火花点火式内燃机的制作方法

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：
已知有一种火花点火式内燃机，具备能够变更机械压缩比的可变压缩比机构和能 够控制进气门的关闭时期的可变气门正时机构，主要通过改变进气门的关闭时期而控制向 燃烧室内供给的吸入空气量，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比，能提高 机械压缩比(例如，专利文献1)。尤其是在理论热效率上与实际压缩比相比，膨胀比对热效率的影响更大，因此在 专利文献1所记载的火花点火式内燃机中，在发动机低负荷运转时较低地维持实际压缩比 并将机械压缩比形成为例如20以上的高的值。由此，在专利文献1所记载的火花点火式内 燃机中，理论热效率极高，并随之较大地改善燃耗。专利文献1 日本特开2007-303423号公报

发明内容
然而，在专利文献1所记载的火花点火式内燃机中，未设置经由EGR通路将废气的 一部分作为EGR气体再次向燃烧室内供给的EGR机构。因此，根据专利文献1的记载，在发 动机低负荷运转时较低地维持实际压缩比并提高机械压缩比的火花点火式内燃机中使用 EGR机构的情况下是否能提高理论热效率尚未明确。因此，鉴于上述问题，本发明的目的是提供一种火花点火式内燃机，具备可变压缩 比机构和可变气门正时机构，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比使机械压 缩比提高，其中，通过适当地控制EGR机构、可变压缩比机构及可变气门正时机构而提高理 论热效率并改善燃耗。本发明用于解决上述课题，提供权利要求书的各项所记载的内燃机的控制装置。在本发明的第一形态中，涉及一种火花点火式内燃机，具备能够变更机械压缩比 的可变压缩比机构、能够控制进气门的关闭时期的可变气门正时机构及经由EGR通路将废 气的一部分作为EGR气体再次向燃烧室内供给的EGR机构，在发动机低负荷运转时与发动 机高负荷运转时相比使机械压缩比提高，其中，EGR率越高则越提高实际压缩比。通常，EGR率越高则爆震耐性(难爆震性)越高。因此，在EGR率高时即使实际压 缩比升高也难以发生爆震。根据第一形态，EGR率越高则实际压缩比越高，由此能提高理论 热效率。在本发明的第二形态中，在发动机低负荷运转时通过提高机械压缩比来提高实际 压缩比。在本发明的第三形态中，在发动机中负荷运转时通过使进气门的关闭时期提前来 提高实际压缩比。在本发明的第四形态中，在发动机中负荷运转时，除了通过使进气门的关闭时期提前之外，还通过提高机械压缩比来提高实际压缩比。在本发明的第五形态中，在发动机低中负荷运转时通过上述EGR机构向燃烧室内 供给EGR气体。在本发明的第六形态中，在发动机中高负荷运转时，随着发动机负荷升高而使进 气门的关闭时期提前至提前角侧极限关闭时期。在本发明的第七形态中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期 达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷低的区域中，通过改变进气门的关闭时期而控 制向燃烧室内供给的吸入空气量。在本发明的第八形态中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期 达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷低的区域中，发动机负荷越高越使EGR率提
尚ο在本发明的第九形态中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期 达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷低的区域中，发动机负荷越高越使节气门的开 度减小。在本发明的第十形态中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期 达到提前角侧极限关闭时期时的危难负荷低的区域中，与发动机负荷无关地将EGR率保持 为大致一定。在本发明的第十一形态中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时 期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷低的区域中，与发动机负荷无关地将节气门 的开度保持为相比全开有所关闭的大致一定的开度。在本发明的第十二形态中，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时 期时的发动机负荷高的区域中，将进气门的关闭时期保持为提前角侧极限关闭时期。在本发明的第十三形态中，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时 期时的发动机负荷高的区域中，随着发动机负荷升高而增大节气门的开度。在本发明的第十四形态中，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时 期时的发动机负荷高的区域中，通过改变节气门的开度而控制向燃烧室内供给的吸入空气 量。在本发明的第十五形态中，在发动机低负荷运转时，随着发动机负荷变低而使进 气门的关闭时期延迟至能控制向燃烧室内供给的吸入空气量的延迟角侧极限关闭时期。在本发明的第十六形态中，在负荷比进气门的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时 期时的发动机负荷低的区域中，通过改变节气门的开度而控制向燃烧室内供给的吸入空气量。在本发明的第十七形态中，在发动机低负荷运转时使机械压缩比为最大机械压缩 比。在本发明的第十八形态中，在发动机低负荷运转时使膨胀比为20以上。


图1是火花点火式内燃机的整体图。图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3A及图;3B是图解性地表示的内燃机的侧视剖面图。图4是表示可变气门正时机构的图。图5A及图5B是表示进气门及排气阀的上升量的图。图6A 图6C是用于说明机械压缩比、实际压缩比及膨胀比的图。图7是表示理论热效率与膨胀比的关系的图。图8A及图8B是用于说明通常的循环及超高膨胀比循环的图。图9是表示与发动机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。图10是表示EGR率与实际压缩比的关系的图。图11是表示与发动机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。图12是表示火花点火式内燃机的运转控制的控制例行程序的流程图。
