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 火花点火式内燃机。
背景技术：
本申请申请人在日本特开2007-303423号公报中提出了如下的火花点火式内燃机，该火花点火式内燃机具备能够改变机械压缩比的可变压缩比机构、和能够改变进气门的闭门正时的可变闭门正时机构，在内燃机低负荷运行时，将机械压缩比设得比内燃机高负荷运行时高并将膨胀比设为20以上。在该火花点火式内燃机中，在内燃机低负荷运行时将机械压缩比(膨胀比)设为 20以上，并且将进气门的闭门正时设为从进气下死点偏离的正时，由此相对于机械压缩比而将实际压缩比维持得较低，抑制了由于实际压缩比变高引起的爆震发生，同时实现了极高的热效率。当为了减少向燃烧室内吸入的吸入空气量而使进气门的闭门正时以从进气下死点偏离的方式延迟时，一度被吸入到燃烧室内的进气的一部分被上升的活塞挤压而被返回到内燃机进气通路内。越使进气门的闭门正时延迟，则向内燃机进气通路内的进气的返回量越多，另外越使进气门的闭门正时延迟，则向内燃机进气通路内的进气的返回强度越强。 在日本特开2007-303423号公报中记载的火花点火式内燃机中，有时使进气门的闭门正时极端地延迟，在这样的情况下进气的返回量变得极其多，另外进气的返回强度变得极其强。在如此进气的返回多且强的状况下，特别在内燃机冷机启动时，在气缸间空燃比 (燃料相对于供给到燃烧室内的空气的比率)产生偏差。S卩，在内燃机冷机启动时，有时从燃料喷射阀喷射的燃料难以雾化(或者气化，以下“雾化”包括“气化”)，在混合气内会出现燃料浓度高的部分和燃料浓度低的部分。但是， 若向内燃机进气通路内的混合气的返回少且弱，则返回的混合气不会被吸入到其他的气缸内，而是在下一个周期中再次被吸入到该气缸中。因此，结果气缸间的空燃比的偏差鲜少发生。另一方面，若向内燃机进气通路内的混合气的返回多且强，则返回来的混合气的一部分被吸入到相邻的气缸等。如上所述在内燃机冷机启动时有时在混合气内出现燃料浓度高的部分和燃料浓度低的部分，在该情况下，若向内燃机进气通路内返回且被吸入到相邻的气缸的混合气为燃料浓度高的部分，则被吸入到该相邻的气缸等的混合气的空燃比比目标空燃比浓，并且被吸入到原来的气缸的混合气的空燃比比目标空燃比稀。相反，若向内燃机进气通路内返回且被吸入到相邻的气缸的混合气为燃料浓度低的部分，则被吸入到该相邻的气缸的混合气的空燃比比目标空燃比稀，并且被吸入到原来的气缸的混合气的空燃比比目标空燃比浓。因此，在气缸间会发生空燃比的偏差。如此，在内燃机冷机启动时，当通过延迟进气门的闭门正时而使向内燃机进气通路内的混合气的返回多且强时，在气缸间会发生空燃比的偏差。
发明内容
于是，鉴于上述问题，本发明的目的在于，在通过主要改变进气门的闭门正时来控制吸入空气量的内燃机中，抑制产生在内燃机冷机启动时可能发生的气缸间的空燃比的不均。作为用于解决上述课题的手段，本发明提供在权利要求的各项中记载的火花点火式内燃机。在本发明的第1方式中，火花点火式内燃机具备在进气下死点以后能够改变进气门的闭门正时的可变闭门正时机构，通过主要改变进气门的闭门正时来控制供给到燃烧室内的吸入空气量，在内燃机冷机运行时，与内燃机暖机运行时相比使进气门的闭门正时提前。在本发明的第2方式中，在内燃机冷机运行时，进气系统壁面温度越低，则越是增大与内燃机暖机运行时相比使进气门的闭门正时提前的程度。在本发明的第3方式中，在内燃机进气通路内还具备节气门，在内燃机冷机运行时使进气门的闭门正时提前了时，减小节气门的开度。在本发明的第4方式中，在内燃机冷机运行时，使进气门的闭门正时提前的程度在内燃机转速低时比转速高时大。在本发明的第5方式中，在内燃机冷机运行时，使进气门的闭门正时提前的程度在内燃机负荷低时比负荷高时大。在本发明的第6方式中，在内燃机冷机运行时，使进气门的闭门正时提前的程度在供给到该内燃机的燃料的气化率低时比气化率高时大。在本发明的第7方式中，还具备能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，在内燃机冷机运行时，与内燃机暖机运行时相比减小机械压缩比。在本发明的第8方式中，火花点火式内燃机具备在进气下死点以后能够改变进气门的闭门正时的可变闭门正时机构，通过主要改变进气门的闭门正时来控制供给到燃烧室内的吸入空气量，进气门的闭门正时被限制在比迟角保护正时提前的进角侧，内燃机冷机运行时的迟角保护正时，与内燃机暖机运行时相比被设定为进角侧的正时。在本发明的第9方式中，在内燃机冷机运行时，进气系统壁面温度越低，则与内燃机暖机运行时相比越是将迟角保护正时设定在进角侧。在本发明的第10方式中，在内燃机冷机运行时，迟角保护正时在内燃机转速低时与转速高时相比被设定在进角侧。在本发明的第11方式中，在内燃机冷机运行时，迟角保护正时在内燃机负荷低时与负荷高时相比被设定在进角侧。在本发明的第12方式中，在内燃机冷机运行时，迟角保护正时在供给到该内燃机的燃料的气化率低时与气化率高时相比被设定在进角侧。在本发明的第13方式中，还具备能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，在内燃机低负荷运行时，与内燃机高负荷运行时相比提高机械压缩比。在本发明的第14方式中，在内燃机低负荷运行时机械压缩比被设为最大机械压缩比。在本发明的第15方式中，在内燃机低负荷运行时膨胀比被设为20以上。
在本发明的第16方式中，作为表示所述进气系统壁面温度的值而使用内燃机冷却水温。在本发明的第17方式中，还具备在内燃机进气通路的至少一部分的周围使内燃机冷却水流通的冷却水流通路，在进气系统壁面温度比内燃机冷却水温低时使内燃机冷却水向所述冷却水流通路流通。在本发明的第18方式中，即使在进气系统壁面温度比内燃机冷却水温低时，在内燃机高负荷运行时也不使内燃机冷却水向所述冷却水流通路流通。在本发明的第19方式中，还具备检测从内燃机停止到再启动的经过时间的经过时间算出单元，在由经过时间算出单元检测出的所述经过时间比预先确定的时间短时，判断为内燃机再启动后的内燃机处于内燃机暖机运行中。以下，根据附图和本发明的优选方式的记载，能够进一步充分理解本发明。
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和图3B是图解地表示的内燃机的侧面剖面图。图4是表示可变气门正时机构的图。图5A和图5B是表示进气门以及排气门的升程量的图。图6A 图6C是用于说明机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比的图。图7是表示理论热效率与膨胀比的关系的图。图8A和图8B是用于说明通常周期和超高膨胀比周期的图。图9是表示与内燃机负荷相应的机械压缩比等的变化的图。图IOA和图IOB是表示混合气从燃烧室内向内燃机进气通路内返回的形态的图。图IlA和图IlB是用于说明混合气的返回与气缸间的内燃机空燃比的偏差的关系的图。图12是表示内燃机冷却水温与进气门闭门的迟角保护正时的关系的图。图13是表示与内燃机负荷相应的进气门7的闭门正时、节气门开度、吸入空气量的各变化的图。图14是表示第一实施方式的运行控制的控制程序的流程图。图15是表示内燃机冷却水温与进气门闭门的迟角保护正时的关系的图。图16A 图16C是表示内燃机转速、内燃机负荷以及重质燃料浓度与迟角侧修正量的关系的图。图17是表示与内燃机负荷相应的进气门7的闭门正时、节气门开度、吸入空气量的各变化的图。图18是表示第二实施方式的运行控制的控制程序的流程图的一部分。图19是表示第三实施方式的运行控制的控制程序的流程图的一部分。图20是概略地表示第三实施方式的火花点火式内燃机的冷却系统的图。图21是与图1同样的图，是表示第三实施方式的火花点火式内燃机的侧面剖面图的图。图22是表示内燃机冷却水的循环控制的控制程序的流程图。图23A和图23B是概略地表示与经过时间相应的通常控制与冷机时控制的切换的图。
图24A和图24B是表示内燃机冷却水温与温度保障时间及温度上升保障时间的关系的图。
