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：
本发明申请人在日本特开2007-303423号公报中，提出了这样一种火花点火式内燃机，其具有能够变更机械压缩比的可变压缩比机构和能够变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构，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而将膨胀比设为20以上。在这样的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关闭正时设为从进气下止点离开的正时，从而相对于机械压缩比将实际压缩比维持得比较低，抑制由实际压缩比变高所导致的爆震的发生，实现极高的热效率。然而，若为了减少向燃烧室内的吸入空气量而使进气门的关闭正时延迟以使其从进气下止点离开，则暂时吸入燃烧室内的进气气体的一部分被上升的活塞推出而被吹回到内燃机进气通路内。向内燃机进气通路内的进气气体的吹回量随着越使进气门的关闭正时延迟而变得越多，而且，进气气体向内燃机进气通路内的吹回强度随着越使进气门的关闭正时延迟而变得越强。在日本特开2007-303423号公报中所记载的火花点火式内燃机中， 存在使进气门的关闭正时极端地延迟的情况，在这样的情况下，进气气体的吹回量极多，而且进气气体的吹回强度变得极强。如此，在进气气体的吹回较多而且强的状况下，若进行使排气的一部分再流入燃烧室内的排气再循环(EGR)，则产生气缸间的EGR气体的分配恶化，气缸间的淀积的附着程度不均勻等。S卩，若进气气体向内燃机进气通路内的吹回多而且强，则进气气体的一部分被吹回调整槽(寸一> 々，稳压罐，缓冲罐)(即，进气歧管的集合部)。在该情况下，吹回到调整槽的进气气体的一部分不是被吸入原来的气缸内，而是被吸入例如和原来的气缸相邻的气缸或者当进气气体被吹回调整槽内时处于进气行程中的气缸内。此时，若进行EGR，则在被吹回内燃机进气通路内的进气气体中，就包含EGR气体。 因此，若向内燃机进气通路内的进气气体的吹回多而且强，则EGR气体的一部分，不是被吸入原来的气缸内，而是被吸入例如和原来的气缸相邻的气缸或者当进气气体被吹回调整槽内时处于进气行程中的气缸内。被吸入和原来的气缸不同的气缸的EGR气体的量根据调整槽内的进气气体的流动以及进气行程所进行的顺序等而变化，因此而出现进气气体中的 EGR气体量变多的气缸和进气气体中的EGR气体量变少的气缸。结果，在气缸间EGR气体量产生不均勻，伴随于此，在气缸间空燃比产生不均勻。 进而，由于EGR气体的流通量越多则进气口的壁面上越容易附着淀积，所以，在EGR气体量变多的气缸中进气口的壁面上的淀积的附着量变多，并且，EGR气体量变少的气缸中进气口的壁面上的淀积的附着量变少，导致在气缸间对于进气气体的进气阻力变为不同。如此，若
4在气缸间空燃比、进气阻力产生不均勻，则会招致燃烧的恶化以及燃料经济性(燃費)的恶化。

发明内容
于是，鉴于上述问题，本发明的目的，是在内燃机中，抑制气缸间的空燃比以及进气阻力的不均勻的发生，该内燃机具有在进气下止点以后能够变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构和使排气的一部分作为EGR气体再次流入燃烧室内的EGR机构。本发明，作为用于解决上述课题的手段，提供如权利要求书中的各权利要求所述的火花点火式内燃机。在本发明的1方式中，具备能够在进气下止点以后变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构和使排气的一部分作为EGR气体再度流入燃烧室内的EGR机构，在进气门的关闭正时位于延迟侧时与位于提前侧时相比使EGR气体量减少。本发明的第2方式中，进气门的关闭正时越位于延迟侧越使EGR气体量减少。在本发明的第3方式中，在内燃机负荷高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。在本发明的第4方式中，在内燃机转速高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。在本发明的第5方式中，在内燃机冷却水的温度高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。在本发明的第6方式中，在燃料中的乙醇浓度高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。在本发明的第7方式中，应供给燃烧室内的EGR气体量，除了基于进气门的关闭正时以外，还基于内燃机冷却水的温度算出，上述EGR机构被控制以使得EGR气体量成为基于进气门的关闭正时算出的EGR气体量和基于内燃机冷却水的温度算出的EGR气体量之中的较少一方的EGR气体量。在本发明的第8方式中，上述EGR机构具有将内燃机排气通路与内燃机进气通路连通的EGR通路，以及设置于该EGR通路的EGR阀，在使EGR气体量减少时，减小EGR阀的开度。在本发明的第9方式中，控制上述EGR阀的开度以使得返回到调整槽内的EGR气体量成为一定量以下。在本发明的第10方式中，一种火花点火式内燃机，具备能够在进气下止点以后变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构和使排气的一部分作为EGR气体再度流入燃烧室内的EGR机构，供给燃烧室内的吸入气体量主要通过改变进气门的关闭正时来控制，其中，在EGR气体量多时与少时相比使进气门的关闭正时提前。在本发明的第11方式中，还具有配置于内燃机进气通路内的节气门，供给燃烧室内的吸入气体量除了通过改变进气门的关闭正时以外还通过改变节气门的开度来控制，节气门的开度小时与大时相比使上述EGR气体量增多。在本发明的第12方式中，在内燃机负荷高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。
在本发明的第13方式中，在内燃机转速高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。在本发明的14方式中，在内燃机冷却水的温度高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。在本发明的第15方式中，在燃料中的乙醇浓度高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。在本发明的第16方式中，还具有能够变更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使机械压缩比增高。在本发明的第17方式中，在内燃机低负荷运行时将机械压缩比设为最大机械压缩比。在本发明的第18方式中，在内燃机低负荷运行时膨胀比被设为20以上。以下，结合附图和本发明的最佳实施方式的记载可以进一步充分理解本发明。


图1是火花点火式内燃机的全体图。图2是可变压缩比机构的分解透视图。图3A以及图;3B是图解地示出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以及图5B是表示进气门和排气门的升程(lift)量的图。图6A 图6C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8A及图8B是用于说明通常循环和超高膨胀比循环的图。图9是示出相应于内燃机负荷的机械压缩比等的变化的图。图IOA以及图IOB是示出进气气体被从燃烧室内吹回内燃机进气通路内的样子的图。图11是用于说明进气气体的吹回和气缸间的内燃机空燃比的偏离的关系的图。图12是示出进气门的关闭正时和EGR阀的目标开度的关系的图。图13A以及图13B是示出用于算出EGR阀的目标开度所使用的各种映射的图。图14是示出用于算出EGR阀的目标开度所使用的映射的图。图15是示出第一实施方式中的EGR阀开度控制的控制例程的流程图。图16是示出进气门的关闭正时和EGR阀的目标开度的关系的图。图17A 图17C是示出内燃机转速、内燃机负荷、乙醇浓度和进气门的关闭正时的修正系数的关系的图。图18是示出第二实施方式中的EGR阀开度控制的控制例程的流程图。图19A以及图19B是示出用于算出基于内燃机冷却水的温度的EGR阀的目标开度所使用的映射的图。图20是示出第三实施方式中的EGR阀开度控制的控制例程的流程图。图21是示出进气气体中的供给的EGR气体量和进气门关闭的延迟保护(力一 F ) 正时的关系的图。
