专利名称：火花点火式内燃机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种火花点火式内燃机。
背景技术：
公知一种火花点火式内燃机，其具备可改变机械压缩比的可变压缩比机构和能够控制进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构，且随着内燃机负载的降低而使机械压缩比增大并将进气阀的闭阀时刻延迟(例如参照专利文献1)。在这种内燃机中，在不产生爆燃的范围内尽可能地提高了实际压缩比，且由此提高了热效率。专利文献专利文献1 日本特开2007-30；3423号
发明内容
发明所要解决的课题然而，在这种内燃机中，关于在内燃机启动时这种内燃机温度较低时、或处于冬季这种进气温度较低时提高热效率这方面，未进行任何考虑。本发明的目的在于，提供一种能够在内燃机温度较低时或进气温度较低时提高热效率的火花点火式内燃机。用于解决课题的方法根据本发明，提供一种火花点火式内燃机，其包括能够改变机械压缩比的可变压缩比机构、和能够对进气阀的闭阀时刻进行控制的可变气门正时机构，内燃机预热完成后的预定的标准状态下的实际压缩比和点火时刻分别作为与内燃机的运转状态相对应的基准实际压缩比和基准点火时刻而被预先储存，在代表内燃机温度的温度低于标准状态下的温度、或进气温度低于标准状态下的进气温度时，在内燃机高回转时使实际压缩比与基准实际压缩比相比而增大，在内燃机低回转时使点火时刻与基准点火时刻相比而提前。发明的效果在代表内燃机温度的温度低于标准状态下的温度、或进气温度低于标准状态下的进气温度时，能够在不产生爆燃的条件下提高热效率。
图1为火花点火式内燃机的整体图。图2为可变压缩比机构的分解立体图。图3为以图解方式表示的内燃机的侧剖视4为表示可变气门正时机构的图。图5为表示进气阀以及排气阀的升程量的图。图6为用于对机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比进行说明的图。图7为表示理论热效率与膨胀比之间的关系的图。
图8为用于对普通循环和超高膨胀比循环进行说明的图。图9为表示与要求扭矩相对应的机械压缩比等的变化的图。
图10为表示进气阀的目标闭阀时刻IC等的映像的图。图11为表示内燃机的产生扭矩与点火时刻的关系等的图。图12为用于说明实际压缩比的变化量AAC和点火时刻的变化量AIG以及热效率之间的关系的图。图13为表示基准实际压缩比AC等的映像的图。图14为用于说明实际压缩比和点火时刻的控制的图。图15为用于说明实际压缩比和点火时刻的控制的图。图16为用于实施运转控制的流程图。图17为用于实施运转控制的流程图。
具体实施例方式图1表示火花点火式内燃机的侧剖视图。参照图1，其中，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表示设置在燃烧室5顶面中央部的火花塞，7表示进气阀，8表示进气口，9表示排气阀，10表示排气口。进气口 8通过进气支管11而与浪涌调整槽12相连接，在各进气支管 11上，配置有用于朝向各自所对应的进气口 8内喷射燃料的燃料喷射阀13。并且，也可以取代将燃料喷射阀13配置在各进气支管11上的方式，而将其配置在燃烧室5内。浪涌调整槽12通过进气管14而与空气滤清器15相连接，在进气管14内设置有， 通过作动器16而被驱动的节气门17、和例如使用了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而与例如内置有三元催化剂的催化剂转换器20相连接，在排气歧管19内设置有空燃比传感器21。另外，如图1所示，在气缸体2上安装有用于检测内燃机冷却水温度的温度传感器22，在浪涌调整槽12上安装有用于检测进气温度的温度传感器 23，在催化剂转换器20上安装有用于检测三元催化剂的温度的温度传感器M。另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连接部处设置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A通过改变曲轴箱1与气缸体2在气缸轴线方向上的相对位置，从而能够改变在活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积，并且还设置有能够改变实际压缩作用的开始时刻的实际压缩作用开始时刻变更机构B。并且，在图1所示的实施例中，该实际压缩作用开始时刻变更机构B由能够控制进气阀7的闭阀时刻的可变气门正时机构构成。