具体实施例方式以下，参照附图，详细说明本发明的实施方式。需要说明的是，在以下的说明中，对 同样的结构要素附加同一参照符号。图1表示火花点火式内燃机的侧视剖面图。参照图1，1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表示排气阀， 10表示排气口。进气口 8经由进气支管11与调压箱(surge tank) 12连结，在各进气支管 11上配置有用于朝分别对应的进气口 8内喷射燃料的燃料喷射阀13。需要说明的是，燃料 喷射阀13也可以取代安装于各进气支管11的情况而配置在各燃烧室5内。调压箱12经由进气管道14与空气净化器15连结，在进气管道14内配置有被促 动器16驱动的节气门17和例如使用了热射线的吸入空气量检测器18。另一方面，排气口 10经由排气歧管19与例如内置有三元催化剂的催化剂转换器20连结，在排气歧管19内配 置有空燃比传感器21。需要说明的是，在以下的说明中，将节气门17下游的进气管道14、 调压箱12、进气支管11、进气口 8总称为进气管。排气歧管19和进气支管11 (或调压箱12、进气口 8)经由再循环废气(以下称为 EGR气体)用的EGR通路23相互连结，在该EGR通路23内配置有EGR控制阀M。而且在 EGR通路23周围配置有用于对流过EGR通路23内的EGR气体进行冷却的EGR冷却装置25。 在图1所示的内燃机中将发动机冷却水导向EGR冷却装置25内，并通过该发动机冷却水对 EGR气体进行冷却。需要说明的是，在以下的说明中，将EGR通路23、EGR控制阀M、EGR冷 却装置25总称为EGR机构。另一方面，在图1所示的实施方式中，在曲轴箱1与气缸体2的连结部设有可变压 缩比机构A，还设有能够控制进气门7的关闭时期的可变气门正时机构B，所述可变压缩比 机构A能够通过使曲轴箱1与气缸体2的气缸轴线方向的相对位置发生变化而变更活塞4 位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。电子控制单元30由数字计算机构成，具备通过双向性总线31相互连接的ROM(只 读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU (微型处理器)；34、输入端口 35及输出端口 36。吸入空气量检测器16的输出信号、空燃比传感器27的输出信号分别经由对应的AD转 换器37向输入端口 35输入。而且，在加速踏板40上连接有产生与加速踏板40的踏入量成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD转换器37向 输入端口 35输入。而且在输入端口 35上连接有在曲轴每旋转例如10°时产生输出脉冲 的曲轴角传感器42。另一方面，输出端口 36经由对应的驱动电路38与火花塞6、燃料喷射 阀13、节气门驱动用促动器16、EGR控制阀对、可变压缩比机构A及可变气门正时机构B连接。图2示出图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3A及图示出图解性 地表示的内燃机的侧视剖面图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间 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的上壁面上相互隔开间隔形成有分别嵌合到对应的突出部50之间的多个突出部 52，在所述各突出部52内也分别形成有截面圆形的凸轮插入孔53。如图2所示，设有一对凸轮轴M、55，且在各凸轮轴M、55上每隔一个地固定有能 够旋转地插入到各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。所述圆形凸轮56与各凸轮轴M、55的 旋转轴线成为共轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间如图3A及图;3B中剖面线所示，相对 于各凸轮轴讨、55的旋转轴线偏心配置的偏心轴57延伸，另一圆形凸轮58偏心而能够旋 转地安装在该偏心轴57上。如图2所示，所述圆形凸轮58配置在各圆形凸轮56之间，所 述圆形凸轮58能够旋转地插入到对应的各凸轮插入孔53内。从图3A所示的状态开始，使固定在各凸轮轴M、55上的圆形凸轮56如图3A中实 线的箭头所示相互向相反方向旋转时，偏心轴57朝向下方中央移动，因此圆形凸轮58在凸 轮插入孔53内如图3A的虚线的箭头所示，向与圆形凸轮56相反的方向旋转，如图:3B所示 偏心轴57移动到下方中央时，圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。从图3A与图;3B的比较可知，曲轴箱1与气缸体2的相对位置由圆形凸轮56的中 心与圆形凸轮58的中心的距离决定，圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心的距离越大 则气缸体2就越离开曲轴箱1。若气缸体2从曲轴箱1离开，则活塞4位于压缩上死点时的 燃烧室5的容积增大，因此通过使各凸轮轴M、55旋转而能够变更活塞4位于压缩上死点 时的燃烧室5的容积。如图2所示，为了使各凸轮轴M、55分别向相反方向旋转而在驱动电动机59的旋 转轴上安装有各自的螺旋方向相反的一对蜗轮61、62，与所述蜗轮61、62啮合的齿轮63、64 分别固定在各凸轮轴M、55的端部上。在本实施方式中，通过驱动驱动电动机59而能够在 较大的范围内变更活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。需要说明的是，图1至图 3B所示的可变压缩比机构A表示一例，但能够使用任何形式的可变压缩比机构。另一方面，图4表示在图1中相对于用于驱动进气门7的凸轮轴70而设置的可变 气门正时机构B。如图4所示，可变气门正时机构B包括凸轮相位变更部Bi，安装在凸轮 轴70的一端而用于变更凸轮轴70的凸轮的相位；及凸轮作用角变更部B2，配置在凸轮轴 70与进气门7的气门挺杆沈之间，变更成使凸轮轴70的凸轮的作用角不同的作用角而向 进气门7传递。