图22示出了内燃机负荷比较低的区域中的相应于内燃机负荷的进气门7的关闭正时、机械压缩比、实际压缩比的各变化。图23是示出第四实施方式中的运行控制的控制例程的流程图。
具体实施例方式以下，参照附图详细说明根据本发明的实施方式。而且，在以下的说明中，对于同样构成要素标以相同的参考标号。图1示出火花点火式内燃机的侧面剖面图。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,稳压箱)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，也可代替将燃料喷射阀13安装于各进气支管11，而将燃烧喷射阀13配置在各燃烧室5 内。调整槽12通过进气道14被连接到空气滤清器15，在进气道14内配置由致动器 16驱动的节气门17和使用例如红外线(热线)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被连接到例如内置了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。排气歧管19和进气支管11 (以及进气口 8)经由用于再循环排气(以下称作EGR 气体)的EGR通路23而相互连结，在该EGR通路23内配置EGR控制阀M。此外，在EGR通路23周围配置用于冷却在EGR通路23内流动的EGR气体的EGR冷却装置25。在图1所示的内燃机中，内燃机冷却水被弓I导至EGR冷却装置25内，EGR气体由该内燃机冷却水冷却。 而且，在以下的说明中，将进气口 8、进气支管11、调整槽12、进气管道14统称为内燃机进气通路。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来改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积，另外，还设置有能够控制进气门7 的关闭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，具有由双向总线31相互连接的ROM(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22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连接有曲轴每转动例如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、EGR控制阀对、可变压缩比机构A和可变气门正时机构B。图2示出图1所示的可变压缩比机构A的分解透视图，图3A以及图示出图解地示出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有互相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的上壁面上互相隔着间隔地形成有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M、55，在各凸轮轴M、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M、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上偏心地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。如图2所示设置有一对凸轮轴M、55，在各凸轮轴M、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M、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3A以及图:3B中用剖面线所示相对于各凸轮轴讨、阳的旋转轴线偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57上偏心地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3A中所示的状态使固定在各凸轮轴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3A的虚线的箭头所示向与圆形凸轮56相反的方向旋转，若如图;3B 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3A和图;3B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的中心之间的距离确定，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M、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M、55向彼此相反方向旋转，在驱动马达59(驱动电机)的旋转轴安装有各自螺旋方向相反的一对蜗轮61、62。与这对蜗轮61、62啮合的齿轮 63、64分别固定于各凸轮轴M、55的端部。在该实施例中，通过驱动驱动马达59，可以在宽范围内改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。另外，图1-图;3B所示的可变压缩比机构A是表示一个例子，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。图4所示的可变气门正时机构B具有安装于凸轮轴70的一端用于变更凸轮轴70的凸轮的相位的凸轮相位变更部Bi，配置于凸轮轴70和进气门7的气门挺杆沈之间将凸轮轴70的凸轮的作用角变更为不同作用角而传递到进气门7的凸轮作用角变更部 B2。而且，对于凸轮作用角变更部B2在图4中示出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具有由内燃机的曲轴通过正时带而被使得向箭头方向旋转的正时(同步)带轮71、 与正时带轮71 一起旋转的圆筒形外壳72、与凸轮轴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。