具体实施例方式以下，参照附图对本发明的实施方式进行详细说明。在以下的说明中，对同样的构成要素标记同一参照序号。图1表示火花点火式内燃机的侧面剖面图。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表示配置于燃烧室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经由进气支管11连结于气室12，在各进气支管11上配置了用于向分别对应的进气口 8内喷射燃料的燃料喷射阀13。燃料喷射阀13可以配置在各燃烧室 5内来代替安装在各进气支管11上。气室12经由进气管14连结于空气滤清器15，在进气管14内配置有由执行器16 驱动的节气门17和使用了例如红外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连接于内置了例如三元催化剂的催化剂转换器20，在排气歧管19内配置有空燃比传感器21。而且，在进气口 8配置了用于检测进气口 8的壁面温度的壁温传感器22。 排气歧管19与气室12经由再循环排气(以下称为EGR气)用的EGR通路23相互连结，在该EGR通路23内配置有EGR控制阀24。另外，在EGR通路23周围配置了用于冷却在EGR 通路23内流动的EGR气的EGR冷却装置25。在图1所示的内燃机中，向EGR冷却装置25 内导入内燃机冷却水，通过该内燃机冷却水对EGR气进行冷却。在以下的说明中，将进气口 8、进气支管11、气室12、进气管14统合称为内燃机进气通路。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的连结部设置有可变压缩比机构A，该可变压缩比机构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变化，从而改变活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积，此外设置有能够控制进气门7的闭门正时的可变气门正时机构B。电子控制单元30包括数字计算机，具备由双向总线31相互连接的R0M(read only memory,只读存储器)32、RAM (random access memory,随机存取存储器)33、CPU (micro processor，微处理器)34、输入端口 35以及输出端口 36。吸入空气量检测器18的输出信号、空燃比传感器21的输出信号以及壁温传感器22的输出信号分别经由对应的AD变换器 37输入到输入端口 35。此外，在加速踏板40上连接有产生与加速踏板40的踏下量L成比例的输出电压的负荷传感器41，负荷传感器41的输出电压经由对应的AD变换器37输入到输入端口 35。而且，在输入端口 35上还连接有当曲轴每旋转例如30°时产生输出脉冲的曲轴转角传感器42。另一方面，输出端口 36经由对应的驱动电路38连接于火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用执行器16、EGR控制阀23、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B。
图2示出了图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3A和图3B示出了图解地表示的内燃机的侧面剖面图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成了彼此存在间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成了截面圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成了彼此存在间隔且分别嵌入到对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些各突出部52内也分别形成了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上隔一地固定有以能够旋转的方式插入到各凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56与各凸轮轴54、55 的旋转轴线形成为共轴。另一方面，在各圆形凸轮56之间，延伸有如在图3A和图3B中以阴影所示相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线而偏心配置的偏心轴57，在该 偏心轴57上以偏心配置、能够旋转的方式安装有另外的圆形凸轮58。如图2所示，这些圆形凸轮58被配置在各圆形凸轮56之间，这些圆形凸轮58以能够旋转的方式插入到对应的各凸轮插入孔53 内。从图3A所示的状态来看，若使在各凸轮轴54、55上固定的圆形凸轮56如图3A中以实线箭头所示那样沿彼此相反方向旋转，则偏心轴57向下方中央移动，所以圆形凸轮58 在凸轮插入孔53内如图3A的虚线箭头所示那样沿与圆形凸轮56相反方向旋转，如图3B 所示那样若偏心轴57移动至下方中央则圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。比较图3A与图3B可知，曲轴箱1与气缸体2的相对位置根据圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心的距离而确定，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越远离曲轴箱1。若气缸体2远离曲轴箱1，则活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积增大，因此能够通过使各凸轮轴54、55旋转，从而改变活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。如图2所示那样，为了使各凸轮轴54、55在彼此相反方向上进行旋转，在驱动电机 59的旋转轴上分别安装有螺旋方向相反的一对蜗轮61、62，与这些蜗轮61、62啮合的齿轮 63、64分别被固定在各凸轮轴54、55的端部。在本实施方式中，能够通过驱动驱动电机59， 从而在较广范围内改变活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5的容积。从图1至图3B示出的可变压缩比机构A表示了一个例子，也能够采用任意形式的可变压缩比机构。另一方面，图4示出了针对在图1中用于驱动进气门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由凸轮相位变更部Bl和凸轮作用角变更部B2构成，所述凸轮相位变更部Bl被安装在凸轮轴70的一端、用于改变凸轮轴70的凸轮的相位，所述凸轮作用角变更部B2被配置在凸轮轴70与进气门7的气门挺柱26之间、将凸轮轴70的凸轮的作用角变更为不同的作用角并将其传递至进气门7。关于凸轮作用角变更部B2，在图4中示出了侧面剖面图和平面图。首先对可变气门正时机构B的凸轮相位变更部Bl进行说明，该凸轮相位变更部Bl 具备同步轮71，其通过内燃机的曲轴经由同步带沿箭头方向旋转；圆筒状壳72，其与同步轮71 —起旋转；旋转轴73，其与凸轮轴70—起旋转且能够相对于圆筒状壳72而相对旋转； 多个区隔壁74，其从圆筒状壳72的内周面延伸到旋转轴73的外周面；以及叶片75，其在各区隔壁74之间从旋转轴73的外周面延伸到圆筒状壳72的内周面，在各叶片75的两侧分别形成有进角用液压室76和迟角用液压室77。对各液压室76、77的工作液的供给控制由工作液供给控制阀78来进行。该工作液供给控制阀78具备分别连结于各液压室76、77的液压口 79、80 ；从液压泵81吐出的工作液的供给口 82 ；—对排出口 83、84 ；进行各口 79、80、82、83、84间的连通切断控制的随动阀85。 在应当使凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使随动阀85向下方移动，从供给口 82供给的工作液经由液压口 79被供给到进角用液压室76，并且迟角用液压室77内的工作液从排出口 84排出。此时旋转轴73相对于圆筒状壳72沿箭头X方向相对旋转。与此相对，在应当延迟凸轮轴70的凸轮的相位时，在图4中使随动阀85向上方移动，从供给口 82供给的工作液经由液压口 80被供给到迟角用液压室77，并且进角用液压室 76内的工作液从排出口 83排出。