比维持在低的值，则不会产生爆振，因此，若在将实际压缩比 维持在低的值的状态下提高膨胀比，则可防止爆振的产生同时可大幅提高理论热效率。在 图8(B)中表示如下情况下的一例子使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B使实际 压缩比维持在低的值的同时提高膨胀比。参照图8(B)，在该例子中，由可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少到 20ml。另一方面，由可变气门正时机构B延迟进气门的关闭正时使得实际的活塞行程容积 从500ml变为200ml。其结果，在本例子中，实际压缩比变为(20ml+200ml)/20ml = 11，膨 胀比变为(20ml+500ml)/20ml = 26。在图8(A)中所示的通常的循环中如前述实际压缩比 大致为11、膨胀比为11，与这种情况相比可知在图8(B)中所示的情况下仅膨胀比被提高 到26。这就是其被称为超高膨胀比循环的原因。一般来说，在内燃机中内燃机负荷越低则热效率越差，因此，为了提高内燃机运行 时的热效率即要提高燃料经济性需要提高在内燃机负荷低时的热效率。另一方面，在图 8(B)中所示的超高膨胀比循环中，压缩行程时的实际活塞行程容积被减小，因此，可吸入燃 烧室5内的吸入空气量变少，因此，该超高膨胀比循环仅可在内燃机负荷比较低时采用。因 此，在本发明中，使得在内燃机负荷比较低时设为图8(B)中所示的超高膨胀比循环，在内 燃机高负荷运行时设为图8(A)中所示的通常的循环。接着，参照图9，对整个运行控制进行说明。在图9中示出了 在某内燃机转速的根据内燃机负荷的机械压缩比、膨胀比、进气 门7的关闭正时、实际压缩比、吸入空气量、节气门17的开度和泵送损失(pumping loss)的 各自变化。另外，在根据本发明的实施例中，为了可用催化剂转换器20内的三元催化剂同 时降低排气中的未燃HC、CO和N0X，通常在燃烧室5内的平均空燃比基于空燃比传感器21 的输出信号被反馈控制为理论空燃比。那么，如上述在内燃机高负荷运行时实施图8(A)中所示的通常的循环。因此，如 图9中所示在此时机械压缩比被降低，因此，膨胀比低，如图9中实线所示，进气门7的关闭 正时如由图5中实线所示被提前。另外，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度保持在 全开或大致全开，因此，泵送损失为零。另一方面，如在图9中实线所示内燃机负荷降低，则为了与其相应地减少吸入空 气量，延迟进气门7的关闭正时。另外，在此时为了使实际压缩比大致保持恒定，如图9所示 使机械压缩比随着内燃机负荷的降低而增大，因此，随着内燃机负荷降低膨胀比也被增大。 另外，在此时节气门17也保持在全开或大致全开的状态，因此，被供给到燃烧室5内的吸入 空气量不是由节气门17而是由改变进气门7的关闭正时来控制。此时的泵送损失也为零。这样，在从内燃机高负荷运行状态内燃机负荷降低时，在实际压缩比大致恒定的 基础上使机械压缩比随着吸入空气量的减少而增大。即，与吸入空气量的减少成比例地减 少活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积。因此，活塞4到达了压缩上止点时的燃烧 室5的容积与吸入空气量成比例地变化。另外，此时，燃烧室5内的空燃比为理论空燃比， 因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。
内燃机负荷进一步降低则使机械压缩比进一步增大，在内燃机负荷降低到稍稍偏 向低负荷的中负荷L1时，机械压缩比达到作为燃烧室5的结构上界限的界限机械压缩比。 若机械压缩比达到界限机械压缩比，则在与机械压缩比达到界限机械压缩比时的内燃机负 荷L1相比负荷低的区域，机械压缩比保持在界限机械压缩比。因此，在低负荷侧的内燃机 中负荷运行时和内燃机低负荷运行时，即在内燃机低负荷运行侧，机械压缩比变为最大，膨 胀比也变为最大。换句话来说，在低负荷侧的内燃机中负荷运行时和内燃机低负荷运行时 为了得到最大的膨胀比，使机械压缩比为最大。