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向各油压室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的油压口 79、80，从油压泵81排出的工作油的供给口 82，一对排油口 (drain port) 83、84，和进行各口 79、80、82、83、84之间的连通、隔断控制的滑阀(spool valve)85。在应使凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向下方移动，从供给口 82供给的工作油通过油压口 79被供给到提前角用油压室76，并且，延迟角用油压室77内的工作油从排油口 84被排出。此时，旋转轴73相对于圆筒形外壳72向箭头方向X相对旋转。与此相对，在应使凸轮轴70的凸轮的相位延迟时，在图4中使滑阀85向上方移动，从供给口 82供给的工作油通过油压口 80被供给到延迟角用油压室77，并且，提前角用油压室76内的工作油从排油口 83被排出。此时，旋转轴73相对于圆筒形外壳72向与箭头X相反方向相对旋转。在使旋转轴73相对于圆筒形外壳72相对旋转时，若滑阀85返回图4中所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作停止，旋转轴73保持在此时的相对旋转位置。因此， 可以用凸轮相位变更部Bl如图5A所示使凸轮轴70的凸轮的相位提前或延迟期望量。艮口， 可以用凸轮相位变更部Bl使进气门7的打开正时任意地提前或延迟。接着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包括与凸轮轴70平行地并列配置并且由致动器91沿轴线方向移动的控制杆90， 与凸轮轴70的凸轮92接合并且能滑动地与形成于控制杆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而与气门挺杆沈接合并且能滑动地与形成于控制杆90上的螺旋状延伸的花键95嵌合的摇动凸轮96，在摇动凸轮96上形成有凸轮97。在凸轮轴70旋转时，由凸轮92使中间凸轮94 一直以一定的角度摆动(摇动)，此时也使摆动凸轮96以一定的角度摆动。另一方面，中间凸轮94以及摆动凸轮96被支撑得在控制杆90的轴线方向上不能移动，因此在通过致动器91使控制杆90在轴线方向上移动时，摆动凸轮96相对于中间凸轮94相对旋转。在由中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置关系使得凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94开始配合时，在摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆沈开始配合的情况下，此时如图5B中a所示，进气门7的开启期间以及升程量变为最大。与此相对，在通过致动器91 使摆动凸轮96相对于中间凸轮94向图4的箭头Y方向相对旋转时，凸轮轴70的凸轮92 与中间凸轮94配合后，一段时间后摆动凸轮96的凸轮97与气门挺杆沈配合。此时，如图 5(B)中b所示，进气门7的开启期间以及升程量变得比a小。在使摆动凸轮96相对于中间凸轮94向图4的箭头Y方向进一步相对旋转时，如图5B中c所示，进气门7的开启期间以及升程量进一步变小。即，通过致动器91变更中间凸轮94与摆动凸轮96的相对旋转位置，由此能够任意地变更进气门7的开启期间(作用角)。但是，此时，进气门7的开启期间变得越短，则进气门7的升程量变得越小。这样通过凸轮相位变更部Bl能够任意地变更进气门7的开启正时，通过凸轮作用角变更部B2能够任意地变更进气门7的打开期间，所以通过凸轮相位变更部Bl与凸轮作用角变更部B2双方，即通过可变气门正时机构B，能够任意地变更进气门7的开启正时与打开期间，即进气门7的开启正时与关闭正时。
另外，图1以及图4所示的可变气门正时机构B表示一例，可以使用图1以及图4 所示的例子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，只要是能够变更进气门7的关闭正时的可变气门关闭正时机构，无论是使用怎样的形式的机构都可以。而且，也可以对于排气门9设置和进气门7的可变气门正时机构B同样的可变气门正时机构。接着，参照图6A-图6C对本申请中所使用的技术术语的意思进行说明。另外，图 6A 图6C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6A 图6C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6A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6A所示的例子中该机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml = 11。图6B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6B所示在压缩行程即使活塞开始上升而在进气门开着的期间也不进行压缩作用，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6B中所示的例子中实际压缩比为 (50ml+450ml)/50ml = 10。图6C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6C中所示的例子中该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml = 11。接着，参照图7和图8A和图8B对作为本发明中的最基本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8A和图8B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8A表示在进气门在下止点附近关闭且从大致压缩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8A表示的例子也与图6A 图6C中所示的例子同样地，将燃烧室容积设为50ml、活塞的行程容积设为500ml。如由图8A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 (cycle)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，在对严格区分机械压缩比和实际压缩比来提高理论热效率进行研究时得知，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
10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与膨胀比一起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(knocking)，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8B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8B，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 =沈。在图8A中所示的通常的循环中如前述实际压缩比大致为11而膨胀比为11，与这种情况相比可知在图8B中所示的情况下仅膨胀比被提高到沈。 因此，将图8B所示循环称作超高膨胀比循环。如前所述，一般来说，在内燃机中内燃机负荷越低则热效率越差，因此，为了提高车辆行驶时的热效率即为了提高燃料经济性，需要提高在内燃机低负荷运行时的热效率。 另一方面，在图8B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，使得在内燃机低负荷运行时设为图8B中所示的超高膨胀比循环，在内燃机高负荷运行时设为图8A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 根据某一内燃机转速下的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、C0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8A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设得低，因此，膨胀比低，进气门7的关闭正时被提前。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中所示若内燃机负荷降低，则与其相伴地为了减少吸入空气量，进气门7的关闭正时被延迟。