电控单元30由数字式计算机构成，其具备通过双向总线31而被相互连接在一起的R0M(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)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、空燃比传感器21和各个温度传感器22、23、M的输出信号通过各自所对应的AD转换器37而被输入至输入端口 35。此外，在加速踏板40上连接有负载传感器41，此负载传感器41用于产生与加速踏板40的踏入量L成比例的输出电压，负载传感器41的输出电压经由所对应的AD转换器37而被输入至输入端口 35。而且，在输入端口 35处连接有曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器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经由对应的驱动电路38而与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用作动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B相连接。图2表示图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3表示以图解的方式图示的内燃机的侧剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成有截面呈圆形的凸轮插入孔51。另一方面，在曲轴箱 1的上壁面上形成有，以相互隔开间隔的方式而被嵌入各自所对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些突出部52内也分别形成有截面呈圆形的凸轮插入孔53。以图2所示的方式设置有一对凸轮轴M、55，在各个凸轮轴M、55上，以相互隔开一个的方式而固定有可旋转地插入各个凸轮插入孔51内的圆形凸轮56。这些圆形凸轮56 与凸轮轴M、55的旋转轴线构成同轴。另一方面，如图3中的剖面线所示，在各个圆形凸轮 56之间延伸有相对于各凸轮轴M、55的旋转轴线而被偏心配置的偏心轴57，在该偏心轴57 上，以偏心且可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可旋转地插入对应的各凸轮插入孔53内。当从图3㈧所示的状态起，使固定在各凸轮轴M、55上的圆形凸轮56如图3㈧ 中实线箭头所示向互为相反的方向旋转时，由于偏心轴57向下方中央移动，因而圆形凸轮 58将在凸轮插入孔53内如图3 (A)中虚线箭头所示向与圆形凸轮56相反的方向旋转，从而如图3 (B)所示，在偏心轴57移动到下方中央处时，圆形凸轮58的中心向偏心轴57的下方移动。对图3㈧和图3(B)进行比较可知，曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置由圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离来决定，圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58 的中心之间的距离越大，气缸体2越远离曲轴箱1。当气缸体2远离曲轴箱1时，活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积将增大，因此，能够通过使各凸轮轴M、55旋转，从而改变活塞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分别向相反方向旋转，从而在驱动电机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，与这些蜗轮61、62啮合的齿轮63、 64分别被固定在各个凸轮轴M、55的端部。在该实施例中，通过对驱动电机59进行驱动， 从而能够在较广范围内对活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积进行变更。并且，图 1至图3所示的可变压缩比机构A是一个示例，可以使用任何形式的可变压缩比机构。另一方面，图4图示了在图1中被安装在用于对进气阀7进行驱动的凸轮轴70端部上的可变气门正时机构B。参照图4，该可变气门正时机构B包括正时带轮71，其利用内燃机的曲轴，并通过正时带而向箭头方向旋转；圆筒状外壳72，其与正时带轮71 一起旋转；旋转轴73，其能够与进气阀驱动用凸轮轴70 —起旋转、且相对于圆筒状外壳72而进行相对旋转；多个隔壁74，其从圆筒状外壳72的内周面起延伸到旋转轴73的外周面为止；叶片75，其在各隔壁74之间从旋转轴73的外周面起延伸到圆筒状外壳72的内周面为止，并且，在各叶片75的两侧分别形成有提前角用油压室76和滞后角用油压室77。向各油压室76、77供给的工作油的供给控制通过工作油供给控制阀78来实施。