另一方面，在图9所示的实施例中，即使内燃机负荷变为低于L1,也可如图9中实 线所示使进气门7的关闭正时随着内燃机负荷的降低而延迟，若内燃机负荷降低到1^2，则进 气门7的关闭正时成为可控制供给到燃烧室5内的吸入空气量的界限关闭正时。若进气门 7的关闭正时达到界限关闭正时，则在与进气门7的关闭正时达到了界限关闭正时时的内 燃机负荷L2相比负荷低的区域，进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时。若进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时，则已经不能由进气门7的关闭正时 的变化控制吸入空气量。在图9所示的实施例中，在与此时即进气门7的关闭正时达到了 界限关闭正时时的内燃机负荷L2相比负荷低的区域，由节气门17控制供给到燃烧室5内 的吸入空气量。但是，若进行由节气门17进行的吸入空气量的控制，则会如图9所示泵送 损失增大。另一方面，如图9所示在内燃机负荷比L1高的内燃机高负荷运行侧，实际压缩比 相对于相同的内燃机转速被维持在大致相同的实际压缩比。与此相对，在内燃机负荷比L2 低时即机械压缩比保持在界限机械压缩比时，实际压缩比由进气门7的关闭正时决定，若 在内燃机负荷处于L1和L2之间时延迟进气门7的关闭正时，则实际压缩比降低，若在处于 内燃机负荷低于L2的运行区域时进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时，则实际压缩比 维持恒定。另一方面，在图9中，怠速运行时的机械压缩比等用黑圆点表示。如图9所示，在 怠速运行时使机械压缩比低于最大机械压缩比。若机械压缩比被降低，则膨胀比降低，实际 压缩比降低一些。另外，变成怠速运行状态时的机械压缩比的降低作用既可以急速进行，也 可以慢慢进行。在怠速运行时，若机械压缩比被降低，则燃烧压降低，这样一来，自发动机产 生的振动和/或噪声变小。在图10中示出另一实施例。在该实施例中，在内燃机负荷降低向怠速运行转变 时，使机械压缩比随着内燃机负荷的减小而逐渐减小。因此，如从图9和图10可知那样，在 本发明中使机械压缩比在除了怠速运行之外大部分低负荷运行区域为最大机械压缩比； 在怠速运行时，使机械压缩比低于最大机械压缩比。另一方面，在怠速运行时若加强由节气门17产生的对吸入空气的调节作用，则在 怠速运行时的内燃机转速稳定化。即，若加强由节气门17产生的对吸入空气的调节作用， 则在内燃机转速降低的情况下，增大每转的吸入空气量。若每转的吸入空气量增大，则发动 机产生的转矩增大，其结果抑制转速的降低，或者转速上升。这样一来，转速自动(独自) 地稳定。因此，为了使怠速运行时的内燃机转速稳定化，在如图11所示的实施例中，在内 燃机负荷降低向怠速运行转变时，随着内燃机负荷的减小使机械压缩比逐渐降低，除此之
8外，还使进气门7的关闭正时向使吸入到燃烧室5内的吸入空气量增大的方向移动，并且， 使节气门17的开度变小。然而，还可如在图9中用虚线所示通过随着内燃机负荷的降低提前进气门7的关 闭正时控制吸入空气量，而不由节气门17控制吸入空气量。因此，若要表现为可包含图9中 实线表示的情况和虚线表示的情况的任一种情况，则在根据本发明的实施例中，使进气门7 的关闭正时随着内燃机负荷的降低，向从进气下止点BDC离开的方向移动直到可控制供给 到燃烧室内的吸入空气量的界限关闭正时L2。因此，在如图11所示的实施例中，换句话来 说，在内燃机负荷降低向怠速运行转变时，使进气门7的关闭正时从界限关闭正时向接近 进气下止点的方向移动。然而如前述在图8(B)中所示的超高膨胀比循环中使膨胀比为26。该膨胀比越高 越优选，但如从图7可知，即使对于实际上可使用的下限实际压缩比ε =5只要为20以上 就可得到相当高的理论热效率。因此，在本发明中以使膨胀比变为20以上的方式形成可变 压缩比机构A。在图12中示出了运行控制流程。参照图12，首先在步骤100计算出目标实际压缩 比。接着，在步骤101根据图13㈧中所示的映射图计算出进气门7的关闭正时IC。即，向 燃烧室5内供给要求吸入空气量所需要的进气门7的关闭正时IC，作为内燃机负荷L和内 燃机转速N的函数，以如图13(A)所示的映射图的形式预先储存在R0M32内，根据该映射图 计算出进气门7的关闭正时IC。