另外，在此时为了使实际压缩比大致保持恒定，如图9中所示使机械压缩比随着内燃机负荷的降低而增大。因此，随着内燃机负荷的降低，膨胀比也增大。而且，此时节气门17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，在内燃机负荷从内燃机高负荷运行状态降低时，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。若内燃机负荷进一步降低则机械压缩比进一步增大，若机械压缩比降低到稍偏靠低负荷的中负荷！^，则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，则在比机械压缩比达到了界限机械压缩比时的内燃机负荷 L1低的负荷区域，机械压缩比被保持为界限机械压缩比。因此，在低负荷侧的内燃机中负荷运行时以及内燃机低负荷运行时，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以及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所示实施例中，即使是内燃机负荷变得比负荷L1低，进气门7的关闭正时也随着内燃机负荷的降低而延迟，当内燃机负荷降低到负荷L2时，进气门7的关闭正时成为能够对被供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制的界限关闭正时。在进气门 7的关闭正时到达界限关闭正时时，在负荷比进气门7的关闭正时到达了界限关闭正时时的内燃机负荷L2低的区域，进气门7的关闭正时保持为界限关闭正时。若将进气门7的关闭正时保持在界限关闭正时就已不再能够由进气门7的关闭正时的变化对吸入空气量进行控制。在图9所示实施例中，此时，即在比进气门7的关闭正时到达界限关闭正时时的内燃机负荷L2低的低负荷区域，由节气门17对供给到燃烧室5内的吸入空气量进行控制。但是，如果进行由节气门17对吸入空气量的控制，则如图9所示， 泵送损失增大。而且，为了不发生这样的泵送损失，在负荷比进气门7的关闭正时到达了界限关闭正时时的内燃机负荷L2低的区域，可以在将节气门17保持为全开或大致全开的状态下， 内燃机负荷越低，则使空燃比越大。此时优选地将燃料喷射阀13配置在燃烧室5内以进行分层燃烧。此外，在负荷比机械压缩比到达了限界机械压缩比时的内燃机负荷Ll低的区域， 也可不是一定要如上述那样对进气门7的关闭正时以及节气门17的开度进行控制，在该运行区域中，通过控制进气门17的关闭正时以及节气门17的开度的任一方来控制吸入空气
量即可。另一方面，如图9所示，在内燃机负荷KL1高时，即在高负荷侧的内燃机中负荷运行时以及内燃机高负荷运行时，实际压缩比相对于相同的内燃机转速大致维持为相同的实际压缩比。与此相对，在内燃机负荷比L1低时，即将机械压缩比保持为界限机械压缩比时， 实际压缩比由进气门7的关闭正时确定，在如内燃机负荷处于L1与L2之间时那样使进气门 7的关闭正时延迟时，实际压缩比下降，在如内燃机负荷处于比L2更低的运行区域时那样将进气门7的关闭正时保持为界限关闭正时时，实际压缩比维持为一定。而且，若内燃机转速变高，则在燃烧室5内的混合气中产生紊流，从而不容易发生爆震，因此，在根据本发明的实施例中，内燃机转速越高，则使实际压缩比越高。另一方面，如前述在图8B中所示的超高膨胀比循环中膨胀比设为26。虽然该膨胀比越高越好，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，也只要为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Α。
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此外，在图9所示示例中，使机械压缩比对应于内燃机负荷连续变化。然而，也可以使机械压缩比对应于内燃机负荷分阶段变化。然而，在进气下止点以后控制进气门的关闭正时的情况下，若使进气门的关闭正时延迟，则暂时吸入燃烧室5内的进气气体的一部分被从燃烧室5内吹回内燃机进气通路。 即，如图IOA所示，在进气行程中，即活塞4下降过程中进气门7开启中的情况下，伴随着活塞4的下降，进气气体被吸入燃烧室5内。在EGR阀M被开启，经由EGR通路23向进气支管11供给EGR气体的情况下，在进气气体中除了空气还包含EGR气体。另一方面，如图IOB所示，在压缩行程中，即在活塞4上升过程中进气门7开启的情况下，伴随着活塞4的上升，吸入燃烧室5内的进气气体的一部分从燃烧室5内被吹回内燃机进气通路。在经由EGR通路23向进气支管11供给EGR气体的情况下，从燃烧室5内吹回内燃机进气通路的进气气体中包含EGR气体，并且，对朝向调整槽12逆流的进气气体中从EGR通路23新供给EGR气体。因此，在该情况下，在内燃机进气通路内逆流的进气气体中也包含EGR气体。而且，吹回内燃机进气通路内的进气气体的吹回量，在活塞4的上升中进气门7开启期间越长，即进气门7的关闭正时越延迟，则变得越多。进而，吹回内燃机进气通路内的混合气的吹回强度，若进气门7的关闭时的活塞4的上升速度迅速，即进气门7的关闭正时比较延迟，则变强。特别地，如上述在内燃机低负荷运行时执行超高膨胀比循环的情况下，进气门7 的关闭正时延迟到不能由进气门7的关闭正时的变化控制吸入空气量的限界关闭正时为止。因此，活塞4的上升过程中进气门7开启期间极长，从而从燃烧室5内吹回内燃机进气通路内的混合气的吹回也变得极多且强。如此在从燃烧室5内吹回内燃机进气通路内的进气气体的吹回多且强的情况下， 若EGR阀M的开度大(或者，若供给到进气气体中的EGR气体量多)，则在气缸间以及循环间在空燃比上产生不均勻，并且，对于通过进气支管11以及进气口 8内的进气气体的流动的进气阻力，在气缸间也产生不均勻。在以下参照图11说明其理由。若从燃烧室5内吹回内燃机进气通路内的进气气体的吹回多且强，进气气体的一部分被吹回到调整槽12(即，进气支管11的集合部)。在该情况下，吹回到调整槽12的进气气体的一部分，不是被吸入原来的气缸内中，而是被吸入例如和原来的气缸相邻的气缸或在进气气体被吹回调整槽12内时处于进气行程中的气缸内。参照图11所示的例子，经由与某一气缸fe相连通的进气支管Ila而返回调整槽12的进气气体的一部分，不是流入进气支管Ila中，而是流入与该进气支管Ila不同的进气支管11b，结果成为被吸入与原来的气缸fe不同的气缸恥(与进气支管lib连通的气缸)。在此，在EGR阀M的开度大的情况下，吹回调整槽12的进气气体中包含大量的 EGR气体。因此，若经由进气支管Ila吹回调整槽12的进气气体的一部分被吸入与原来的气缸不同的气缸恥，则吸入该气缸恥的进气气体中的EGR气体量增大，并且，吸入原来的气缸fe的进气气体中的EGR气体量减少。如果这样的吹回调整槽12的进气气体在气缸间的移动在全部的气缸间是均一地进行，则从某一气缸移动到另一气缸的进气气体的量、与从另一气缸移动到某一气缸的进气气体的量一致，所以，结果在全部的气缸中最终被吸入的EGR气体量变为均一。然而，实