此时旋转轴73相对于圆筒状壳72沿与箭头X相反的方向相对旋转。在旋转轴73相对于圆筒状壳72而相对旋转时，若随动阀85返回到图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被保持在当时的相对旋转位置。因此， 能够通过凸轮相位变更部Bl将凸轮轴70的凸轮的相位如图5A所示那样提前或延迟希望的量。也就是说，能够通过凸轮相位变更部Bl任意地提前或延迟进气门7的闭门正时。接下来对可变气门正时机构B的凸轮作用角变更部B2进行说明，该凸轮作用角变更部B2具备控制杆90，其与凸轮轴70平行并列配置、且通过执行器91沿轴线方向移动； 中间凸轮94，其与凸轮轴70的凸轮92接合、且以能够滑动的方式与在控制杆90上形成的沿轴线方向延伸的花键93配合；以及摇动凸轮96，其为了驱动进气门7而与气门挺柱26接合、且以能够滑动的方式与在控制杆90上形成的螺旋状地延伸的花键95配合，在摇动凸轮 96上形成有凸轮97。若凸轮轴70旋转，则通过凸轮92使中间凸轮94通常摇动一定的角度，此时摇动凸轮96也摇动一定的角度。另一方面，中间凸轮94和摇动凸轮96以在控制杆90的轴线方向上不能移动的方式被支持，因此在控制杆90通过执行器91沿轴线方向移动时，摇动凸轮96相对于中间凸轮94而相对旋转。根据中间凸轮94与摇动凸轮96的相对旋转位置关系，在凸轮轴70的凸轮92开始与中间凸轮94接合时摇动凸轮96的凸轮97开始与气门挺柱26接合的情况下，如图5B 中a所示那样进气门7的开门期间和升程变为最大。与此相对，若通过执行器91使摇动凸轮96相对于中间凸轮94沿图4的箭头Y方向相对旋转，则凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94接合之后，经过不久摇动凸轮96的凸轮97与气门挺柱26接合。在该情况下，如图5B 中b所示那样进气门7的开门期间和升程量变得比a小。若摇动凸轮96相对于中间凸轮94进一步沿图4的箭头Y方向相对旋转，则如图 5B中c所示那样进气门7的开门期间和升程量进一步变小。也就是说，能够通过由执行器 91改变中间凸轮94与摇动凸轮96的相对旋转位置，从而任意地改变进气门7的开门期间 (作用角)。但是，在该情况下，进气门7的开门期间变得越短，则进气门7的升程量变得越小。如此，能够通过凸轮相位变更部Bl任意地改变进气门7的闭门正时，能够通过凸轮作用角变更部B2任意地改变进气门7的闭门期间，所以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任意地改变进气门7的开门正时和开门期间、即进气门7的开门正时和闭门正时。
图1和图4所示的可变气门正时机构B表示一个例子，也能够采用图1和图4所示例以外的各种形式的可变气门正时机构。特别地，在本发明的实施方式中，只要是能够改变进气门7的闭门正时的可变闭门正时机构，可以使用任何形式的机构。此外，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对本申请中使用的用语的意思进行说明。在图6A 图 6C中为了说明而示出了燃烧室容积为50ml、活塞的行程容积为500ml的发动机，在这些图 6A 图6C中，所谓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)/燃烧室容积来表示。在图6A所示例中该机械压缩比为(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地开始压缩作用时到活塞到达上死点为止的实际的活塞行程容积和燃烧室容积而确定的值，该实际压缩比由 (燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积来表示。也就是说，如图6B所示那样在压缩行程中即使活塞开始上升但在进气门开启的期间并不进行压缩作用，而是从进气门关闭时起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那样来表示。在图 6B所 示例中该实际压缩比为(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而确定的值，该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6C所示例中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml = 11。接下来参照图7、图8A以及图8B对本发明中最基本的特征进行说明。图7示出了理论热效率与膨胀比的关系，图8A和图8B示出了本发明中与负荷相应分开使用的通常周期与超高膨胀比周期的比较。图8A示出了进气门在下死点附近关闭、大体从压缩下死点附近由活塞开始压缩作用的情况的通常周期。在该图8A所示例中，也与图6A 图6C所示例同样，燃烧室容积设为50ml、活塞的行程容积设为500ml。从图8A可知，在通常周期中机械压缩比为 (50ml+500ml)/50ml = 11，实际压缩比也约为 11，膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml = 11。也就是说，在通常的内燃机中机械压缩比、实际压缩比、和膨胀比大致相等。图7中的实线示出了在实际压缩比与膨胀比大致相等的情况下的、即通常周期中的理论热效率的变化。可知在该情况下，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，在通常周期中为了提高理论热效率，提高实际压缩比即可。然而， 由于在内燃机高负荷运行时的爆震产生的制约，实际压缩比最大只能提高至12左右，这样在通常周期中不能充分地提高理论热效率。另一方面，对严密地区分机械压缩比和实际压缩比来提高理论热效率的情况进行研究，发现理论热效率由膨胀比支配，实际压缩比几乎不对理论热效率产生影响。也就是说，若提高实际压缩比，则虽然爆发力提高，但为了压缩需要较大的能量，这样即使提高实际压缩比，理论热效率也几乎不能提高。与此相对，若增大膨胀比，则在膨胀行程时对活塞按压力作用的期间变长，这样活塞向曲轴提供旋转力的期间变长。因此，若膨胀比越来越大，则理论热效率变高。图7的虚线ε = 10示出了在将实际压缩比固定为10的状态下提高了膨胀比的情况下的理论热效率。如此可知在将实际压缩比维持在较低值的状态下提高了膨胀比时的理论热效率的上升量、与在如图7的实线所示使实际压缩比和膨胀比都增大的情况下的理论热效率的上升量没有大的差别。如此，若实际压缩比被维持在较低值，则不会发生爆震，因此，若在将实际压缩比维持在较低值的状态下提高膨胀比，则能够阻止爆震的发生且大幅地提高理论热效率。图 8B示出了使用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B，将实际压缩比维持在较低值且提高膨胀比的情况的一例。
参照图8B，在该例中通过可变压缩比机构A使燃烧室容积从50ml减少至20ml。 另一方面，通过可变气门正时机构B使实际的活塞行程容积从500ml变为200ml，延迟进气门的闭门正时。其结果，在该例中实际压缩比变为(20ml+200ml)/20ml = 11，膨胀比变为 (20ml+500ml)/20ml = 26。在图8A所示的通常周期中如上所述实际压缩比约为11、膨胀比为11，与该情况相比，可知在图8B所示的情况下仅膨胀比被提高至26。因此，将图8B所示的周期称为超高膨胀比周期。如前所述那样一般而言，在内燃机中内燃机负荷越低则热效率越恶化，因此为了提高车辆行驶时的热效率，即为了提高燃料经济性，需要提高内燃机低负荷运行时的热效率。另一方面，在图8B所示的超高膨胀比周期中，为了减小压缩行程时的实际的活塞行程容积，能够吸入到燃烧室5内的吸入空气量变少，因此该超高膨胀比周期只能在内燃机负荷较低时采用。因此，在本发明中在内燃机低负荷运行时设为图8B所示的超高膨胀比周期，在内燃机高负荷运行时设为图8A所示的通常周期。接下来参照图9对运行控制整体进行说明。在图9中示出了与内燃机负荷相应的机械压缩比、膨胀比、进气门7的闭门正时、 实际压缩比、吸入空气量、节气门17的开度以及吸排气损失(泵送损失)的各变化。