该工作油供给控制阀78包括分别与各油压室76、77相连接的油压口 79、80 ；从液压泵81喷出的工作油的供给口 82 ；—对排放口 83、84 ；滑阀85，其在各个口 79、80、82、83、84之间进行连通切断控制。在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向右侧移动，从而使由供给口 82供给的工作油通过油压口 79而被供给至提前角用油压室76，并且使滞后角用油压室77内的工作油从排放口 84被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而向箭头方向进行相对旋转。相对于此，在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位滞后时，在图4中使滑阀85向左侧移动，从而使由供给口 82供给的工作油通过液压口 80而被供给至滞后角油压室77，并使提前角用油压室76内的工作油从排放口 83被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而向箭头的相反方向进行相对旋转。在使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而进行相对旋转时，如果滑阀85回到图4所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作将被停止，从而旋转轴73将被保持在当时的相对旋转位置处。因此，通过可变气门正时机构B，能够使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位以所需的量而进行提前，并以所需的量而进行滞后。在图5中，实线表示通过可变气门正时机构B而使进气阀驱动凸轮轴70的凸轮的相位最大程度地提前时的情形，虚线表示使进气阀驱动凸轮轴70的相位最大程度地滞后时的情形。因此，进气阀7的开阀期间能够在图5中的实线所示的范围和虚线所示的范围之间任意地进行设定，因此进气阀7的闭合时刻也可以设定为，在图5中箭头C所示范围内的任意的曲轴转角。图1与图4所示的可变气门正时机构B表示一个示例，还可以使用各种形式的可变气门正时机构，例如可以使用，能够在将进气阀的开阀时刻维持固定的条件下只改变进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构等。接下来，参照图6对本申请中所使用的术语的含义进行说明。并且，为了进行说明，在图6的(A)、(B)、(C)中图示了燃烧室容积为50ml、且活塞行程容积为500ml的发动机，在上述图6的(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，仅根据压缩行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积而机械性地确定的值，该机械压缩比用(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6(A)所示的示例中，此机械压缩比为(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，根据实际情况下从压缩作用被开始时起至活塞到达上止点为止的实际的活塞行程容积与燃烧室容积而确定的值，该实际压缩比用(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积来表示。即，如图6(B)所示，在压缩行程中，即使活塞开始上升，但在进气阀打开的期间也不会发挥压缩作用，而是从进气阀闭阀时起，开始发挥实际的压缩作用。因此，实际压缩比利用实际的行程容积而被表示为上述形式。在图6(B)所示的示例中，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，根据膨胀行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积而确定的值，该膨胀比用(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图 6(C)所示的示例中，该膨胀比为(50ml+500ml)/50ml = 11。接下来，参照图7和图8对本发明中所使用的超高膨胀比循环进行说明。另外，图 7图示了理论热效率与膨胀比之间的关系，图8图示了在本发明中按照负载而被区分使用的、普通的循环和超高膨胀比循环之间的比较。图8(A)图示了普通循环，即，进气阀在下止点附近闭阀，且从大致进气下止点附