13际上，根据调整槽12的形状、调整槽12内的进气气体的流动以及进气行程进行的顺序等不同，存在较多地的吸入从另一气缸吹回调整槽12的进气气体的气缸，以及较少地吸入的气缸。在较多地吸入从另一气缸吹回调整槽12的进气气体的气缸中，进气气体中的EGR气体量变多，因此空气变少。另一方面，在较少地吸入从另一气缸吹回调整槽12的进气气体的气缸中，进气气体中的EGR气体量变少，因此空气变多。如此，若在气缸间在吸入燃烧室5 内的空气量上产生不均勻，其结果，导致在气缸间在空燃比上产生不均勻。另外，在较多地吸入从另一气缸吹回调整槽12的进气气体的气缸中，与另一气缸相比，通过进气支管11以及进气口 8内的EGR气体的量变多，其结果，在进气支管11以及进气口 8的壁面上淀积易于附着。相反，在较少地吸入从另一气缸吹回调整槽12的进气气体的气缸中，与另一气缸相比，通过进气支管11以及进气口 8内EGR气体的量变少，其结果， 在进气支管11以及进气口 8的壁面上淀积变得不易附着。因此，在进气支管11以及进气口 8的壁面上附着的淀积的量上在气缸间产生不均勻，其结果，对于通过进气支管11以及进气口 8内的进气气体的流动的进气阻力上在气缸间产生不均勻。如此若在内燃机空燃比上在气缸间以及循环间产生不均勻，或者在气缸间在进气阻力上产生不均勻等，则会招致混合气的燃烧恶化以及燃料经济性的恶化。于是，在本发明的第一实施方式中，为了抑制EGR气体的导入中的内燃机空燃比的在气缸间以及循环间的不均勻，在使进气门的关闭正时处于延迟侧时与处于提前侧时相比减少EGR气体量。图12是示出进气门7的关闭正时和EGR阀M的开度的关系的图。如图12所示， 在内燃机转速以及内燃机负荷相同的条件下，EGR阀M的开度在进气门7的关闭正时处于延迟侧时与处于提前侧时相比被设为较小。特别地，如图12所示，在相比特定的关闭正时 VCX靠延迟侧的区域中，随着进气门7的关闭正时延迟而使EGR阀M的开度变小。在内燃机转速以及内燃机负荷相同的条件下，EGR阀M的开度越小则EGR气体量越减少，所以，本实施方式中，随着进气门7的关闭正时延迟而使得EGR气体量减少。在进气气体被吹回调整槽12的状况下，若使EGR气体量减少，则被吹回调整槽12 的进气气体中包含的EGR气体量减少。在本实施方式中，随着进气门7的关闭正时延迟，即随着被吹回调整槽12的进气气体的量变多，使得EGR气体量减少，其结果，被吹回调整槽12 的进气气体中包含的EGR气体量减少。如此若被吹回调整槽12的进气气体中包含的EGR 气体量减少，则即使被吹回调整槽12的进气气体在气缸间移动，在气缸间移动的EGR气体的量也变得极少，由此可抑制在气缸间被吸入燃烧室5内的空气量中产生的不均勻，而且抑制在气缸间在进气口 8以及进气支管11的壁面上附着的淀积的量中产生的不均勻。而且，上述特定的关闭正时VCX，被设为在进气门7的关闭正时处于相比该特定的关闭正时VCX位于提前侧的区域时，即使进气气体被从燃烧室5内吹回，进气气体也不会被吹回调整槽12中的这样的正时。而且，EGR阀M的开度，随着进气门7的关闭正时延迟而变小使得吹回调整槽12内的EGR气体量维持在一定量以下。其次，参照图13A以及图13B J^EGR阀M的目标开度的具体的算出方法进行说明。图13A以及图13B是示出用于算出EGR阀M的目标开度所使用的各种映射的图，图13A 示出内燃机转速以及内燃机负荷与EGR阀M的开度的关系，图1 示出进气门7的关闭正时和关闭正时修正系数的关系。而且，图13A中的线a d表示EGR阀M的目标开度相同时的内燃机转速和内燃机负荷的关系，EGR阀M的目标开度按线a、b、c、d的顺序变大。在要算出EGR阀对的目标开度时，首先，基于内燃机负荷以及内燃机转速算出EGR 阀对的目标开度。在此，EGR阀M的目标开度，一般地如图13A所示，内燃机负荷越高且内燃机转速越高而设为越大。其中，内燃机负荷大致为0以及内燃机负荷大致最大(全负荷)时，EGR阀的目标开度被设为0。在本实施方式中也同样，使用如图13A所示的映射，基于内燃机负荷以及内燃机转速而算出EGR阀M的目标开度。其次，在本实施方式中，使用图13A示出的映射算出的EGR阀M的目标开度，根据进气门7的关闭正时而修正。在修正EGR阀24的目标开度时，基于图1 所示的映射，根据进气门7的关闭正时算出关闭正时修正系数。如图1 可知，关闭正时修正系数在进气门7的关闭正时位于提前侧时为1，是随着进气门7的关闭正时被延迟而变小的系数。将如此算出的关闭正时修正系数与用如图13A所示的映射算出的EGR阀M的目标开度相乘，从而算出最终的EGR阀M的目标开度。而且，上述实施方式中，用图13A所示的示出内燃机负荷以及内燃机转速和EGR阀 24的开度的关系的映射、示出进气门7的关闭正时和关闭正时修正系数的关系的映射，算出最终的EGR阀M的目标开度。但是，例如如图14所示，也可以使用按每一进气门7的关闭正时示出内燃机负荷以及内燃机转速和EGR阀M的目标开度的关系的映射来算出最终的EGR阀的目标开度。而且，在图14中，实线示出进气门7的关闭正时位于提前侧(例如， 90° BDC)时的目标开度，虚线示出进气门7的关闭正时位于中间程度的正时 (例如，60° BDC)时的EGR阀M的目标开度，点划线示出进气门7的关闭正时位于延迟侧 (例如，30° BDC)时的EGR阀24的目标开度。图15是示出本实施方式中的EGR阀开度控制的控制例程的流程图。如图15所示， 首先在步骤Sll中，判定EGR控制的执行条件是否成立。所谓EGR控制的执行条件成立的场合，例如，可以列举内燃机的刚启动之后、以及节气门17的开度的变化量为负时(减速时)。 在步骤Sll中，在判定为EGR控制的执行条件不成立的情况下，进入步骤S12，禁止EGR。另一方面，在步骤Sll中，判定EGR控制的执行条件成立的情况下，进入步骤S13。 在步骤S13中，基于内燃机负荷KL以及内燃机转速NE，使用图13A所示的映射，算出暂定 EGR阀目标开度tegr。其次，在步骤S14中，判定暂定EGR阀目标开度tegr是否全开。在判定暂定EGR阀目标开度terg全开的情况下进入步骤S15，将最终EGR阀目标开度TEGR设为与暂定EGR阀目标开度terg相同开度，即全开，基于该最终EGR阀目标开度TEGR控制EGR 阀M的开度。因此，在图13A所示的映射中，在EGR阀M的目标开度设为全开的区域中， 不根据进气门7的关闭正时修正EGR阀M的开度。另一方面，在步骤S14中判定暂定EGR阀目标开度tegr不是全开的情况下，进入步骤S16。在步骤S16中，基于进气门7的关闭正时，用图1 所示的映射，算出关闭正时修正系数kivc。其次，在步骤S17中，将在步骤S13中算出的暂定EGR阀目标开度tegr和在步骤S16算出的关闭正时修正系数kivc的乘积值设为最终EGR阀目标开度TEGR，基于该最终EGR阀目标开度TEGR控制EGR阀M的开度。其次，说明本发明的第二实施方式。第二实施方式的火花点火式内燃机的构成基本上与第一实施方式的火花点火式内燃机的构成同样。但是，在第一实施方式中，是仅根据进气门7的关闭正时来变更EGR阀M的开度，与此相对，在第二实施方式中，除了进气门7的关闭正时，还根据内燃机转速、内燃机负荷以及燃料性状变更EGR阀M的开度。以下，参照图16、图17A 图17C，关于根据内燃机转速、内燃机负荷以及燃料性状的对EGR阀的开度的变更进行说明。图16是与图12同样的图。图中示出进气门的关闭正时和EGR阀的开度的关系。 实线A表示内燃机转速低且内燃机负荷低的情况，虚线B表示内燃机转速高且内燃机负荷低的情况，单点划线C表示内燃机转速低且内燃机转速高的情况，双点划线D表示燃料中的乙醇的浓度高的情况。从图16可知，在本实施方式中，与第一实施方式同样，特别地是在相比特定的关闭正时VCX靠延迟侧的区域中，进气门7的关闭正时越延迟则使EGR阀M的开度越小。进而，在本实施方式中，在内燃机转速高的情况(图中的虚线B)下，与内燃机转速低的情况 (图中的实线A)下相比，使EGR阀M的开度减少的程度(EGR阀M的开度的减少量)较小。S卩，图16所示，在相比特定的关闭正时VCX靠延迟侧的区域中，进气门7的关闭正时越延迟则EGR阀M的开度的减少量M越大，然而在本实施方式中，将该EGR阀M的开度的减少量M设为内燃机转速越高则其越小。具体地，通过对基于进气门7的关闭正时而算出的EGR阀M的开度的减少量M乘以如图17A所示的转速修正系数，来算出最终的EGR阀 24的开度的减少量N，因此算出最终的EGR阀的目标开度。在此，进气口 8、进气门7、活塞4等的形状为进气气体容易从内燃机进气通路流入燃烧室5内的形状。逆而言之，它们的形状不是进气气体容易从燃烧室5向内燃机进气通路内流出的形状。因此，进气气体从燃烧室5向内燃机进气通路内流出时的流路阻力，比进气气体从内燃机进气通路向燃烧室5内流入时的流路阻力大。该进气气体流入时的流路阻力和进气气体流出时的流路阻力的差，当进气气体的流速越高时，即内燃机转速越高时越大。 