在本发明的实施方式中，为了通过催化转换器20内的三元催化剂同时降低排气气体中的未燃HC、 CO以及NOx，通常燃烧室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。如上所述在内燃机高负荷运行时执行图8A所示的通常周期。因此，如图9所示那样此时机械压缩比被设得较低，因此膨胀比较低，进气门7的闭门正时被提早。此外，此时吸入空气量多，此时节气门17的开度被保持在全开或大致全开，因此吸排气损失变为零。另一方面，如图9所示那样若内燃机负荷变低，则与此相伴为了减少吸入空气量而延迟进气门7的闭门正时。另外，此时为了将实际压缩比保持为大致一定，如图9所示那样随着内燃机负荷变低，增大机械压缩比，因此随着内燃机负荷变低，也增大膨胀比。此时节气门17也被保持在全开或大致全开状态，因此供给到燃烧室5内的吸入空气量不依赖于节气门17，而是通过改变进气门7的闭门正时来控制。此时吸排气损失也变为零。如此在内燃机负荷从内燃机高负荷运行状态变低时基于实际压缩比大致一定，随着吸入空气量减少机械压缩比增大。即，与吸入空气量的减少成比例地，活塞4到达压缩上死点时的燃烧室5的容积减少。因此活塞4到达了压缩上死点时的燃烧室5的容积与吸入空气量成比例地变化。此时燃烧室5内的空燃比变为理论空燃比，所以活塞4到达了压缩上死点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地变化。若内燃机负荷进一步变低，则机械压缩比进一步增大，在机械压缩比达到了燃烧室5的构造上界限的界限机械压缩比时，在与机械压缩比达到了界限机械压缩比时的内燃机负荷L1相比负荷较低的区域中，机械压缩比被保持为界限机械压缩比。因此，在内燃机低负荷运行时机械压缩比变得最大，膨胀比也变得最大。换言之，在本发明中，在内燃机低负荷运行时为了得到最大的膨胀比，将机械压缩比设为最大。此外，此时实际压缩比被维持为与内燃机中高负荷运行时大致相同的实际压缩比。 另一方面，如图9所示那样，进气门7的闭门正时随着内燃机负荷变低而被延迟至能够控制供给到燃烧室5内的吸入空气量的界限闭门正时，在与进气门7的闭门正时达到了界限闭门正时时的内燃机负荷L2相比负荷较低的区域中，进气门7的闭门正时被保持在界限闭门正时。若进气门7的闭门正时被保持在界限闭门正时，则已经不能通过进气门7 的闭门正时的变化来控制吸入空气量，因此需要通过某种其他方法来控制吸入空气量。在图9所示的实施方式中，此时，即在与进气门7的闭门正时达到了界限闭门正时时的内燃机负荷L2相比负荷较低的区域中，由节气门17控制供给到燃烧室5内的吸入空气量。但是，若由节气门17进行吸入空气量的控制，则如图9所示那样吸排气损失增大。为了不发生这样的吸排气损失，在与进气门7的闭门正时达到了界限闭门正时时的内燃机负荷L2相比负荷较低的区域中，也能够在将节气门17保持为全开或大致全开的状态下内燃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内并使得成层燃烧。如图9所示那样在内燃机低负荷运行时不管内燃机负荷如何都将实际压缩比保持为大致一定。此时的实际压缩比相对于内燃机中高负荷运行时的实际压缩比而被设为大致士 10%的范围内，优选被设为士 5%的范围内。此外，在本发明的实施方式中，内燃机低速旋转时实际压缩比被设为大致10士 1，即9到11之间。但是，当内燃机转速变高时，因为燃烧室5内的混合气发生混乱而不容易发生爆震，因此在本发明的实施方式中，内燃机转速越高，则实际压缩比越高。另一方面，如上所述在图8B所示的超高膨胀比周期中膨胀比被设为26。该膨胀比越高越好，但从图7可知相对于实际上能够使用的下限压缩比ε =5，只要为20以上就能够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。此外，在图9所示例中，机械压缩比根据内燃机负荷而连续地变化。但是，机械压缩比也能够根据内燃机负荷而阶段性地变化。在进气下死点以后控制进气门的闭门正时的情况下，若使进气门的闭门正时延迟，则一度被吸入到燃烧室5内的混合气的一部分会从燃烧室5内向内燃机进气通路返回。 艮口，如图IOA那样，在进气行程中、即活塞4下降时开启了进气门7的情况下，伴随活塞4的下降，进气被吸入燃烧室5内。另一方面，如图IOB所示那样，在压缩行程中、即活塞4上升时关闭了进气门7的情况下，伴随活塞4的上升，被吸入到燃烧室5内的混合气的一部分从燃烧室5内向内燃机进气通路返回。在活塞4的上升中开启进气门7的期间越长、即进气门7的闭门正时越延迟，则向内燃机进气通路内的混合气的返回量越多。另外，若进气门7闭门时的活塞4的上升速度快、即进气门7的闭门正时较迟，则向内燃机进气通路内的混合气的返回强度变强。特别地，如上所述在内燃机低负荷运行时执行了超高膨胀比周期的情况下，进气门7的闭门正时被延迟至由于进气门7的闭门正时的变化而无法控制吸入空气量的界限闭门正时。因此，在活塞4的上升中开启了进气门7的期间变得极其长，由此从燃烧室5内向内燃机进气通路内的混合气的返回变得极其多且强。如此，当从燃烧室5内向内燃机进气通路内的混合气的返回多且强时，在内燃机冷机启动时，在气缸间以及周期间空燃比会发生偏差。以下参照图IlA和图IlB对其理由进行说明。当从燃烧室5内向内燃机进气通路内的混合气的返回多且强时，混合气的一部分被返回至气室12 (即进气支管11的集合部)。在该情况下，返回至气室12的混合气的一部分不是被吸入原来的气缸内，而是被吸入例如与原来的气缸相邻的气缸和/或在混合气被返回至气室12内时变为了进气行程中的气缸内。
在此，在内燃机暖机运行时(即，不是内燃机冷机启动时的运行时)，因为进气口 8、进气支管11以及气室12等的进气系统的壁面(以下称为“进气系统壁面)以及燃烧室 5的壁面等的温度高，所以从燃料喷射阀13喷射的燃料容易雾化。因此，吸入到燃烧室5内的混合气，其燃料与空气混合得大致均勻。因此，如图IlA所示那样，例如该混合气经由进气支管Ila被返回到气室12，即使该混合气被吸入与连通于该进气支管Ila的气缸5a不同的气缸(例如与进气支管lib连通的气缸5b)内，吸入到该气缸5b的混合气的空燃比也不会较大地偏离目标空燃比。因此，在进气门7关闭时吸入到燃烧室5内的混合气的空燃比 (以下称为“内燃机空燃比”)在气缸间不容易发生不均。另外，因为混合气均勻，所以在混合气被返回且在进气口 8和/或进气支管11内流动的期间附着于进气口 8和/或进气支管11的壁面的燃料的量在周期间大致均勻。因此，在各周期附着于这些壁面的燃料的量大致一定，由此内燃机空燃比在周期间不容易发生不均。另一方面，在内燃机冷机启动时，因为进气系统壁面以及燃烧室5的壁面等的温度低，所以从燃料喷射阀13喷射的燃料不容易雾化。因此，吸入到燃烧室5内的混合气，其燃料与空气没有混合得均勻，会在混合气中残留有液滴状的燃料，存在燃料浓度高的部分M 和燃料浓度低的部分N。因此，如图IlB所示那样，若经由进气支管Ila返回到气室12、并被吸入与连通于进气支管1 Ia的气缸5a不同的气缸(例如与进气支管1 Ib连通的气缸5b)的混合气为燃料浓度高的部分M，则吸入该气缸5b的混合气的空燃比变得比目标空燃比浓， 并且在下一个周期被吸入气缸5a内的混合气的空燃比变得比目标空燃比稀。相反，若经由进气支管Ila返回到气室12、并被吸入气缸5b的混合气为燃料浓度低的部分N，则吸入该气缸5b的混合气的空燃比变得比目标空燃比稀，并且在下一个周期被吸入气缸5a的混合气的空燃比变得比目标空燃比浓。因此，内燃机空燃比在气缸间会发生不均。另外，因为在混合气中残留有液滴状的燃料并且燃料浓度高的部分不均勻地存在，所以在混合气被返回并在进气口 8和/或进气支管11内流动的期间附着于进气口 8和 /或进气支管11的壁面的燃料的量在周期间并不均勻。因此，在各周期附着于这些壁面的燃料的量不为一定，由此内燃机空燃比在周期间会发生不均。若如此内燃机空燃比在气缸间以及周期间发生不均，则会导致混合气的燃烧恶化、燃料经济性的恶化。于是，在本发明的实施方式中，为了抑制内燃机冷机启动时的内燃机空燃比的气缸间以及周期间不均，在内燃机冷机运行时(特别是内燃机冷机启动时。以下以内燃机冷机启动时为例进行说明)，与内燃机暖机运行时相比，将进气门闭门的迟角保护正时变更为进角侧(提前侧)的正时。