需要说明的是，关于凸轮作用角变更部B2，在图4中示出侧视剖面图和俯视 图。首先说明可变气门正时机构B的凸轮相位变更部Bi，该凸轮相位变更部Bl具备 通过发动机的曲轴经由同步带沿箭头方向旋转的同步带轮71 ；与同步带轮71—起旋转的 圆筒状壳体72 ；与凸轮轴70 —起旋转且能够相对于圆筒状壳体72相对旋转的旋转轴73 ；从圆筒状壳体72的内周面延伸到旋转轴73的外周面的多个分隔壁74 ；在各分隔壁74之 间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳体72的内周面的叶片75，其中，在各叶片75的两 侧分别形成有提前角用液压室76和延迟角用液压室77。向各液压室76、77供给的工作液的供给控制通过工作液供给控制阀78进行。该 工作液供给控制阀78具备分别与各液压室76、77连结的液压口 79、80 ；从液压泵81喷出 的工作液的供给口 82 ；—对排泄口 83、84 ；进行各口 79、80、82、83、84之间的连通隔断控制 的滑阀85。在应该使凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向下方移动，将从供 给口 82供给的工作液经由液压口 79向提前角用液压室76供给并将延迟角用液压室77内 的工作液从排泄口 84排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72沿箭头X方向进行相对 旋转。相对于此，在应该使凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使滑阀85向上方移 动，将从供给口 82供给的工作液经由液压口 80向延迟角用液压室77供给并将提前角用液 压室76内的工作液从排泄口 83排出。此时，旋转轴73相对于圆筒状壳体72沿与箭头X 相反的方向进行相对旋转。旋转轴73相对于圆筒状壳体72进行相对旋转时，若滑阀85返回图4所示的中立 位置，则旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73被保持在此时的相对旋转位置。因此能 够通过凸轮相位变更部Bl如图5A所示使凸轮轴70的凸轮的相位提前或延迟所希望的量。 即，能够通过凸轮相位变更部Bl任意地使进气门7的打开时期提前或延迟。接下来说明可变气门正时机构B的凸轮作用角变更部B2，该凸轮作用角变更部B2 具备与凸轮轴70平行地并列配置且在促动器91的作用下沿轴线方向移动的控制杆90 ； 与凸轮轴70的凸轮92卡合且能够滑动地与形成在控制杆90上的沿轴线方向延伸的花键 93嵌合的中间凸轮94 ；为了驱动进气门7而与气门挺杆89卡合且能够滑动地与形成在控 制杆90上的呈螺旋状延伸的花键95嵌合的摆动凸轮96，其中，在摆动凸轮96上形成有凸 轮97。凸轮轴70进行旋转时，在凸轮92的作用下，中间凸轮94总是摆动一定的角度，此 时摆动凸轮96也摆动一定的角度。另一方面，中间凸轮94及摆动凸轮96被支承为不能沿 控制杆90的轴线方向移动，因此控制杆90在促动器91的作用下沿轴线方向移动时，摆动 凸轮96相对于中间凸轮94进行相对旋转。通过中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置关系而凸轮轴70的凸轮92与中 间凸轮94开始卡合时，在摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆沈开始卡合的情况下，在图5B 中如a所示，进气门7的打开期间及上升为最大。相对于此，在促动器91的作用下摆动凸 轮96相对于中间凸轮94沿图4的箭头Y方向进行相对旋转时，在凸轮轴70的凸轮92与 中间凸轮94卡合后，片刻之后摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆沈卡合。这种情况下在 图5B中如b所示进气门7的打开期间及上升量比a小。摆动凸轮96相对于中间凸轮94沿图4的箭头Y方向进一步进行相对旋转时，如图 5B中的c所示，进气门7的打开期间及上升量进一步减小。即，能够通过利用促动器91变 更中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置而任意改变进气门7的打开期间(作用角)。 但是，这种情况下，进气门7的打开期间越短则进气门7的上升量越小。
如此，能够通过凸轮相位变更部Bl任意变更进气门7的打开时期，并能够通过凸 轮作用角变更部B2任意变更进气门7的打开期间，因此能够通过凸轮相位变更部Bl和凸 轮作用角变更部B2这双方，即通过可变气门正时机构B任意变更进气门7的打开时期和打 开期间，即任意变更进气门7的打开时期和关闭时期。需要说明的是，图1及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，也可以使用图1 及图4所示的例子以外的各种形式的可变气门正时机构。尤其是在本发明的实施方式中， 只要是能够变更进气门7的关闭时期的可变关闭时期机构，就可以使用任何形式的机构。 而且，也可以相对于排气门9设置与进气门7的可变气门正时机构B同样的可变气门正时 机构。接下来参照图6A 图6C说明本申请中使用的用语的意思。需要说明的是，为了 便于说明而在图6A 图6C中示出燃烧室容积为50ml且活塞的行程容积为500ml的发动 机，在所述图6A 图6C中，燃烧室容积表示活塞位于压缩上死点时的燃烧室的容积。图6A对机械压缩比进行说明。机械压缩比是仅根据压缩行程时的活塞的行程容 积和燃烧室容积而机械性地决定的值，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6A所示的例子中，该机械压缩比成为(50ml+500ml)/50ml = 11。图6B对实际压缩比进行说明。该实际压缩比是根据从实际上开始压缩作用时起 到活塞达到上死点为止的实际的活塞行程容积和燃烧室容积所决定的值，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6B所示，在压缩行程中即使 活塞开始上升，在进气门打开期间也不进行压缩作用，而从进气门关闭时起实际的压缩作 用开始。因此实际压缩比使用实际的行程容积如上所述进行表示。在图6B所示的例子中， 实际压缩比成为(50ml+450ml)/50ml = 10。