因此，内燃机转速越高，则燃烧室5内的进气气体越难向内燃机进气通路内流出，一旦吸入燃烧室5内的进气气体变得难以从燃烧室5内向内燃机进气通路吹回。换而言之，内燃机转速越高，通过使进气门7的关闭正时延迟而对进气气体的吹回的影响就变得越小。在本实施方式中，随着内燃机转速变高，使EGR阀M的开度的减少量变小，即，使 EGR阀M的开度变大。如上述内燃机转速越高则越难以产生进气气体的吹回，所以即使是使EGR阀M的开度增大而使向内燃机进气通路内供给的EGR气体量增大，也可以抑制气缸间的EGR气体量的不均勻。而且，由于EGR阀M的开度被设为较大，所以可以使向燃烧室 5内供给的EGR气体的量增大。而且，在本实施方式中，在内燃机负荷高的情况下(图中的单点划线C)，与内燃机负荷低的情况下(图中的实线A)相比，EGR阀M的开度减少的程度被设为较小。S卩，在本实施方式中将EGR阀M的开度的减少量M设为内燃机负荷越高则其越小。具体地，通过对基于进气门7的关闭正时算出的EGR阀M的开度的减少量M乘以图17B所示的负荷修正系数，算出最终的EGR阀M的开度的减少量，因此算出最终的EGR阀的目标开度。在此，一般地，内燃机负荷越低，燃烧温度越降低。而且，内燃机负荷越低，燃烧室 5内的残留气体比率变得越高。即，只要机械压缩比为恒定，则排气上止点时的燃烧室容积就不根据内燃机负荷变化，由此燃烧室5内的未燃的残留气体的量与内燃机负荷无关而为大致恒定。另一方面，若内燃机负荷降低，则供给燃烧室5内的吸入气体量变少。因此，内燃机负荷越低，则残留气体在进气门7关闭时的燃烧室5内的进气气体中所占的比率就越高。如此，内燃机负荷越低则燃烧温度越降低并且残留气体比率越变高，由此内燃机负荷越低则燃烧室5内的混合气燃烧变得越难，变得容易失火。因此，内燃机负荷越低，就越容易受到由进气气体的吹回而产生的内燃机空燃比的在气缸间以及循环间的不均勻的影响。在本实施方式中，随着内燃机负荷高，使EGR阀M的开度的减少量变小，S卩，使EGR 阀M的开度变大。如上述，内燃机负荷越高则燃烧温度越上升，在燃烧室5内的残留气体比率变得越低，所以，即使是增大EGR阀M的开度而使向内燃机进气通路内供给的EGR气体量增大，也可以稳定地使混合气燃烧。进而，在本实施方式中，在对燃烧室5供给的燃料中的乙醇的浓度高的情况下(图中的双点划线D)，与乙醇的浓度低的情况下(图中的实线A)相比，EGR阀M的开度减少的程度被设为较小。即，在本实施方式中，燃料中的乙醇的浓度越高，则将EGR阀M的开度的减少量M设为越小。具体地，通过对基于进气门7的关闭正时算出的EGR阀M的开度的减少量M乘以图17C所示的性状修正系数，算出最终的EGR阀M的开度的减少量，由此算出最终的 EGR阀的目标开度。在此，在作为燃料使用乙醇的情况下，在内燃机预热后，相比汽油易燃烧。因此，燃料中的乙醇浓度越高，则供给到燃烧室5内的混合气越易燃烧。因此，燃料中的乙醇浓度越高，则越难受到由进气气体的吹回产生的内燃机空燃比在气缸间以及循环间的不均勻的影响。在本实施方式中，随着燃料中的乙醇浓度变高，使EGR阀M的开度的减少量变小， 即，使EGR阀的开度变大。如上述燃料中的乙醇浓度越高则混合气越易燃烧，所以，即使是增大EGR阀M的开度而增大向内燃机进气通路内供给的EGR气体量，也可以使混合气稳定地燃烧。图18是示出第二实施方式中的EGR阀开度控制的控制例程的流程图。图18的步骤S21 S25与图15的步骤Sll S15同样，所以省略说明。在步骤S24中，判定暂定EGR阀目标开度tegr不是全开的情况下，进入步骤S26。 在步骤S26中，基于进气门M的关闭正时，用图13B所示的映射，算出关闭正时修正系数 kivc。此外，基于内燃机转速，使用图17A所示的映射，算出转速修正系数kne。此外，基于内燃机负荷，使用图17B所示的映射，算出负荷修正系数Wd。进而，基于燃料中的乙醇浓度，使用图17C所示的映射，算出性状修正系数kfl。其次，在步骤S27中，将对在步骤S23算出的暂定EGR阀目标开度tegr乘以在步骤S^算出的开启时修正系数kive、转速修正系数kne、负荷修正系数Wd、性状修正系数 kfl而算出的值设为最终EGR阀目标开度TEGR，基于该最终EGR阀目标开度TEGR控制EGR 阀对的开度。其次，对本发明的第三实施方式进行说明。第三实施方式的火花点火式内燃机的构成基本上与第二实施方式的火花点火式内燃机的构成同样。但是，在第二实施方式中，是与内燃机冷却水的温度无关系地变更EGR阀M的开度，与此相对，在第三实施方式中，考虑内燃机冷却水的温度来变更EGR阀M的开度。以下，参照图19A以及图19B说明考虑了内燃机冷却水的温度的EGR阀的开度的变更。
此外，内燃机冷却水的温度越低，即内燃机的温度越低则燃烧室5内的混合气的燃烧越恶化。另一方面，EGR率(进气气体中的EGR气体的浓度)越低，则燃烧室5内的混合气的燃烧越稳定。因此，一般地，为了维持在燃烧室5内的混合气的良好燃烧，内燃机冷却水的温度越低则将EGR阀M的开度设得越小。而且，如上所述，由EGR气体包含的进气气体的吹回导致在气缸间内燃机空燃比产生不均勻，招致混合气的燃烧恶化等。于是，在上述第一实施方式以及第二实施方式中， 通过根据进气门7的关闭正时等设定EGR阀M的开度来抑制混合气的燃烧恶化等。于是，伴随着EGR气体所包含的进气气体的吹回的混合气的燃烧恶化，不易受到内燃机冷却水的温度的影响。相反，伴随着内燃机冷却水的温度的降低的混合气的燃烧恶化，不易受到吹回的进气气体的量的影响。于是，在本实施方式中，与上述第一实施方式或第二实施方式同样基于进气门7 的关闭正时、内燃机转速、内燃机负荷以及燃料性状算出EGR阀M的目标开度，并且，另外基于内燃机冷却水的温度算出EGR阀M的目标开度，将EGR阀M的开度控制为这些算出的EGR阀M的目标开度中的较小一方的目标开度。其次，参照图19A，对基于内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度的具体的算出方法进行说明。图19A示出内燃机冷却水的温度和水温修正系数的关系。在要算出基于内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度时，首先，使用图13A 所示的映射，基于内燃机负荷以及内燃机转速算出EGR阀M的目标开度。其次，在本实施方式中，根据内燃机冷却水的温度对如此算出EGR阀M的目标开度进行修正。在修正EGR 阀M的开度时，基于图19A示出的映射，根据内燃机冷却水的温度算出水温修正系数。如从图19A可知，水温修正系数是内燃机冷却水的温度高时为1，而随着内燃机冷却水的温度降低而变小的系数。将如此算出的水温修正系数与使用图13A所示的映射而算出的EGR阀 24的目标开度相乘，由此算出基于内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度。而且，在上述实施方式中，使用图13A所示的映射和图19A所示的映射，算出基于内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度。但是，例如，如图19B所示，也可以使用按照每一内燃机冷却水的温度示出内燃机负荷以及内燃机转速和EGR阀M的开度的关系的映射来算出基内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度。而且，在图19B中，实线表示内燃机冷却水的温度高(例如，80°C以上)时的EGR阀M的目标开度，虚线表示内燃机冷却水的温度为中等程度时(例如，50°C)的EGR阀M的目标开度，单点划线表示内燃机冷却水的温度低(例如，30°C )时的EGR阀M的目标开度。在本实施方式中，如此算出的基于内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度和如上述第一实施方式或第二实施方式所示地算出的EGR阀M的目标开度进行比较，将EGR 阀M的开度控制为这些EGR阀M的目标开度中较小的一方。