图12是表示本实施方式的进气系统壁面温度与进气门闭门的迟角保护正时的关系的图。在此，迟角保护正时是指进气门7的闭门正时的迟角侧(延迟侧)界限值，由此能够改变进气门的闭门正时的范围被限制在比迟角保护正时提前的进角侧。在内燃机暖机运行时的内燃机低负荷运行区域中迟角保护正时被设为界限闭门正时。从图12可知，在本实施方式中，进气系统壁面温度越低，则越将进气门闭门的迟角保护正时设定在进角侧。换言之，在内燃机冷机启动时相对于内燃机暖机运行时，进气系统壁面温度越低，则使进气门闭门的迟角保护正时提前的程度被设得越大。特别地，在进气系统壁面温度最低的区域中，进气门闭门的迟角保护正时被设为一度被吸入燃烧室5内后而返回内燃机进气通路内的进气不会回到气室12这样的正时。通过如此设定进气门闭门的迟角保护正时，在内燃机冷机启动时，特别是在内燃机低负荷运行区域中，与内燃机暖机运行时相比，使进气门7的闭门正时提前。图13表示内燃机负荷较低区域中的与内燃机负荷相应的进气门7的闭门正时、节气门17的开度、吸入空气量的各变化。图13中的实线A表示内燃机冷机启动时进气系统壁面温度低时的各变化，一点划线B表示内燃机冷机启动时进气系统壁面温度为中程度时的各变化，实线C表示暖机完成时(即内燃机暖机运行时)的各变化。如图12所示那样，在进气系统壁面温度低的情况下，进气门的迟角保护正时被设定在进角侧。因此，进气门7的闭门正时不是被设为比该迟角保护正时延迟的迟角侧的正时，其结果，如图13中实线A所示那样，在内燃机低负荷运行区域中进气门7的闭门正时被设定为比内燃机暖机运行时(图13中的虚线C)提前的进角侧的正时。若如此进气门7的闭门正时在内燃机低负荷运行区域中与内燃机暖机运行时相比被设定为进角侧的正时，则与该进角量(提前量)相应地减小节气门开度。其结果，吸入空气量即使在内燃机冷机启动时也被设为与内燃机暖机运行时大致相同的量。反过来说， 节气门开度根据进气门7的闭门正时的进角量而减小，以使得吸入空气量即使在内燃机冷机启动时也变为与内燃机暖机运行时相同的量。另外，若进气系统壁面温度变高，则如图12所示那样，进气门闭门的迟角保护正时被变更到迟角侧。因此，在进气系统壁面温度为中程度时，进气门7的闭门正时如图13 中一点划线B所示那样，被设为比进气系统壁面温度最低时(图中的实线A)延迟的迟角侧的正时。在本实施方式中，机械压缩比如图9所示根据吸入空气量而变化。因此，如果内燃机负荷相同、即吸入空气量相同，则机械压缩比不管进气系统壁面温度如何都被维持为大
致一定。根据本实施方式，如此在内燃机冷机启动时进气系统壁面温度越低，则越使进气门7的闭门正时提前，因此从燃料喷射阀13喷射的燃料越不容易雾化、即越容易由于从燃烧室5内向内燃机进气通路内的混合气的返回而发生气缸间和/或周期间的内燃机空燃比的不均，则进气门7的闭门正时越被提前，与此相伴从燃烧室5内向内燃机进气通路内的返回变少且变弱。由此，内燃机冷机启动时的气缸间和/或周期间的内燃机空燃比的不均得以抑制，其结果，混合气的燃烧恶化和/或燃料经济性的恶化得以抑制。在上述实施方式中，根据由壁温传感器22检测到的进气系统壁面温度来设定进气门7的闭门正时。然而，也可以不利用壁温传感器22而基于内燃机冷却水温等来推定进气系统壁面 温度，基于该推定值来设定进气门7的闭门正时。或者，也可以作为表示进气系统壁面温度的参数而使用内燃机冷却水温，根据内燃机冷却水温自身来设定进气门7的闭门正时。另外，也可以不仅根据进气系统壁面温度，还根据与从燃料喷射阀13喷射的燃料的雾化特性相应变化的其他的参数来设定进气门7的闭门正时。另外，在上述实施方式中，吸入空气量不管进气系统壁面温度如何都被设为一定， 但吸入空气量没有必要是一定的，也可以在例如为了实现内燃机本身和/或催化剂的升温而在内燃机冷机启动时增加燃料供给量时，调整节气门以使吸入空气量也增大。在该情况下，伴随吸入空气量的增大，机械压缩比变小。图14是表示本发明的第一实施方式的运行控制的控制程序的流程图。如图14所示，首先在步骤Sll中，基于负荷传感器41以及曲轴转角传感器42的输出来分别检测内燃机负荷L以及内燃机转速Ne。接着，在步骤S12中，基于检测进气系统壁面温度的壁温传感器22的输出来检测进气系统壁面温度Ts。在步骤S13中，判定在步骤S12中检测出的进气系统壁面温度Ts是否低于暖机判定温度Tsl。暖机判定温度Tsl为在内燃机的暖机完成时能够得到的进气系统壁面的最低温度。在内燃机冷机启动时，在步骤S13中判定为进气系统壁面温度Ts低于暖机判定温度Tsl，进入步骤S14。在步骤S14中，基于在步骤Sll中检测出的内燃机负荷L、内燃机转速Ne等，使用映射图(map)等算出进气门7的目标闭门正时tivc。接着，在步骤S15中，基于在步骤S12 中检测出的进气系统壁面温度Ts，使用图12所示的映射图等来算出进气门闭门的迟角保护正时give。在步骤S16中，判定在步骤S14中算出的进气门7的目标闭门正时tivc与在步骤S15中算出的进气门闭门的迟角保护正时give相比是否在迟角侧。在步骤S16中判定为进气门7的目标闭门正时tivc与进气门闭门的迟角保护正时give相同或者进气门7的目标闭门正时tivc与进气门闭门的迟角保护正时give相比处于进角侧的情况下，跳过步骤S17。另一方面，在步骤S16中判定为进气门7的目标闭门正时tivc与进气门闭门的迟角保护正时give相比处于迟角侧的情况下，进入步骤S17。在步骤S17中，目标闭门正时tivc被设为进气门闭门的迟角保护正时give，进入步骤S18。在步骤S18中，基于在步骤Sll中检测出的内燃机负荷L以及在步骤S14或S17中算出的进气门7的闭门正时tivc来算出目标节气门开度，并且基于内燃机负荷L来算出目标机械压缩比。接着，在步骤S19中，控制可变气门正时机构B、节气门17、可变压缩比机构A，使其变为在步骤S14或S17中算出的进气门7的目标闭门正时、在步骤S18中算出的目标节气门开度、目标机械压缩比。然后，当内燃机的暖机结束时，在步骤S13中判定为进气系统壁面温度Ts为暖机判定温度Tsl以上，进入步骤S20。在步骤S20中进行通常的控制。接下来，对本发明的第二实施方式进行说明。第二实施方式的火花点火式内燃机的结构基本上与第一实施方式的火花点火式内燃机的结构同样。但是，相对于第一实施方式中在内燃机冷机启动时仅根据进气系统壁面温度来改变进气门闭门的迟角保护正时，在第二实施方式中，除了进气系统壁面温度以外还根据内燃机转速、内燃机负荷以及燃料性状来改变内燃机冷机启动时的进气门的闭门正时。以下，参照图15以及图16A 图16C，对与内燃机转速、内燃机负荷以及燃料性状相应的进气门闭门正时的变更进行说明。图15是与图12同样的图。图中的实线E表示内燃机转速低且内燃机负荷低时的进气系统壁面温度与进气门闭门的迟角保护正时的关系，图中的虚线F表示内燃机转速高且内燃机负荷低时的进气系统壁面温度与进气门闭门的迟角保护正时的关系，图中的一点划线G表示内燃机转速低且内燃机转速高时的进气系统壁面温度与进气门闭门的迟角保护正时的关系，图中的二点划线H表示燃料中的重质燃料的比例高时的进气系统壁面温度与进气门闭门的迟角保护正时的关系。另外，图16A 图16C表示内燃机转速、内燃机负荷以及重质燃料浓度与迟角侧修正量的关系。从图15可知，在本实施方式中，在内燃机冷机启动时，与第一实施方式同样，进气系统壁面温度越低，则越是将进气门闭门的迟角保护正时设定在进角侧。而且，在本实施方式中，在内燃机转速高时(虚线F)与内燃机转速低时(实线E)相比，进气门闭门的迟角保护正时被修正到迟角侧。如图16A所示，内燃机转速越高则此时的迟角保护正时的迟角侧修正量越大。因此，进气门闭门的迟角保护正时在内燃机转速低时与转速高时相比被设定在进角侧。迟角保护正时的迟角侧修正量被设为如下修正量即使进气门闭门的迟角保护正时被修正到迟角侧，最终的迟角保护正时也变为比界限闭门正时提前的进角侧的正时。如此，随着内燃机转速变低而将进气门闭门的迟角保护正时设定在进角侧，由此在内燃机低负荷运行区域中进气门7的闭门正时随着内燃机转速变得而提前。即，在内燃机低负荷运行区域中，若没有进气门闭门的迟角保护正时，则进气门7的闭门正时被设为界限闭门正时。然而，在内燃机冷机启动时进气门7的闭门正时由比界限闭门正时提前的进角侧的迟角保护正时而被保护，因此在内燃机低负荷运行区域中进气门7的闭门正时被设为迟角保护正时。