6近起使活塞的压缩作用开始发挥的情况下的循环。在该图8(A)所示的示例中，也与图 6(A)、(B)、(C)所示的示例同样，设定燃烧室容积为50ml，且设定活塞的行程容积为500ml。 从图8(A)中可知，在普通循环中，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，在普通内燃机中，机械压缩比与实际压缩比以及膨胀比大致相等。图7中的实线图示了，实际压缩比与膨胀比大致相等时的理论热效率的变化、即普通循环中的理论热效率的变化。已知在此情况下，膨胀比越大、即实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在普通循环中，欲提高理论热效率，只需提高实际压缩比即可。然而， 由于受到内燃机高负载运转时会发生爆燃的制约，从而实际压缩比最大也只能升高到12 左右，因此在普通循环中无法充分地提高理论热效率。另一方面，对在此情况下在严格地区分机械压缩比与实际压缩比的同时提高理论热效率进行了研究，其结果发现，理论热效率由膨胀比支配，而实际压缩比不会对理论热效率造成像膨胀比这么大的影响。即，虽然当提高实际压缩比时爆发力会增加，但是为进行压缩而需要大量的能量，如此即使提高实际压缩比，理论热效率也并不太会提高。相对于此，当增大膨胀比时，在膨胀行程时下压力对活塞作用的期间变长，如此， 活塞对曲轴施加扭矩的期间变长。因此，膨胀比越大则理论热效率越高。图7中的虚线ε =10图示了，在将实际压缩比固定为10的状态下提高了膨胀比时的理论热效率。可以看出，在以此方式将实际压缩比维持在较低值的状态下提高了膨胀比时的、理论热效率的提高量，与图7中的实线所示的这种实际压缩比也与膨胀比一起被增大时的、理论热效率的提高量相比，不存在较大差别。当以此方式而将实际压缩比维持在较低值时，不会发生爆燃，因此如果在将实际压缩比维持在较低值的状态下提高膨胀比，则能够在阻止爆燃的发生的同时大幅度地提高理论热效率。图8(B)图示了，使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B而将实际压缩比维持在低值的同时提高膨胀比的情况的一个示例。参照图8 (B)，在该示例中，通过可变压缩比机构A而使燃烧室容积从50ml减少到 20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B而使进气阀的闭阀时刻滞后，直至实际的活塞行程容积从500ml变为200ml。其结果为，在该示例中，实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml = 11，膨胀比为(20ml+500ml)/20ml = 26。在图8(A)所示的普通循环中，如上文所述，实际压缩比约为11，膨胀比为11，与此情况相比，在图8(B)所示的情况下，可以看出只有膨胀比被提高到了沈。这就是被称为超高膨胀比循环的原因。—般而言，在内燃机中，内燃机负载越低则热效率越差，因此为了提高内燃机运转时的热效率、即改善耗油率，需要提高内燃机负载较低时的热效率。另一方面，在图8(B)所示超高膨胀比循环中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积被设定得较小，因而燃烧室5 内能够吸入的进气量较少，因此该超高膨胀比循环只能够在内燃机负载比较低时采用。因此，在本发明的实施例中设定为，在内燃机负载较低时，采用图8(B)所示的超高膨胀比循环，在内燃机高负载运转时，采用图8(A)所示的普通循环。接下来，参照图9，对内燃机预热结束后的运转控制整体进行简要说明。在图9中图示了内燃机预热完成后的、与内燃机转数为某转数时的内燃机要求扭矩相对应的进气量、进气阀闭阀时刻、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节气门17开度的各自的变化。并且，图9图示了如下情况，S卩，根据空燃比传感器21的输出信号而将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比，以便能够通过催化剂转换器20内的三元催化剂而使废气中的未燃烧HC、CO以及NOx同时减少。另外，如上所述，在内燃机高负载运转时，也就是要求扭矩TQ较高时，执行图8(A) 所示的普通循环。因此，如图9所示，由于此时机械压缩比较低，因此膨胀比较低，从而如图 9中的实线所示，进气阀7的闭阀时刻以图5中的实线所示的方式而被提前。另外，此时进气量较大，且此时节气门17的开度被保持为全开状态。另一方面，如图9中实线所示，当内燃机的要求扭矩TQ降低时，为了使进气量随之减少，而将进气阀7的闭阀时刻延迟。而且在此时，机械压缩比随着内燃机的要求扭矩TQ 的降低而增大，以使实际压缩比随着内燃机的要求扭矩TQ的降低而逐渐增大。因此，此时膨胀比也随着内燃机的要求扭矩TQ的降低而增大。