结果，能够尽可能地较高地维持EGR率，并且在进气气体的吹回的观点以及从内燃机冷却水的温度的观点看，也可以抑制混合气的燃烧恶化。图20是示出第三实施方式中的EGR阀开度控制的控制例程的流程图。图20的步骤S31 S36与图18的步骤S21 S26同样，所以省略说明。在步骤S37中，将对在步骤S33算出的暂定EGR阀目标开度tegr乘以在步骤S36 算出的开启时修正系数kive、转速修正系数kne、负荷修正系数Wd、性状修正系数kfl而得到的值设为第一 EGR阀目标开度TEGRl。其次，在步骤S38中，基于内燃机冷却水的温度，使用图19A所示的映射，算出水温修正系数kwt。其次，在步骤S39中，将对在步骤S33算出的暂定EGR阀开度tegr乘以在步骤S38算出的水温修正系数kwt得到的值设为第二 EGR阀目标开度TEGR2。在步骤S40中，判定在步骤S37算出的第一 EGR阀目标开度TEGRl是否为第二 EGR 阀目标开度TEGR2以下，在判定为TEGRl为TEGR2以下的情况下进入步骤S41，将第一 EGR 阀目标开度TEGRl设为最终EGR阀目标开度TEGR。另一方面，在判定TEGR2比TEGRl大的情况下进入步骤S42，将第二 EGR阀目标开度TEGR2设为最终EGR阀目标开度。S卩，在步骤 S40 S42中，最终EGR阀目标开度设为在第一 EGR阀目标开度TEGRl和第二 EGR阀目标开度TEGR2中的较小一方的值。之后，控制EGR阀M的开度使其成为该最终EGR阀目标开度 TEGR。而且，在上述第三实施方式中，分别算出基于内燃机冷却水的温度的EGR阀M的目标开度和如上述第一实施方式或第二实施方式所示地算出的EGR阀M的目标开度。但是，例如，也可以将基于进气门7的关闭正时等算出的EGR阀M的目标开度基于内燃机冷却水的温度进行修正。其次，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构成基本上与第一实施方式 第三实施方式的火花点火式内燃机的构成同样。但是，在第一实施方式 第三实施方式中，是根据进气门7的关闭正时来控制EGR阀M的开度，与此相对，在第四实施方式中，是根据EGR_M的开度(或EGR率(再循环排气率))来控制进气门7的关闭正时。此外，EGR阀M的开度，从降低从燃烧室5所排出的排气中的HC，CO以及NOx的观点以及燃料经济性改善的观点，如图13A所示根据内燃机转速以及内燃机负荷确定为最优值。即，应供给的EGR气体量，根据内燃机转速以及内燃机负荷确定为最优值。但是，如上所述，若在进气气体的吹回多的状态下大量供给EGR气体，则会招致燃烧状态的恶化。于是， 在从上述第一实施方式至第三实施方式中，通过使得在进气门的关闭正时处于延迟侧时使 EGR阀M的开度变小，即减少供给的EGR气体量，来抑制燃烧状态的恶化。另一方面，上述的燃烧状态的恶化，也可以不用减少供给的EGR气体量，而是通过减少进气气体的吹回量来抑制。于是，在本实施方式中，在应供给的EGR气体量多时，为了抑制伴随着进气气体的吹回的燃烧的恶化，将进气门关闭的延迟保护正时(遅角力一 K時期)变更为提前侧的正时。图21是示出本实施方式中的供给到进气气体中的EGR气体量和进气门关闭的延迟保护正时的关系的图。在此，所谓延迟保护正时，是进气门7的关闭正时的延迟侧限界值，因此能够变更进气门7的关闭正时的范围被限制在相比延迟保护正时靠提前侧。在EGR 气体量较少的区域，延迟保护正时被设为限界关闭正时。从图21可知，在本实施方式中，EGR气体量越多，则将进气门关闭的延迟保护正时设定为越靠提前侧。更详细地，进气门关闭的延迟保护正时，随着使EGR气体量增大而被提前以使得吹回调整槽12内的EGR气体量维持为一定量以下。通过如此设定进气门关闭的延迟保护正时，在进气门的关闭正时未受保护的情况下进气门7的关闭正时被设为限界关闭正时的内燃机低负荷运行区域中，在EGR气体量多
19时与少的时候相比进气门7的关闭正时被提前。图22示出内燃机负荷比较的低区域中的根据内燃机负荷的进气门7的关闭正时、 机械压缩比、实际压缩比的各变化。图22中的实线A表示EGR气体量多的情况下的各变化， 虚线B表示EGR气体量少的情况下的各变化，单点划线C表示EGR气体量为零的情况下的各变化。如图22所示，在EGR气体量多的情况下，进气门关闭的延迟保护正时设定为提前侧。因此，进气门7的关闭正时，不是相比该延迟保护正时设为延迟侧的正时，其结果，如图 13中实线A所示，相比EGR气体量为零的情况下(图13中的单点划线C)设定为提前侧的正时。如此，若进气门7的关闭正时在内燃机低负荷运行区域相比EGR气体量为零的情况下设定为提前侧(提前角侧，進角側)的正时，则机械压缩比根据其提前角量变小。其结果，实际压缩比与EGR气体量为零的情况下设为大致相同。逆而言之，机械压缩比，即使是在EGR气体量多的情况下也以成为与EGR气体量为零的情况下相同的方式，根据进气门7 的关闭正时的提前角量被设定为较小。此外，若EGR气体量变少，如图21所示，进气门关闭的延迟保护正时向延迟侧变更。因此，在EGR气体量少的情况下，进气门7的关闭正时，如图22虚线B所示，相比EGR 气体量多的情况(图中的实线A)下设为延迟侧的正时。而且，在本实施方式中，节气门17的开度，与EGR气体量为零的情况下同样地被控制。如此，在本实施方式中，在EGR气体量多时，进气门7的关闭正时被提前，因此，进气气体的吹回量减少。因此，可以抑制伴随着进气气体的吹回的燃烧的恶化。而且，如上述，内燃机负荷越高，残留气体比率越降低，所以，燃烧变得难以恶化。 而且，内燃机转速越高，相对于进气气体的吹回的流路阻力变得越大，进气气体变得越难以吹回。进而，燃料中的乙醇浓度越高则混合气变得越易燃烧。因此，在本实施方式中，也可以使得内燃机负荷越高，内燃机转速越高，且燃料中的乙醇浓度越高，则越减少进气门关闭的保护正时的提前角量。通过如此设定进气门关闭的延迟保护正时，在进气门7的关闭正时不受保护的情况下进气门7的关闭正时被设为限界关闭正时的内燃机低负荷运行区域中，内燃机转速低时与高的时候相比使进气门7的关闭正时提前。同样，在内燃机低负荷运行区域中，在内燃机负荷低时与高的时候相比使进气门7的关闭正时提前。进而，在内燃机低负荷运行区域中，燃料中的乙醇浓度低时与高的时候相比进气门7的关闭正时提前。图23是示出本实施方式中的运行控制的控制例程的流程图。如图23所示，首先， 在步骤51中，基于内燃机负荷KL以及内燃机转速NE，使用图9所示的映射，算出目标机械压缩比t ε m以及进气门7的目标关闭正时tivc。其次，在步骤S52中，判定EGR控制的执行条件是否成立。在判定为EGR控制的执行条件不成立的情况下，进入步骤S53，禁止EGR。 其次，在步骤S59中，控制可变压缩比机构A使得机械压缩比成为在步骤S51算出的机械压缩比ε m，控制可变气门正时机构B使得进气门7的关闭正时成为在步骤S51算出的目标进气门关闭正时tivc。另一方面，在步骤S52中判定为EGR控制的执行条件成立的情况下，进入步骤S54。在步骤SM中，基于内燃机负荷KL以及内燃机转速NE，使用图13A所示的映射，算出EGR阀开度tegr。其次，在步骤S55中，基于在步骤SM算出的EGR阀开度tegr，使用图21所示的映射，算出进气门关闭的延迟保护正时give。在步骤S56中，判定步骤S51算出的进气门 7的目标关闭正时tivc是否相比在步骤S55算出的进气门关闭的延迟保护正时give靠延迟侧。在步骤S56中判定为进气门7的目标关闭正时tivc相比进气门关闭的延迟保护正时give为相同正时或靠提前侧的情况下，跳过步骤S57，S58。另一方面，在步骤S56判定为进气门7的目标关闭正时tivc相比进气门关闭的延迟保护正时give靠延迟侧的情况下进入步骤S57。在步骤S57中，目标关闭正时tivc设为进气门关闭的延迟保护正时give，进入步骤S58。在步骤S58中，基于在步骤S57算出的目标关闭正时tivc，修正目标机械压缩 Ktem以使得实际压缩比不发生变化。