图6C对膨胀比进行说明。膨胀比是根据膨胀行程时的活塞的行程容积和燃烧室 容积所决定的值，该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。在图6C所示 的例子中，该膨胀比成为(50ml+500ml)/50ml = 11。接下来参照图7、图8A及图8B，说明本发明的最基本的特征。需要说明的是，图7 表示理论热效率与膨胀比的关系，图8A及图8B表示在本发明中根据负荷而分开使用的通 常的循环与超高膨胀比循环的比较。图8A表示进气门在下死点附近关闭且大致从压缩下死点附近开始活塞产生的压 缩作用时的通常的循环。在该图8A所示的例子中，也与图6A 图6C所示的例子同样地， 燃烧室容积为50ml，活塞的行程容积为500ml。从图8A可知，在通常的循环中，机械压缩比 为(50ml+500ml)/50ml = 11，实际压缩比也大致为11，膨胀比也成为(50ml+500ml)/50ml =11。即，在通常的内燃机中，机械压缩比、实际压缩比及膨胀比大致相等。图7中的实线表示实际压缩比与膨胀比大致相等时的、即通常的循环中的理论热 效率的变化。这种情况下可知，膨胀比越大，即实际压缩比越高则理论热效率越高。因此在 通常的循环中，为了提高理论热效率而提高实际压缩比即可。然而由于发动机高负荷运转 时的爆震的发生的制约，而实际压缩比最大也仅能提高到12左右，如此在通常的循环中， 无法充分地提高理论热效率。另一方面，严格区分机械压缩比与实际压缩比而讨论提高理论热效率的情况时， 理论热效率由膨胀比支配，对于理论热效率实际压缩比几乎不产生影响。即，若提高实际压缩比，则爆发力升高，但为了进行压缩而需要大的能量，如此，即使提高实际压缩比，理论热 效率也几乎未升高。相对于此，若增大膨胀比，则在膨胀行程时按压力对活塞作用的期间变长，如此， 活塞对曲轴施加旋转力的期间变长。因此若膨胀比变大，则其越大而理论热效率越高。图7 的虚线ε =10表示将实际压缩比固定为10的状态下提高膨胀比时的理论热效率。可知 如此在将实际压缩比维持成低的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 的实线所示使实际压缩比和膨胀比都增大时的理论热效率的上升量之间没有较大的差异。如此将实际压缩比维持成低的值时不会发生爆震，因此将实际压缩比维持成低的 值的状态下提高膨胀比时，能够阻止爆震的发生并大幅度地提高理论热效率。图8Β表示使 用可变压缩比机构A及可变气门正时机构B，将实际压缩比维持成低的值并提高膨胀比时 的一例。参照图8Β，在该例子中，通过可变压缩比机构A将燃烧室容积从50ml减少 到20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B从实际的活塞行程容积为500ml起直至 变成200ml为止使进气门的关闭时期延迟。其结果是，在该例子中，实际压缩比成为 (20ml+200ml)/20ml = 11，膨胀比成为(20ml+500ml)/20ml = 26。在图 8A 所示的通常的循 环中，如上所述可知，实际压缩比大致为11且膨胀比为11，与这种情况相比，在图8B所示的 情况下，仅膨胀比升高到26。因此，将图8B所示的循环称为超高膨胀比循环。如上所述，一般而言在内燃机中，发动机负荷越低则热效率越差，因此为了提高车 辆行驶时的热效率，即为了提高燃耗而需要提高发动机低负荷运转时的热效率。另一方面， 在图8B所示的超高膨胀比循环中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积减小，能吸入到 燃烧室5内的吸入空气量减少，因此该超高膨胀比循环仅能够在发动机负荷比较低时采 用。因此在本发明中，在发动机低负荷运转时设定为图8B所示的超高膨胀比循环，在发动 机高负荷运转时设定为图8A所示的通常的循环。接下来，参照图9对运转控制整体进行说明。图9中表示与某发动机转速下的发动机负荷相应的机械压缩比、实际压缩比、进 气门7的关闭时期、进气管内的压力、节气门17的开度、EGR率的各变化。尤其是图9中的 实线表示通过EGR机构将EGR气体向燃烧室5内供给时(即，EGR率高时)的各参数的变 化，图9中的虚线表示未通过EGR机构将EGR气体向燃烧室5内供给时(即，EGR率极低时) 的各参数的变化。需要说明的是，在图示的例子中，通常基于空燃比传感器27的输出信号将燃烧室 5内的平均空燃比反馈控制成理论空燃比以通过催化剂转换器20内的三元催化剂同时减 少废气中的未燃碳氢化合物(未燃HC)、一氧化碳(CO)及氮氧化物(NOx)。首先，说明图9中虚线所示的未将EGR气体向燃烧室5内供给时(即，EGR率极低 时)的运转控制。在本发明的实施方式中，如上所述，在发动机高负荷运转时执行图8A所示的通常 的循环。因此，如图9中虚线所示，此时机械压缩比降低，因此膨胀比低，进气门7的关闭时 期提前。而且，此时吸入空气量多，此时节气门20的开度被保持为全开或大致全开。另一方面，如图9中虚线所示，为了在发动机负荷降低时随之减少吸入空气量，而 使进气门7的关闭时期延迟。而且，此时为了将实际压缩比保持为大致一定，如图9中虚线所示，随着发动机负荷降低而机械压缩比增大，因此随着发动机负荷降低而膨胀比也增大。 需要说明的是，此时也将节气门27保持为全开或大致全开状态，因此向燃烧室5内供给的 吸入空气量不通过节气门17而通过改变进气门7的关闭时期进行控制。如此，在发动机负荷从发动机高负荷运转状态降低时，由于实际压缩比大致为一 定，随着吸入空气量减少而机械压缩比增大。即，活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容 积与吸入空气量的减少成比例地减少。因此，活塞4达到压缩上死点时的燃烧室5的容积 与吸入空气量成比例地进行变化。需要说明的是，此时燃烧室5内的空燃比成为理论空燃 比，因此活塞达到压缩上死点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地进行变化。发动机负荷进一步降低时，进气门7的关闭时期进一步延迟，发动机负荷下将到L1 时，进气门7的关闭时期成为延迟角侧极限关闭时期。该延迟角侧极限关闭时期是指当使 进气门7的关闭时期进一步延迟时，无法再通过使进气门7的关闭时期发生变化而控制向 燃烧室5内供给的进气气体量的关闭时期。