进气门闭门的迟角保护正时如上所述随着内燃机转速变低而被设定在进角侧。其结果，在内燃机冷机启动时，在内燃机低负荷运行区域中随着内燃机转速变低， 进气门7的闭门正时变得提前。在此，进气口 8、进气门7、活塞4等的形状变为容易使进气从内燃机进气通路流入燃烧室5内的形状。反过来说，它们的形状不会变为容易使进气从燃烧室5向内燃机进气通路内流出的形状。因此，进气从燃烧室5向内燃机进气通路内流出时的流路阻抗比进气从内燃机进气通路向燃烧室5内流入时的流路阻抗大。该进气流入时的流路阻抗与进气流出时的流路阻抗的差在进气的流速越高时、即在内燃机转速高时越大。因此，内燃机转速越高，则燃烧室5内的进气越不容易向内燃机进气通路内流出，一度被吸入燃烧室5内的混合气变得不容易从燃烧室5内向内燃机进气通路返回。换言之，内燃机转速越高，则对由于使进气门7的闭门正时延迟而引起的进气的返回的影响越小。在本实施方式中，随着内燃机转速变低，进气门闭门的迟角保护正时被设定在进角侧，特别在内燃机低负荷运行区域中随着内燃机转速变低，进气门的闭门正时变得提前， 因此内燃机转速变低而对进气的返回的影响越大，则进气门的闭门正时越变得提前。由此， 能够抑制由于进气的返回引起的混合气的燃烧恶化和/或燃料经济性的恶化，同时能够将内燃机的热效率维持得较高。另外，在本实施方式中，在内燃机负荷高时(图15的一点划线G)与内燃机负荷低时(图15的实线A)相比，进气门闭门的迟角保护正时被修正到迟角侧。如图16B所示，内燃机负荷越高，则此时的迟角保护正时的迟角侧修正量越大。因此，进气系统壁面温度低时的进气门闭门的迟角保护正时，在内燃机负荷低时与负荷高时相比被设定在进角侧。在该情况下，也与根据上述内燃机转速来改变迟角侧修正量的情况同样，迟角保护正时的迟角侧修正量被设为如下修正量即使进气门闭门的迟角保护正时被修正到迟角侧，最终的迟角保护正时也变为比界限闭门正时提前的进角侧的正时。如此，随着内燃机负荷变低，进气门闭门的迟角保护正时被设定在进角侧，由此在内燃机低负荷运行区域中进气门7的闭门正时随着内燃机负荷变低而变得提前。参照图17 对其形态进行说明。图17是与图13同样的图 ，图17中的实线D如本实施方式所示表示在与内燃机负荷相应地改变进气门闭门的迟角保护正时时的各变化，虚线C表示内燃机暖机运行时的各变化，一点划线A表示与内燃机负荷相应地不改变进气门闭门的迟角保护正时时(上述第一实施方式的情况)的各变化。如图15以及图16B所示，在本实施方式中，在进气系统壁面温度低的情况下随着内燃机负荷变高，进气门闭门的迟角保护正时被设定在迟角侧。另外，如上所述，在内燃机冷机启动时进气门7的闭门正时以比界限闭门正时提前的进角侧的迟角保护正时而被保护，因此，在内燃机低负荷运行区域中进气门7的闭门正时被设为迟角保护正时。其结果， 在内燃机冷机启动时，内燃机低负荷运行区域中的进气门7的闭门正时如图17中实线D所示，随着内燃机负荷变低而变得提前。在本实施方式中，也与图13所示的情况同样，若进气门的闭门正时在内燃机低负荷运行区域中与内燃机暖机运行时相比被设定为进角侧的正时，则根据该进角量来减小节气门开度，其结果，吸入空气量即使在内燃机冷机启动时也被设为与内燃机暖机运行时大致相同的量。在此，一般而言，内燃机负荷越低，则燃烧温度越低。另外，内燃机负荷越低，则燃烧室5内的残留气体比率越高。即，排气上死点的燃烧室容积不根据内燃机负荷而变化，由此燃烧室5内的残留气体的量不管内燃机负荷如何都变为大致一定。另一方面，若内燃机负荷变低，则吸入燃烧室5内的吸入气体量变少。因此，内燃机负荷越低，则进气门7闭门时的燃烧室5内的进气中残留气体所占的比率越高。如此，内燃机负荷越低，燃烧温度越低并且剩余气体比率越高，由此内燃机负荷越低，燃烧室5内的混合气越不容易燃烧，并且越容易失火。因此，内燃机负荷越低，则越容易受到由于进气的返回而产生的内燃机空燃比的气缸间以及周期间的不均的影响。在本实施方式中，随着内燃机负荷变低，进气门闭门的迟角保护正时被设定在进角侧，由此在内燃机低负荷运行区域中随着内燃机负荷变低，进气门的闭门正时变得提前， 因此越是内燃机负荷变高而容易受到伴随进气的返回的内燃机空燃比的不均的影响，则进气门的闭门正时越变得提前。由此，能够抑制由于进气的返回引起的混合气的燃烧恶化，同时能够将内燃机的热效率维持得较高。而且，在本实施方式中，在从燃料喷射阀13喷射的燃料中的重质燃料的浓度高时 (图15的二点划线H)，与重质燃料的浓度低时(即燃料中的轻质燃料的浓度高时。图15 的实线A)相比，进气门闭门的迟角保护正时被修正到进角侧。如图16所示，重质燃料的浓度越高，则此时的迟角保护正时的进角修正量越大。
如上所述在内燃机冷机启动时进气门7的闭门正时以比界限闭门正时提前的进角侧的迟角保护正时而被保护，因此随着如此重质燃料的浓度变高，进气门的迟角保护正时被设定在进角侧，由此在内燃机冷机启动时在内燃机低负荷运行区域中，进气门7的闭门正时随着重质燃料的浓度变高而变得提前。在此，在内燃机冷机启动时重质燃料与轻质燃料相比不容易气化，因此燃料中的重质燃料的浓度越高，则燃料整体的气化率越恶化。因此，若在燃料中的重质燃料的浓度高时从燃烧室5内向内燃机进气通路内的混合气的返回多且强，则会在气缸间以及周期间空燃比发生不均。根据本实施方式，在内燃机冷机启动时燃料中的重质燃料的浓度越高，则越使进气门7的闭门正时提前，因此从燃料喷射阀13喷射的燃料越不容易雾化、即越容易由于从燃烧室5内向内燃机进气通路内的返回而产生气缸间和/或周期间的内燃机空燃比的不均，则进气门7的闭门正时越提前，其结果，混合气的燃烧恶化和/或燃料经济性的恶化得以抑制。与燃料的性状相应的燃料整体的气化率的变化不仅在燃料中包含重质燃料时发生，也会在例如燃料中包含乙醇和/或甲醇时发生。例如，在燃料中包含乙醇的情况下，燃料中的乙醇的浓度越高，则燃料整体的气化率越恶化。因此，在该情况下，燃料中的乙醇的浓度越高，则迟角保护正时的进角修正量越大。因此，对其进行综合来表现，根据本实施方式，从燃料喷射阀13喷射的燃料的内燃机冷机启动时的气化率越低(例如，燃料中的重质燃料、乙醇以及甲醇等的浓度越高)， 则进气门闭门的迟角保护正时越提前，其结果，内燃机低负荷运行区域中的进气门7的闭门正时变得提前。在上述实施方式中，示出了在能够执行超高膨胀比周期的火花点火式内燃机中应用了进气门7的闭门正时的控制的情况，但可以不必是能够执行超高膨胀比周期的内燃机，只要是通过改变进气门的闭门正时来控制吸入空气量的内燃机，可以应用于任何的内燃机。图18和图19是表示本发明的第二实施方式的运行控制的控制程序的流程图。图 18和图19的步骤S31 S33以及S41 S43与图14的步骤Sll S13以及S18 S20同样，因此省略说明。在图18的步骤S34中，基于在步骤S31中检测出的内燃机负荷L、内燃机转速Ne 等，使用映射图来算出进气门7的目标闭门正时tivc。接着，在步骤S35中，基于在步骤S32 中检测出的进气系统壁面温度Ts，使用图15中实线所示的映射图等来算出进气门闭门的基准迟角保护正时give。接着，在步骤S36中，基于在步骤S31中检测出的内燃机转速Ne， 使用图16A中示出的映射图等来算出内燃机转速修正系数kne，基于在步骤S31中检测出的内燃机负荷L，使用图16B中示出的映射图等来算出内燃机负荷修正系数Wd，基于由燃料性状传感器(未图示)检测出的燃料中的重质燃料浓度，使用图16C示出的映射图等来算出燃料性状修正系数kfU。接着，在步骤S37中，基于进气系统壁面温度Ts来算出壁温修正系数ktw。壁温修正系数ktw为进气系统壁面温度Ts变高而从1渐渐减小、在内燃机的暖机结束时变为0 的修正系数。接着，在步骤S38中，在步骤S35中检测出的进气门闭门的基准迟角保护正时give，通过下式(1)由在S36以及S37中算出的修正系数kne、kkl、kfu、ktw来修正，算出修正迟角保护正时GIVC。GIVC = givc+(kne+kkl-kfu) · ktw. . . (1)在上式(1)中其值越大，则迟角保护正时越被设为迟角侧的正时。接着，在步骤S39中，判定在步骤S34中算出的进气门7的目标闭门正时tivc是否比在步骤S38中算出的进气门闭门的修正迟角保护正时GIVC更靠迟角侧。