其次，在步骤S59中，控制可变气门正时机构B以及可变压缩比机构A，以使得成为在步骤S51或步骤S57算出的进气门7的目标关闭正时， 且成为在步骤S51或步骤S58算出的目标机械压缩比。而且，在要算出进气门7的关闭正时时，也可以如上述实施方式那样基于EGR阀M 的开度等算出进气门7的目标关闭正时，并且，与此分开地另外基于内燃机冷却水的温度算出进气门7的目标关闭正时，控制进气门7的关闭正时以使得成为这些目标关闭正时之中的靠提前侧的目标关闭正时。或者，也可以使得内燃机冷却水的温度越高，则越减少进气门关闭的保护正时的提前角量。通过如此设定进气门关闭的延迟保护正时，在进气门7的关闭正时不受保护的情况下进气门7的关闭正时被设为限界关闭正时的内燃机低负荷运行区域中，在内燃机冷却水的温度低时与高的时候相比使进气门7的关闭正时提前。其次，对本发明的第五实施方式进行说明。第五实施方式的火花点火式内燃机的构成，基本上与第四实施方式的火花点火式内燃机的构成为同样。但是，在第四实施方式中，是与节气门17的开度没有关系地控制EGR阀M的开度，与此相对，在本实施方式中，是根据节气门17的开度控制EGR阀M的开度。此外，在图9所示的实施方式中，在内燃机负荷为相比L1较低的低负荷侧的内燃机中负荷运行时以及内燃机低负荷运行时，实际压缩比相比内燃机高负荷运行时的实际压缩比相比降低。如此，若实际压缩比降低，则压缩端的燃烧室5内的温度降低，燃料的着火以及燃烧恶化。此外在该情况下，若减小节气门17的开度，则由基于节气门17的吸入空气量的节流作用而在燃烧室5内发生紊乱，这样可以改善燃料的着火以及燃烧。然而，在该情况下，若减小节气门17的开度，则会招致泵送损失的增大，并且，会招致供给到燃烧室5内的空气量的减少。于是，在本实施方式中，在减小节气门17的开度时，增大EGR阀M的开度，增大EGR气体量，并且将进气门7的关闭正时向提前侧修正。S卩，通过增大EGR阀M的开度，可以抑制节气门17的下流侧的内燃机进气通路内的压力成为负压。因此，通过伴随着减小节气门17的开度而增大EGR阀M的开度，可以补偿泵送损失的增大。因此，在上述实施方式中，是与节气门17的开度无关系地基于内燃机负荷以及内燃机转速来设定EGR阀M的开度，与此相对，在本实施方式中，除了内燃机负荷以及内燃机转速以外，还基于节气门17的开度设定EGR阀M的开度。从而，在本实施方式中，基于如此设定的EGR阀M的开度，如图21所示设定进气门关闭的延迟保护正时。 而且，关于本发明基于特定的实施方式进行了详细描述，然而，只要是本领域技术
人员，都可以不脱离本发明的权利要求的范围以及思想进行各种各样的变更、修正等。
权利要求
1.一种火花点火式内燃机，具备能够在进气下止点以后变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构和使排气的一部分作为EGR气体再度流入燃烧室内的EGR机构，在进气门的关闭正时位于延迟侧时与位于提前侧时相比使EGR气体量减少。
2.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中进气门的关闭正时越位于延迟侧则越使EGR气体量减少。
3.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中在内燃机负荷高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。
4.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中在内燃机转速高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。
5.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中在内燃机冷却水的温度高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。
6.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中在燃料中的乙醇浓度高时与低时相比减小使EGR气体量减少的程度。
7.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中应供给到燃烧室内的EGR气体量，除了基于进气门的关闭正时以外，还基于内燃机冷却水的温度算出，上述EGR机构被控制使得上述EGR气体量成为基于进气门的关闭正时算出的EGR气体量和基于内燃机冷却水的温度算出的EGR气体量之中的较少一方的EGR气体量。
8.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中上述EGR机构具有与内燃机排气通路和内燃机进气通路连通的EGR通路以及设置于该 EGR通路的EGR阀，在使EGR气体量减少时，减小EGR阀的开度。
9.如权利要求8所述的火花点火式内燃机，其中上述EGR阀其开度被控制使得返回到调整槽内的EGR气体量成为一定量以下。
10.一种火花点火式内燃机，具备能够在进气下止点以后变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构和使排气的一部分作为EGR气体再度流入燃烧室内的EGR机构，供给到燃烧室内的吸入气体量主要通过改变进气门的关闭正时来控制，其中，在EGR气体量多时与少时相比使进气门的关闭正时提前。
11.如权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中还具有配置于内燃机进气通路内的节气门，供给到燃烧室内的吸入气体量除了通过改变进气门的关闭正时以外还通过改变节气门的开度来控制，在节气门的开度小时与大时相比上述EGR气体量被增多。
12.如权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中在内燃机负荷高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。
13.如权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中在内燃机转速高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。
14.如权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中在内燃机冷却水的温度高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。
15.如权利要求10所述的火花点火式内燃机，其中在燃料中的乙醇浓度高时与低时相比减小使进气门的关闭正时提前的程度。
16.如权利要求1或10所述的火花点火式内燃机，其中还具有能够变更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机械压缩比被增高。
17.如权利要求16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。
18.如权利要求16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。
全文摘要
本发明的火花点火式内燃机，具备能够在进气下止点以后变更进气门的关闭正时的可变气门关闭正时机构和使排气的一部分作为EGR气体再度流入燃烧室内的EGR机构。EGR机构被控制使得在进气门的关闭正时位于延迟侧时与位于提前侧时相比使EGR气体量减少。由此，可以抑制伴随着进气气体的吹回的气缸间的空燃比以及进气阻力的不均匀的发生。
文档编号F02D15/04GK102301110SQ20098015578
公开日2011年12月28日 申请日期2009年2月12日 优先权日2009年2月12日
发明者吉冈卫 申请人:丰田自动车株式会社