另外，在怠速运行时设为预先存储的怠速时的关闭正时。接着，在步骤102计算出根据内燃机负荷的、或怠速运行时的机械压缩比CR。接 着，在步骤103计算出节气门17的开度。该节气门17的开度θ作为内燃机负荷L和内燃 机转速N的函数以如图13(B)中所示的映射图的形式预先储存在R0M32内。另外，在怠速 运行时设为预先存储的开度。接着，在步骤104，以使机械压缩比变为机械压缩比CR的方式 控制可变压缩比机构Α，以使进气门7的关闭正时变为关闭正时IC的方式控制可变气门正 时机构B，以使节气门17的开度变为开度θ的方式控制节气门17。
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权利要求
一种火花点火式内燃机，具有可改变机械压缩比的可变压缩比机构和可控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构，使该机械压缩比在除了怠速运行之外的大部分的低负荷运行区域为比高负荷运行时高的压缩比，在怠速运行时使机械压缩比低于所述除了怠速运行之外的大部分的低负荷运行区域的机械压缩比。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在所述除了怠速运行之外的大部 分的低负荷运行区域，机械压缩比设为最大机械压缩比。
3.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在所述除了怠速运行之外的低负 荷运行区域，膨胀比设为20以上。
4.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机负荷降低向怠速运行转 变时，使机械压缩比逐渐降低。
5.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机进气通路内配置有用于 控制吸入空气量的节气门，在内燃机负荷降低向怠速运行转变时，使进气门的关闭正时向 使吸入燃烧室内的吸入空气量增大的方向移动并且减小节气门的开度。
6.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，使进气门的关闭正时随着内燃机 负荷的降低而向从进气下止点离开的方向移动直到可控制供给到燃烧室内的吸入空气量 的界限关闭正时，在内燃机负荷降低向怠速运行转变时、使进气门的关闭正时从界限关闭 正时向接近进气下止点的方向移动。
7.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭正时达到 了所述界限关闭正时时的内燃机负荷低的区域，随着内燃机负荷的降低而减小节气门开 度。
8.根据权利要求5所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭正时达到 了所述界限关闭正时时的内燃机负荷高的区域，将节气门保持为全开状态。
9.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，使机械压缩比随着内燃机负荷的 降低而增大直到界限机械压缩比，在负荷比机械压缩比为该界限机械压缩比的内燃机负荷 低的内燃机低负荷运行侧，除了怠速运行时之外将机械压缩比维持在最大机械压缩比，在 负荷比机械压缩比为该界限机械压缩比的内燃机负荷高的内燃机高负荷运行侧，使机械压 缩比随着内燃机负荷的升高而逐渐减小。
全文摘要
本发明提供一种火花点火式内燃机，在该内燃机中具有可改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)和可控制进气门(7)的关闭正时的可变气门正时机构(B)。使机械压缩比在除了怠速运行之外的低负荷运行区域为最大机械压缩比，在怠速运行时使机械压缩比低于最大机械压缩比。
文档编号F02D41/08GK101952576SQ200880106118
公开日2011年1月19日 申请日期2008年10月30日 优先权日2007年11月6日
发明者中坂幸博, 泽田大作, 神山荣一, 秋久大辅 申请人:丰田自动车株式会社