当进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭 时期时，在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷L1低的 区域中，进气门7的关闭时期被保持为延迟角侧极限关闭时期。另外，在图9中虚线所示的例子中，随着发动机负荷从发动机高负荷运转状态降 低而机械压缩比增大，当发动机负荷下降到进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时 期时的发动机负荷L1时，机械压缩比达到某特定的机械压缩比(以下，称为“特定机械压缩 比”)。在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷L1低的区 域中，机械压缩比被保持为特定机械压缩比。该特定机械压缩比被设定为在负荷比进气门 7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷1^低的区域中的实际压缩比与负 荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷L1高的区域中的实 际压缩比大致相同。例如，负荷比发动机负荷L1低的区域中的实际压缩比相对于负荷比发 动机负荷L1高的区域中的实际压缩比为大致士 10%的范围内，优选为士5%的范围内。另一方面，若进气门7的关闭时期被保持为延迟角侧极限关闭时期，则已经无法 通过进气门7的关闭时期的变化来控制吸入空气量。在图9中虚线所示的例子中，在负荷 比此时即进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷L1低的区域中，通过节气 门17控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。但是，进行基于节气门17的吸入空气量的控 制时，如图9中虚线所示，泵损增大。此外，由于进行基于节气门17的吸入空气量的控制时泵损增大，因此为了不发生 此种泵损，也能够在负荷比进气门7的关闭时期达到极限关闭时期时的发动机负荷L1低 的区域中，在将节气门17保持为全开或大致全开的状态下，发动机负荷越低则越增大空燃 比。此时，优选将燃料喷射阀13配置在燃烧室5内而使其分层燃烧。另外，如图9中虚线所示，实际压缩比与发动机负荷无关地保持为大致一定。具体 来说，发动机低负荷运转时的实际压缩比相对于发动机中高负荷运转时的实际压缩比为大 致士 10%的范围内，优选为士5%的范围内。其中，发动机转速升高时燃烧室5内的混合气 发生湍流，因此难以发生爆震，因此在本发明的实施方式中，发动机转速越高则实际压缩比 越高。此外，如上所述，在图8B所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为26。该膨胀比越高则 越优选。然而，在实用上能够使用的实际压缩比的范围(ε =5左右 13左右)中，能得到最大理论热效率的膨胀比为20以上，因此在本发明中，以使膨胀比为20以上的方式形成 可变压缩比机构A。此外，在图9中虚线所示的例子中，机械压缩比对应于发动机负荷而连续变化。然 而，机械压缩比也可对应于发动机负荷而阶段性地变化。另外，进气门7的关闭时期为比进气下死点靠提前角侧的时期时，随着发动机负 荷降低而使进气门7的关闭时期提前，从而能够控制吸入空气量。因此，总结进气门7的关 闭时期而表现为，随着发动机负荷降低，进气门7的关闭时期向离开压缩下死点的方向移 动直到能控制向燃烧室5内供给的吸入空气量的极限关闭时期为止。接下来，说明图9中实线所示的将EGR气体向燃烧室5内供给时(即，EGR率高时) 的运转控制。如图9中实线所示，在将EGR气体向燃烧室5内供给的情况下，在发动机高负荷运 转时也执行图8A所示的通常的循环。因此，如图9中实线所示，当发动机负荷最高时，机械 压缩比低，因此膨胀比低。而且，进气门7的关闭时期提前到在可变气门正时机构B的机构 上无法再进一步使关闭时期提前的提前角侧极限关闭时期(例如，进气下死点)。而且，当 发动机负荷最高时，吸入空气量多，此时节气门17的开度为全开或大致全开。另一方面，如图9中实线所示，若发动机负荷从发动机负荷最高时开始降低，伴随 于此，为了减少吸入空气量而使节气门17的开度减小。而且，若发动机负荷从发动机负荷 最高时开始降低，则伴随着节气门17的开度减小，而EGR控制阀M的开度增大，在向燃烧 室5内供给的混合气中，EGR气体所占的比例(以下，称为“EGR率”)升高到某特定的EGR 率(以下，称为“设定EGR率”)XEGR。若改变观点的话，则可以说是为了将EGR气体向燃烧 室5内(即进气管内)供给而需要在进气管内产生负压，因此为了产生该负压而使节气门 17的开度减小。如此，伴随节气门17的开度减小而EGR率升高，因此进气管内的压力维持为最大 压力(S卩，几乎为大气压)。因此，伴随减小节气门17的开度的泵损大致为0。另外，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2高的高负荷运转区域中， 进气门7的关闭时期被大致保持为提前角侧极限关闭时期。因此，在该区域中，仅通过使节 气门17的开度变化而控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。此外，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2高的高负荷运转区域中， 伴随发动机负荷降低，即伴随EGR率升高而实际压缩比升高。这是因为，由于EGR率升高而 爆震耐性(难爆震性)升高，因此即使提高实际压缩比也不会发生爆震。在此，在负荷比 EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2高的高负荷运转区域中，由于进气门7的关闭时 期被保持为大致提前角侧极限关闭时期，因此通过提高机械压缩比而实际压缩比升高。因 此，如图9中实线所示，机械压缩比随着发动机负荷降低而升高。另一方面，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的中高负荷运转 区域中，EGR率被保持为设定EGR率。而且，由于EGR率被保持为一定，因此为了不发生爆 震而将实际压缩比也保持为一定。另外，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的中高负荷运转区域 中，EGR率被保持为设定EGR率。