并且此时节气门17也被保持为全开的状态，因此，被供给至燃烧室5内的进气量不取决于节气门17，而通过改变进气阀7的闭阀时刻来进行控制。当内燃机的要求扭矩TQ进一步降低时，机械压缩比将被进一步增大，当内燃机的要求扭矩TQ降低至靠近低负载的扭矩TX时，机械压缩比将被设定为最大机械压缩比。在要求扭矩TQ与机械压缩比被设定为最大机械压缩比时的扭矩TX相比更低的区域中，机械压缩比被保持为最大机械压缩比。因此在内燃机低负载运转时，机械压缩比达到最大，膨胀比也达到最大。另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机的要求扭矩TQ降到TX时，进气阀7 的闭阀时刻将成为能够对供给至燃烧室5内的进气量进行控制的极限闭阀时刻。当进气阀 7的闭阀时刻到达极限闭阀时刻时，在内燃机的要求扭矩TQ与进气阀7的闭阀时刻已到达极限闭阀时刻时的扭矩TX相比更低的区域中，进气阀7的闭阀时刻将被保持为极限闭阀时刻。当进气阀7的闭阀时刻被保持为极限闭阀时刻时，已经无法通过进气阀7的闭阀时刻的变化来控制进气量。在图9所示的实施例中，此时，即在内燃机的要求扭矩TQ与进气阀7的闭阀时刻已达到极限闭阀时刻时的扭矩TX相比更低的区域中，通过节气门17来控制被供给至燃烧室5内的进气量，内燃机的要求扭矩TQ越低，则节气门17的开度被设定得越小。另一方面，通过以图9中虚线所示的方式，随着内燃机的要求扭矩TQ降低，而将进气阀7的闭阀时刻提前，从而也能够在不通过节气门17的情况下控制进气量。因此，如果以能够将图9中实线所示的情况和虚线所示的情况均包含在内的方式来表述，则表述为， 在本发明的实施例中，进气阀7的闭阀时刻随着内燃机的要求扭矩TQ的降低，而向远离进气下止点BDC的方向移动，直至能够对被供给到燃烧室内的进气量进行控制的极限闭阀时刻TX为止。另外，如前文所述，在图8 (B)所示的超高膨胀比循环中，膨胀比被设定为沈。虽然该膨胀比越高越理想，但从图7中可以看出，即使对于实际上可以使用的下限实际压缩比 ε =5而言，只要膨胀比为20以上即可得到相当高的理论热效率。因此，在本发明的实施例中，以使膨胀比达到20以上的方式而形成了可变压缩比机构Α。如上所述，在本发明的实施例中，供给到燃烧室5内的进气量基本上通过控制进气阀7的闭阀时刻而进行控制，仅在低负载运转时，进气量被节气门17控制。此时，在本发明的实施例中，获得满足要求扭矩TQ的进气量所必需的进气阀7的目标闭阀时刻IC，作为内燃机的要求扭矩TQ和内燃机的转数N的函数而以图10(A)所示的映像形式被预先存储在R0M32内。此外，节气门17的目标开度θ也作为内燃机的要求扭矩TQ和内燃机的转数 N的函数而以图10(B)所示的映像形式被预先存储在R0M32内。另一方面，图11 (A)图示了内燃机的要求扭矩TQ为某个要求扭矩时的内燃机产生扭矩与点火时刻之间的关系。并且，在图Il(A)中，横轴表示以MBT(Minimum advance for Best Torque:最大扭矩的最小点火提前角)为基准的曲轴转角。即，在图11 (A)中，横轴的-15°表示点火时刻相对于MBT的滞后角量为15°。另一方面，图Il(B)表示点火时刻相对于MBT的滞后角量Δ IG与内燃机转数之间的关系。从图Il(A)中可知，在点火时刻被设定为MBT时，能够获得最大的产生扭矩，因此， 优选将点火时刻设定为ΜΒΤ。然而由于在内燃机低回转时，在燃烧室5内产生的紊乱很小， 所以着火火焰的传播速度迟缓，当此时将点火时刻设定为MBT时，则伴随着燃烧室5内的压力升高，燃烧室5周边部的未燃烧的气体将自燃，从而产生爆燃。因此，在内燃机低回转时， 不能将点火时刻设定为ΜΒΤ，此时，必须使点火时刻相对于MBT而滞后，以避免产生爆燃。相对于此，由于在内燃机高回转时，在燃烧室5内将产生强烈的紊乱，所以即使点火时刻为MBT也不会产生爆燃，因此在内燃机回转时，将点火时刻设定为ΜΒΤ。因此如图 11⑶所示，随着内燃机转数降低，使点火时刻相对于MBT的滞后角量AIG增大。并且，从图11㈧中可知，当使相对于MBT的滞后角量Δ IG增大时，内燃机的产生扭矩将降低。因此，当提高实际压缩比时，容易产生爆燃，且当将点火时刻提前时，容易产生爆燃。因此在提高实际压缩比时，如果使点火时刻滞后，则能够阻止爆燃的发生，相反在提前了点火时刻时，如果降低实际压缩比，则能够阻止爆燃的发生。图12㈧图示了能够阻止爆燃的发生的、实际压缩比的变化量AAC与点火时刻的变化量AIG之间的关系。从图12㈧可知，如果随着实际压缩比的变化量AAC的增大而使点火时刻的滞后量Δ IG增大，则能够阻止爆燃的发生，如果随着点火时刻的提前量AIG的增大而使实际压缩比的减少量AAC增大，则能够阻止爆燃的发生。并且，图12(A)图示了图1所示内燃机的AAC与Δ IG之间的关系，在图1所示的内燃机中，存在AAC Δ IG = 1 6的关系。