在步骤S39 中判定为进气门7的目标闭门正时tivc与进气门闭门的修正迟角保护正时GIVC相同或者进气门7的目标闭门正时tivc比进气门闭门的修正迟角保护正时GIVC更靠进角侧的情况下，跳过步骤S40。另一方面，在步骤S39中判定为进气门7的目标闭门正时tivc比进气门闭门的迟角保护正时give更靠迟角侧的情况下，进入步骤S40。在步骤S40中，目标闭门正时tivc被设为进气门闭门的修正迟角保护正时GIVC，进入步骤S41。接下来，对本发明的第三实施方式进行说明。在第三实施方式的火花点火式内燃机中，除了上述第一实施方式或第二实施方式的火花点火式内燃机的结构以外，还具备能够在内燃机进气通路周围流通内燃机冷却水的冷却水流通路。图20是概略地表示本实施方式的火花点火式内燃机的冷却系统的图。如图20所示，内燃机本体100 (由曲轴箱1、气缸体2、气缸盖3构成)的冷却水流通路经由上流侧连通管101和下游侧连通管102与散热器103连结。在上游侧连通管101内冷却水从内燃机本体100的冷却水流通路向散热器103流动，在下游侧连通管102内冷却水从散热器103 向内燃机本体100的冷却水流通路流动。在下游侧连通管3上设置有温度调节装置(thermostat) 104以及水泵105。另外， 在内燃机本体100的冷却水流通路设置检测在该冷却水流通路内流动的冷却水的温度的水温传感器107。水温传感器107的输出经由A/D变换器37与E⑶30的输入端口 37连接。在温度调节装置104上连结了从上游侧连通管101分支开的旁通管106。温度调节装置104是用于将内燃机本体100内的冷却水的温度保持在一定温度以上的装置，在内燃机本体100内的冷却水的温度低于一定温度时关闭该装置。当温度调节装置104被关闭时，从散热器103向温度调节装置104的下游侧连通管102内的冷却水的流动被切断，因此冷却水不会在散热器103内流动。另外，当温度调节装置104被关闭时，同时旁通管106的向下游侧连通管102的出口被开启，由此冷却水通过旁通管106而流动。即，当温度调节装置104被关闭时，冷却水如图20中的白色箭头所示那样流动。另一方面，当温度调节装置104被开启时，允许从散热器103向温度调节装置104 的下游侧连通管102内的冷却水的流动，因此冷却水在散热器103内流动。另外，当温度调节装置104被开启时，同时旁通管106的向下游侧连通管102的出口被关闭，由此冷却水不会通过旁通管106而流动。即，当温度调节装置104被开启时，冷却水如图20中的黑色箭头所示那样流动。而且，在本实施方式的火花点火式内燃机中，设置有从内燃机本体100内的冷却水流通路分支开的两个冷却水流通路110、111。在这两个冷却水流通路110、111的从内燃机本体100内的冷却水流通路分支的分支部设置有开关阀112，当开关阀112开启时在内燃机本体100内的冷却水流通路中流动的冷却水流入这两个冷却水流通路110、111，在开关阀112关闭时切断在内燃机本体100内的冷却水流通路中流动的冷却水流入这两个冷却水流通路110、111。开关阀112经由驱动电路38与E⑶30的输出端口 36连接。图21是与图1同样的图，表示本实施方式的火花点火式内燃机的侧面剖面图。如图20所示，上述两个冷却水流通路110、111中的一方的冷却水流通路110被配置为通过进气口 8周围，另一方的冷却水流通路111被配置为通过进气支管11周围(以下，分别称为“口用冷却水流通路110”、“支管用冷却水流通路111”)。在图20中，口用冷却水流通路110被配置在内燃机本体100外，但这是为了容易理解该图，实际上是配置在内燃机本体 100 内。另外，在本实施方式中，在内燃机进气通路中的进气口 8和进气支管11的周围设置了冷却水流通路，但冷却水流通路设置在内燃机进气通路(进气口 8、进气支管11、气室 12、进气管14)中的至少一部分的周围即可。在车辆停止时停止运行的内燃机、和/或由内燃机和电动电机进行车辆的驱动的混合动力车上搭载的内燃机等中，在内燃机停止后、内燃机冷却水温没怎么降低的状态下进行内燃机的再启动。一般而言，内燃机停止了运行后的温度的下降速度，进气系统壁面温度的下降速度比内燃机冷却水温的下降速度大。因此，在该情况下，在内燃机启动时内燃机冷却水温比进气系统壁面温度高。另外，在没有使内燃机冷却水向进气系统壁面周围流通的情况下，即使在内燃机的冷机启动时有时内燃机冷却水温也比进气系统壁面温度更快地上升。即，内燃机冷却水因为在燃烧室5周围流通从而直接接受燃烧室5内的燃烧热量，因此内燃机冷却水温容易上升。另一方面，因为进气支管11等被配置得远离燃烧室5，所以不容易接受燃烧室5内产生的燃烧热量，由此进气支管11等的壁面温度不容易上升。因此，在内燃机冷机启动时有时内燃机冷却水温比进气系统壁面温度高。在如此内燃机冷却水温比进气系统壁面温度高的情况下，通过使内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流通，能够使进气系统壁面温度迅速地上升并且维持为高温。于是，在本实施方式中，在进气系统壁面温度比内燃机冷却水温低的情况下，关闭开关阀112，使内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流通。 由此，在进气系统壁面温度低时，温度比进气系统壁面温度高的内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流通，能够使进气系统壁面温度迅速地上升并且能够将进气系统壁面温度维持在较高温度。另外，即使在进气系统壁面温度低的情况下， 当内燃机冷却水温低于进气系统壁面温度时，通过不使内燃机冷却水向口用冷却水流通路 110以及支管用冷却水流通路111流通，也可以防止由于内燃机冷却水使进气系统壁面温度降低的情况。另外，在本实施方式中，即使在进气系统壁面温度低于内燃机冷却水温的情况下， 在内燃机高负荷运行时，也关闭开关阀112，不使内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流通。S卩，在内燃机负荷高时，若吸入到燃烧室5内的进气的温度高，则活塞4位于压缩上死点时的燃烧室5内的温度上升，其结果，变得容易发生爆震。根据本实施方式，在内燃机高负荷运行时，不使内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路 111流通，因此流入燃烧室5内的进气的温度不会提高，由此可以抑制内燃机高负荷运行时发生爆震。
开关阀112不是在内燃机运行中一直如上述那样进行控制，可以仅在内燃机冷机时如上述那样进行控制。另外，开关阀112不一定如上述那样进行控制，例如可以在内燃机冷却水温为预先确定的基准冷却水温度以上的情况下开启开关阀112，在内燃机冷却水温低于该基准冷却水温度的情况下关闭开关阀112。或者，在进气系统壁面温度为预先确定的基准壁面温度以下的情况下开启开关阀112，在进气系统壁面温度高于预先确定的基准壁面温度的情况下关闭开关阀112。或者，也可以不设置开关阀112，使内燃机冷却水一直向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流通。图22是表示本实施方式中的内燃机冷却水的循环控制的控制程序的流程图。如图22所示，首先在步骤S51中，由负荷传感器41检测内燃机负荷，由壁温传感器22检测进气系统壁面温度Ts，由水温传感器107检测内燃机冷却水温Tw。接着，在步骤S52中，判定进气系统壁面温度Ts是否为内燃机冷却水温Tw以上。在步骤S53中，判定内燃机负荷是否低于基准负荷Li、即内燃机运行状态是否处于内燃机低中负荷运行状态。在步骤S52以及步骤S53中判定为进气系统壁面温度Ts为内燃机冷却水温Tw以上且内燃机负荷L低于基准负荷Ll的情况下(即处于内燃机低中负荷运行状态时)，进入步骤S54。在步骤S54中， 开启开关阀112，使内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流