因此，即使将气节阀17的开度进一步减小，也无法通过增 加EGR气体的供给量而将进气管内的压力保持为大气压，其结果是，会发生泵损。因此，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的中高负荷运转区域中，节气门17的 开度被保持为比全开有所关闭的大致一定的开度。由此，在该区域中，进气管内的压力也被 大致保持为大气压，泵损大致为0。另一方面，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的中高负荷运 转区域中，发动机负荷降低时，伴随与此，为了减少吸入空气量而使进气门7的关闭时期延 迟。如上所述，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的中高负荷运转区域 中，由于节气门17的开度及EGR率被维持为一定，因此向燃烧室5内供给的吸入空气量不 通过节气门17及EGR控制阀M而通过改变进气门7的关闭时期进行控制。此外，在负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的中高负荷运转区域 中，为了使实际压缩比为大致一定，随着发动机负荷降低，即随着进气门7的关闭时期延迟 而使机械压缩比增大。需要说明的是，进气门7的关闭时期在负荷比发动机负荷L2低的中高负荷运转区 域中随着发动机负荷升高而提前，在发动机负荷L2达到提前角侧极限关闭时期，因此能够 将发动机负荷L2称为进气门7的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷。发动机负荷进一步降低时，进气门7的关闭时期进一步延迟，发动机负荷下降到L3 时，进气门7的关闭时期成为延迟角侧极限关闭时期。在此，将EGR气体向燃烧室5内供给 时(图中的实线)的进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期的发动机负荷L3低 于未将EGR气体向燃烧室5内供给时(图中的虚线)的进气门7的关闭时期达到延迟角侧 极限关闭时期的发动机负荷L2。其理由如下所述。与有无EGR气体导入无关地，能够通过进气门7的关闭时期控制的进气气体(包 含空气和EGR气体这两者在内的气体)的总量的极限值为一定。未导入EGR气体时，进气 气体全部为空气(新气)，因此能够通过进气门7的关闭时期控制的空气与总进气气体量的 极限值一致。另一方面，导入EGR气体时，由于进气气体的一部分为EGR气体，因此能够通 过进气门7的关闭时期控制的空气(新气)的量比总进气气体量的极限值少。因此，进气 门7的关闭时期达到延迟角侧极限时期的发动机负荷在将EGR气体向燃烧室5内供给时比 未将EGR气体向燃烧室5内供给时低。从图9的实线可知，在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时 的发动机负荷L3高的低中负荷运转区域中，由于进气管内的压力被大致维持为大气压，因 此在此种区域中，泵损大致为0。因此，与未将EGR气体向燃烧室5内供给的情况相比，进行 供给的情况下不发生泵损的区域较宽，由此能够改善燃耗。进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时，在负荷比此时的发动机负荷 L3低的低负荷运转区域中，进气门7的关闭时期被保持为延迟角侧极限关闭时期。另外，在图9中实线所示的例子中，随着发动机负荷从发动机高负荷运转状态开 始下降而使机械压缩比增大，当发动机负荷下降到L3时，机械压缩比达到最大机械压缩比。 在负荷比机械压缩比达到最大机械压缩比时的发动机负荷L3低的低负荷运转区域中，机械 压缩比被保持为最大机械压缩比。该最大机械压缩比被设定为使负荷比进气门7的关闭时 期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷L3低的低负荷运转区域中的实际压缩比与 负荷比发动机负荷L3高的低中负荷运转区域中的实际压缩比大致相同。例如，负荷比发动 机负荷L3低的低负荷运转区域中的实际压缩比相对于负荷比发动机负荷L3高的低中负荷运转区域中的实际压缩比为大致士 10%的范围内，优选为士 5%的范围内。另一方面，当进气门7的关闭时期被保持为延迟角侧极限关闭时期时，则已经无 法通过进气门7的关闭时期的变化来控制吸入空气量。在图9中实线所示的例子中，在负 荷比此时即进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷L3低的低负 荷运转区域中，通过节气门17控制向燃烧室5内供给的吸入空气量。其中，进行基于节气 门17的吸入空气量的控制时，如图9中实线所示，泵损增大。另外，在本发明的实施方式中，在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限 关闭时期时的发动机负荷L3低的低负荷运转区域中，EGR率也被保持为大致一定，且被保持 的EGR率与负荷比发动机负荷L3高的低中负荷运转区域中的EGR率大致相同。例如，在负 荷比发动机负荷L3低的低负荷运转区域中的EGR率相对于负荷比发动机负荷L3高的低中 负荷运转区域中的EGR率为大致士 10%的范围内，优选为士5%的范围内。如以上说明所述，在本发明的实施方式中，在大致整个发动机负荷区域中，在将 EGR气体向燃烧室5内供给时(图9中的实线)，与未将EGR气体向燃烧室5内供给时(图 9中的虚线)相比，实际压缩比升高，其结果是，理论热效率升高。即，将EGR气体向燃烧室5内供给时，由于燃烧室5内的混合气难以自点火，因此 能抑制爆震的发生(爆震耐性升高)。因此，在将EGR气体向燃烧室5内供给时，与未将EGR 气体向燃烧室5内供给时相比，即使提高实际压缩比也不会发生爆震。因此，在本发明的实 施方式中，将EGR气体向燃烧室5内供给时，与未将EGR气体向燃烧室5内供给时相比，提 高了实际压缩比。而且，从图7可知，提高实际压缩比时，理论热效率升高。尤其是在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负 荷“低的低负荷运转区域中，无法进一步使进气门7的关闭时期延迟。因此，在本发明的实 施方式中，在将EGR气体向燃烧室5内供给时，与未将EGR气体向燃烧室5内供给时相比， 通过提高机械压缩比而提高了实际压缩比。在此，从图7可知，虽然也能够通过提高实际压缩比而提高热效率，但也能够通过 提高机械压缩比(即膨胀比)而提高热效率。因此，根据本发明的实施方式，在负荷比进气 门7的关闭时期达到延迟角侧关闭时期时的发动机负荷L3低的低负荷运转区域中，除了提 高实际压缩比之外，还提高了机械压缩比(即膨胀比)，因此能够使热效率极高。另外，在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷 L3高且负荷比进气门7的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷“低的区域 (L3 L2)中，在将EGR气体向燃烧室5内供给时(图9中的实线)，与未将EGR气体向燃烧 室5内供给时(图9中的虚线)相比，通过使进气门7的关闭时期提前及提高机械压缩比 而提高实际压缩比。由此，在此种区域中，除了提高实际压缩比之外，还提高了机械压缩比， 因此能够使热效率较高。需要说明的是，在图9中实线所示的例子中，在负荷比进气门7的关闭时期达到提 前角侧极限关闭时期时的发动机负荷L2低的中高负荷运转区域中，使EGR率保持为大致一 定。然而，使进气门7的关闭时期提前时，由于燃烧室5内产生的气流增大，因此燃烧室5 内的混合气容易燃烧。因此，即使向燃烧室5内供给的EGR气体的量增多，也能抑制转矩变 动增大的情况。因此，在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动 机负荷L3高且负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷L2低的区域(L3 L2)中，即在随着发动机负荷增大而进气门7的关闭时期提前的区域中，也可 以伴随发动机负荷的增大(即，伴随进气门7的关闭时期的提前)而提高EGR率。这种情 况下，实际压缩比伴随EGR率升高而升高。另外，使设定EGR率对应于发动机负荷以外的运转参数进行变化。换言之，即使发 动机负荷相同，也使设定EGR率对应于发动机负荷以外的运转参数进行变化。例如，在发动 机转速高时，进气气体的流速加快，燃烧室5内的混合气中容易产生湍流，容易燃烧，因此 使设定EGR率升高。而且，发动机冷却水较低时，即内燃机的冷却开始时，混合气难以燃烧， 若EGR率升高则会导致失火，因此使设定EGR率较低。如此，在设定EGR率对应于发动机负荷以外的参数而进行变化时，实际压缩比也 对应于设定EGR率的变化而进行变化。图10是表示EGR率与实际压缩比的关系的图。如图10所示，对于实际压缩比，EGR 率越高则实际压缩比越高。这是因为，EGR率越高就越提高实际压缩比也不会发生爆震。但 是，当EGR率过高时，燃烧室5内的混合气的燃烧变得不稳定，会导致转矩变动等。因此，将 设定EGR率设定在基于发动机负荷、发动机转速等决定的某一定的EGR率X以下的范围内。需要说明的是，图9中的点划线表示设定EGR率比较低时的各参数的变化。从图 中可知，设定EGR率比较低时，与设定EGR率高时(图中的实线)相比，实际压缩比低。而 且，设定EGR率低时EGR率达到设定EGR率的发动机负荷高于设定EGR率高时EGR率达到 设定EGR率的发动机负荷L2，而且，设定EGR率低时进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限 关闭时期的发动机负荷高于设定EGR率高时进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时 期的发动机负荷L3。此外，在图9中所示的例子中，在负荷比进气门7的关闭时期达到延迟角侧极限关 闭时期时的发动机负荷L3高且负荷比EGR率达到设定EGR率时的发动机负荷L2低的区域 (L3 L2)中，基于发动机运转状态而设定EGR率，并基于该设定EGR率而算出实际压缩比， 以成为该实际压缩比的方式控制机械压缩比。即，在图9中所示的例子中，机械压缩比对应 于发动机运转状态进行变化。相对于此，在此种区域中，也可以仅基于发动机负荷来控制机械压缩比。该情况如 图11所示。图11表示与某发动机转速下的发动机负荷相应的机械压缩比、实际压缩比、进气 门7的关闭时期、进气管内的压力、节气门17的开度、EGR率的各变化，是与图9同样的图。 在图11中实线所示的例子中，在发动机负荷为L1至L2的区域中，无论是在将EGR气体向燃 烧室5内供给时(图中的实线)还是未将EGR气体向燃烧室5内供给时(图中的虚线)，都 对应于发动机负荷同样地控制机械压缩比。即，在图11中实线所示的例子中，仅基于发动 机负荷来控制机械压缩比。通过如此控制机械压缩比，与图9所示的情况相比，能够容易地 进行机械压缩比的控制。此外，这种情况下，在发动机负荷为L1至L2的区域中，在将EGR气体向燃烧室5内 供给时(图11中的实线)，与未将EGR气体向燃烧室5内供给时(图11中的虚线)相比， 不通过提高机械压缩比而仅通过使进气门7的关闭时期提前而提高实际压缩比。图12是表示本发明的实施方式的火花点火式内燃机的运转控制的控制例行程序 的流程图。参照图12，首先，在步骤11中基于负荷传感器41的输出而检测发动机负荷L。接下来，在步骤S12中，判定步骤Sll中检测到的发动机负荷L是否为进气门7的关闭时期 达到延迟角侧极限关闭时期的负荷L3以下。在步骤S12中，判定为发动机负荷L为负荷L3以下时向步骤S13前进。在步骤S13 中，基于内燃机的运转参数(发动机转速、发动机冷却水温等)，算出目标EGR率。作为算出 目标EGR率时的运转参数，也可以使用发动机负荷。接下来，在步骤S14中，基于步骤S13中算出的目标EGR率，使用图10所示的映射， 算出目标实际压缩比。接下来，在步骤S15中，将进气门7的目标关闭时期设定为延迟角侧 极限关闭时期。在步骤S16中，以当进气门7的关闭时期处于延迟角侧极限关闭时期时使 实际压缩比成为步骤S14中算出的目标实际压缩比的方式算出目标机械压缩比。接下来， 在步骤S17中，以使向燃烧室5内供给的吸入空气量成为与发动机负荷相应的吸入空气量 的方式算出目标节气门开度。另一方面，在步骤S12中，当判定为发动机负荷L高于进气门7的关闭时期达到延 迟角侧极限关闭时期的负荷L3时，向步骤S18前进。在步骤S18中，与步骤S13同样地算 出目标EGR率。接下来，在步骤S19中，基于步骤S18中算出的目标EGR率，使用图10所示 的映射，算出目标实际压缩比。接下来，在步骤S20中，基于发动机负荷、目标EGR率，以使 向燃烧室5内供给的吸入空气量(新气量)成为与发动机负荷相应的吸入空气量的方式算 出进气门7的目标关闭时期。