ο另一方面，在步骤S52中判定为进气系统壁面温度Ts低于内燃机冷却水温Tw时、 或者在步骤S53中判定为内燃机负荷L为基准负荷Ll以上时(即处于内燃机高负荷运行状态时)，进入步骤S55。在步骤S55中，关闭开关阀112，切断内燃机冷却水向口用冷却水流通路110以及支管用冷却水流通路111流通。接下来，对本发明的第四实施方式进行说明。第四实施方式的火花点火式内燃机的结构基本上与第一实施方式以及第二实施方式的火花点火式内燃机的结构同样，但在本实施方式的火花点火式内燃机中没有设置壁温传感器。在上述的第一实施方式以及第二实施方式中，在内燃机暖机运行时、即在进气系统壁面温度Ts为暧机判定温度Tsl以上时进行通常控制，在内燃机冷机运行时、即进气系统壁面温度Ts低于暖机判定温度Tsl时进行根据进气系统壁面温度和/或内燃机转速等使进气门闭门的迟角保护正时提前的运行控制(以下称为“冷机时控制”)。然而，需要为了求出进气系统壁面温度而设置壁温传感器22，或者基于内燃机冷却水温来推定进气系统壁面温度。若设置壁温传感器则会增加内燃机整体的制造成本，若基于内燃机冷却水温来推定进气系统壁面温度则会增大ECU30的CPU34的计算负荷。另外， 也能够使用内燃机冷却水温作为表示进气系统壁面温度的值，但进气系统壁面温度并不一定与进气系统壁面温度同样地推移。另一方面，在车辆停止时停止运行的内燃机、和/或搭载于混合动力车的内燃机中，从内燃机停止经过较短时间而进行再启动的情况较多。在该情况下，从内燃机停止到再启动的期间进气系统壁面温度并不怎么降低，因此，多数情况下在内燃机再启动后也不需要进行冷机时控制。于是，在本实施方式中，不使用壁温传感器和/或水温传感器107，仅基于从内燃机停止到启动的经过时间、和/或从内燃机启动起的经过时间来切换通常控制和冷机时控制，并且在从内燃机停止到启动的经过时间短时，不执行冷机时控制。图23A和图2 是概略地表示本实施方式中的与经过时间相应的通常控制与冷机时控制的切换的图。在本实施方式中，通过ECU30算出从内燃机停止起的经过时间。并且， 如图23A所示，在从内燃机停止到再启动的经过时间TX为进气系统温度保障时间Tl以下的情况下，因为进气系统温度几乎没有降低，所以在内燃机再启动时不进行冷机时控制而进行通常控制。在此，进气系统温度保障时间Tl是通过预先实验或计算而算出的时间，通常为即使内燃机停止进气系统温度也被维持在较高的一定温度以上的时间。另一方面，如图2 所示，在从内燃机停止到再启动的经过时间TX比进气系统温度保障时间Tl长时，因为进气系统温度降低，所以在内燃机再启动时进行冷机时控制。此时，冷机时控制在从内燃机再启动到经过温度上升保障时间T2的期间进行。在此，温度上升保障时间T2是通过预先实验或计算而算出的时间，是在内燃机再启动时在进气系统温度较低的情况下对进气系统温度进行充分升温所需要的时间。根据本实施方式，通过如此切换通常控制和冷机时控制，能够不设置壁温传感器 22，而以较低的计算负荷来进行通常控制与冷机时控制的切换。在上述实施方式中，将温度保障时间Tl和温度上述保障时间T2设为一定的值。然而，因为内燃机停止时的内燃机冷却水温越高，则内燃机停止后进气系统壁面温度降低至较高的一定温度以下所要花费的时间越长，所以可以如图24A所示，内燃机停止时的内燃机冷却水温越高，则将温度保障时间Tl设定得越长。另外，因为内燃机再启动时的内燃机冷却水温越高，则内燃机再启动后进气系统壁面温度上升至暖机判定温度以上所要花费的时间越短，所以可以如图24B所示，内燃机再启动时的内燃机冷却水温越高，则将温度上升保障时间T2设定得越短。基于特定的实施方式对本发明进行了详述，但是只要不脱离本发明的权利要求的范围和思想，技术人员能够进行各种变更、修正等。
权利要求
1.一种火花点火式内燃机，具备在进气下死点以后能够改变进气门的闭门正时的可变闭门正时机构，通过主要改变进气门的闭门正时来控制供给到燃烧室内的吸入空气量，在内燃机冷机运行时，与内燃机暖机运行时相比使进气门的闭门正时提前。
2.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，进气系统壁面温度越低，则越是增大与内燃机暖机运行时相比使进气门的闭门正时提前的程度。
3.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还具备节气门，在内燃机冷机运行时使进气门的闭门正时提前了时，减小节气门的开度。
4.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，使进气门的闭门正时提前的程度在内燃机转速低时比转速高时大。
5.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，使进气门的闭门正时提前的程度在内燃机负荷低时比负荷高时大。
6.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，使进气门的闭门正时提前的程度在供给到该内燃机的燃料的气化率低时比气化率高时大。
7.根据权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，还具备能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，在内燃机冷机运行时，与内燃机暖机运行时相比减小机械压缩比。
8.一种火花点火式内燃机，具备在进气下死点以后能够改变进气门的闭门正时的可变闭门正时机构，通过主要改变进气门的闭门正时来控制供给到燃烧室内的吸入空气量，进气门的闭门正时被限制在比迟角保护正时提前的进角侧，内燃机冷机运行时的迟角保护正时，与内燃机暖机运行时相比被设定为进角侧的正时。
9.根据权利要求8所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，进气系统壁面温度越低，则与内燃机暖机运行时相比越是将迟角保护正时设定在进角侧。
10.根据权利要求8所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，迟角保护正时在内燃机转速低时与转速高时相比被设定在进角侧。
11.根据权利要求8所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，迟角保护正时在内燃机负荷低时与负荷高时相比被设定在进角侧。
12.根据权利要求8所述的火花点火式内燃机，其中，在内燃机冷机运行时，迟角保护正时在供给到该内燃机的燃料的气化率低时与气化率高时相比被设定在进角侧。
13.根据权利要求1或8所述的火花点火式内燃机，其中，还具备能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，在内燃机低负荷运行时，与内燃机高负荷运行时相比提高机械压缩比。
14.根据权利要求13所述的火花点火式内燃机，其中， 在内燃机低负荷运行时机械压缩比被设为最大机械压缩比。
15.根据权利要求13所述的火花点火式内燃机，其中， 在内燃机低负荷运行时膨胀比被设为20以上。
16.根据权利要求2或9所述的火花点火式内燃机，其中， 作为表示所述进气系统壁面温度的值而使用内燃机冷却水温。
17.根据权利要求1或8所述的火花点火式内燃机，其中，还具备在内燃机进气通路的至少一部分的周围使内燃机冷却水流通的冷却水流通路， 在进气系统壁面温度比内燃机冷却水温低时使内燃机冷却水向所述冷却水流通路流ο
18.根据权利要求17所述的火花点火式内燃机，其中，即使在进气系统壁面温度比内燃机冷却水温低时，在内燃机高负荷运行时也不使内燃机冷却水向所述冷却水流通路流通。
19.根据权利要求1或8所述的火花点火式内燃机，其中，还具备检测从内燃机停止到再启动的经过时间的经过时间算出单元，在由经过时间算出单元检测出的所述经过时间比预先确定的时间短时，判断为内燃机再启动后的内燃机处于内燃机暖机运行中。
全文摘要
本发明的火花点火式内燃机具备在进气下死点以后能够改变进气门的闭门正时的可变闭门正时机构，通过主要改变进气门的闭门正时来控制供给到燃烧室内的吸入空气量。在内燃机冷机启动时，与内燃机暖机运行时相比使进气门的闭门正时提前。在内燃机冷机启动时由于被吸入到燃烧室内的混合气被返回到内燃机进气通路内而在气缸间发生空燃比的不均，但根据本发明的火花点火式内燃机，能够抑制这样的气缸间的空燃比的不均。
文档编号F02D15/04GK102272430SQ20098015391
公开日2011年12月7日 申请日期2009年1月6日 优先权日2009年1月6日
发明者吉冈卫, 秋久大辅 申请人:丰田自动车株式会社