在步骤S21中，当进气门7的关闭时期处于步骤S20中算出 的进气门7的目标关闭时期时，以使实际压缩比成为步骤S19中算出的目标实际压缩比的 方式算出目标机械压缩比。接下来，在步骤S22中，基于步骤S18中算出的目标EGR率，以 使进气管内的压力成为大气压的方式算出目标节气门开度。在步骤S23中，以使机械压缩比成为步骤S16或S21中算出的目标机械压缩比的 方式控制可变压缩比机构A，以使进气门7的关闭时期成为步骤S15或S20中算出的目标关 闭时期的方式控制可变气门正时机构。而且，以使节气门17的开度成为步骤S17或S22中 算出的目标节气门开度的方式控制节气门17，以使EGR率成为步骤S13或S18中算出的目 标EGR率的方式控制EGR控制阀24，而结束控制例行程序。需要说明的是，在本发明中虽然基于特定的实施方式进行了详细说明，但本领域 技术人员不脱离本发明的权利要求书的范围及思想而能够进行各种变更、修正等。
0128]标号说明0129]1..曲轴箱0130]2..气缸体0131]3..气缸盖0132]4..活塞0133]5..燃烧室0134]7..进气门0135]23..EGR通路0136]24..EGR控制阀0137]25..EGR冷却装置0138]A..可变压缩比机构0139]B..可变气门正时机构
权利要求
1.一种火花点火式内燃机，具备能够变更机械压缩比的可变压缩比机构、能够控制进 气门的关闭时期的可变气门正时机构及经由EGR通路将废气的一部分作为EGR气体再次向 燃烧室内供给的EGR机构，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比使机械压缩 比提高，其中，EGR率越高则越提高实际压缩比。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机低负荷运转时通过提高机械压缩比来提高实际压缩比。
3.根据权利要求1或2所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中负荷运转时通过使进气门的关闭时期提前来提高实际压缩比。
4.根据权利要求3所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中负荷运转时，除了通过使进气门的关闭时期提前之外，还通过提高机械压 缩比来提高实际压缩比。
5.根据权利要求1 4中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机低中负荷运转时通过上述EGR机构向燃烧室内供给EGR气体。
6.根据权利要求1 5中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中高负荷运转时，随着发动机负荷升高而使进气门的关闭时期提前至提前角 侧极限关闭时期。
7.根据权利要求6所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时 的发动机负荷低的区域中，通过改变进气门的关闭时期而控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
8.根据权利要求6或7所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时 的发动机负荷低的区域中，发动机负荷越高越使EGR率提高。
9.根据权利要求8所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时 的发动机负荷低的区域中，发动机负荷越高越使节气门的开度减小。
10.根据权利要求6或7所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时 的危难负荷低的区域中，与发动机负荷无关地将EGR率保持为大致一定。
11.根据权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机中高负荷运转时，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时 的发动机负荷低的区域中，与发动机负荷无关地将节气门的开度保持为相比全开有所关闭 的大致一定的开度。
12.根据权利要求6 11中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷高的区域中， 将进气门的关闭时期保持为提前角侧极限关闭时期。
13.根据权利要求12所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷高的区域中，随着发动机负荷升高而增大节气门的开度。
14.根据权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭时期达到提前角侧极限关闭时期时的发动机负荷高的区域中， 通过改变节气门的开度而控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
15.根据权利要求1 14中任一项所述的火花点火式内燃机，其中，在发动机低负荷运转时，随着发动机负荷变低而使进气门的关闭时期延迟至能控制向 燃烧室内供给的吸入空气量的延迟角侧极限关闭时期。
16.根据权利要求15所述的火花点火式内燃机，其中，在负荷比进气门的关闭时期达到延迟角侧极限关闭时期时的发动机负荷低的区域中， 通过改变节气门的开度而控制向燃烧室内供给的吸入空气量。
17.根据权利要求1 16中任一项所述的火花点火式内燃机，其中， 在发动机低负荷运转时使机械压缩比为最大机械压缩比。
18.根据权利要求1 17中任一项所述的火花点火式内燃机，其中， 在发动机低负荷运转时使膨胀比为20以上。
全文摘要
本发明的火花点火式内燃机具备能够变更机械压缩比的可变压缩比机构(A)、能够控制进气门的关闭时期的可变气门正时机构(B)、经由EGR通路将废气的一部分作为EGR气体再次向燃烧室内供给的EGR机构(23、24、25)。在火花点火式内燃机中，在发动机低负荷运转时与发动机高负荷运转时相比使机械压缩比提高，并且，EGR率越高则越提高实际压缩比。
文档编号F02D15/04GK102137993SQ200980134170
公开日2011年7月27日 申请日期2009年5月1日 优先权日2009年5月1日
发明者冈田吉弘, 林力一 申请人:丰田自动车株式会社