另一方面，图12(B)图示了图1所示内燃机的热效率与点火时刻的变化量Δ IG之间的关系，图12(C)图示了图1所示内燃机的热效率与实际压缩比的变化量AAC之间的关系。从图12(B)中可知，当点火时刻相对于MBT的滞后角量AIG增大时，热效率的减少量将逐渐增大。相对于此，从图12(C)可知，当实际压缩比增大时，热效率将单调增大。另一方面，图12(B)和12(C)中图示了如下情况下的热效率的变化，即当点火时刻为MBT时，按照AACl AIGl = I 6的关系来使实际压缩比和点火时刻发生变化的情况；以及当点火时刻相对于MBT而滞后15°时，按照AAC2 Δ IG2 = 1 6的关系来使点火时刻和实际压缩比发生变化的情况。如上所述，在内燃机高回转时，将点火时刻设定为ΜΒΤ。从图12⑶可知，即使点火时刻在MBT附近发生少许变化，热效率也不会发生较大变化，因此，使实际压缩比增大了 AACl时的热效率的增大量F1，大于使点火时刻相对于MBT而滞后了 AIGl时的热效率的减少量Ε1。因此，在内燃机高回转时，通过使实际压缩比增大并使点火时刻滞后，从而能够在阻止爆燃发生的同时，使热效率提高。此时，存在下述实际压缩比和点火时刻，即因增大实际压缩比而导致的热效率的增大量Fl与因滞后点火时刻而导致的热效率的减少量El之间的差(Fl-El)达到最大的、 实际压缩比和点火时刻，在内燃机预热完成后的预定的标准状态下，上述的差(Fl-El)达到最大时的实际压缩比和点火时刻、即能够获得最大热效率的实际压缩比和点火时刻被设定为，内燃机高回转时的基准实际压缩比和基准点火时刻。并且，预定的标准状态是指，例如大气压为标准大气压(0. IMPa)，大气温度、即进气温度为20°C时的状态。另一方面，如上所述，在内燃机低回转时，点火时刻相对于MBT而大幅度滞后，此时从图12(B)可知，当点火时刻变化时，热效率将大幅变化，因此，使点火时刻提前了 AIG2 时的热效率的增加量E2，大于使实际压缩比降低了 AAC2时的热效率的减少量F2，因此在内燃机低回转时，通过使点火时刻提前并使实际压缩比降低，从而能够在阻止爆燃的发生的同时提高热效率。此时，存在下述点火时刻和实际压缩比，即，因提前点火时刻而导致的热效率的增大量E2与因降低实际压缩比而导致的热效率的减少量F2之间的差(E2-F2)达到最大的、 点火时刻和实际压缩比，在内燃机预热完成后的预定的标准状态下，上述差(E2-M)达到最大时的点火时刻和实际压缩比、即能够获得最大热效率的点火时刻和实际压缩比被设定为，内燃机低回转时的基准点火时刻和基准实际压缩比。在本发明的实施例中，内燃机预热完成后的预定的标准状态下的上述基准实际压缩比AC和基准点火时刻IC作为内燃机的要求扭矩TQ和内燃机转数N的函数而分别以图 13(A)和13⑶所示的映像形式被预先存储在R0M32内，并在内燃机预热完成后，根据这些映像而计算实际压缩比和点火时刻。而且，在内燃机启动时这种内燃机温度较低时不易产生爆燃，因此，此时通过使实际压缩比提高或使点火时刻提前，从而能够进一步提高热效率。此外，在如处于冬季这种进气温度较低之时，也不易产生爆燃，因此，此时通过使实际压缩比提高或使点火时刻提前， 从而能够进一步提高热效率。在此情况下，热效率与点火时刻的滞后角量Δ IG之间的关系也成为如图12⑶所示的关系，且热效率与实际压缩比的变化量AAC之间的关系也成为图12(C)所示的关系。 即，如上所述，在内燃机高回转时，将点火时刻设定在MBT附近，从而即使点火时刻在MBT附近发生少许变化，热效率也不会发生较大的变化。因此在内燃机高回转时，与使点火时刻提前相比，使实际压缩比增大更能够提高热效率。因此在本发明中，在内燃机温度较低或进气温度较低时的内燃机高回转时，通过使实际压缩比与基准实际压缩比相比而增大，从而提高了热效率。另一方面，在内燃机低回转时，当以上述方式使点火时刻变化时，热效率将发生大幅变化。因此在内燃机低回转时，与使实际压缩比增大相比，使点火时刻提前更能够提高热效率。因此在本发明中，在内燃机温度较低或进气温度较低时的内燃机低回转时，使点火时刻与基准点火时刻相比而提前，从而提高了热效率。S卩，在本发明中，内燃机预热完成后的预定的标准状态下的实际压缩比和点火时刻，分别作为与内燃机的运转状态相对应的基准实际压缩比和基准点火时刻而被预先存储，在代表内燃机温度的温度低于标准状态下的温度、或进气温度低于标准状态下的进气温度时，在内燃机高回转时使实际压缩比与基准实际压缩比相比而增大，在内燃机低回转时使点火时刻与基准点火时刻相比而提前。此外，如果以此方式而在内燃机温度较低时或进气温度较低时通过使实际压缩比增大或使点火时刻提前来提高热效率，则废气温度将降低，其结果为，在三元催化剂、即排气净化用催化剂活化之前，需要耗费时间。因此在本发明的一个实施例中，在代表内燃机温度的温度低于标准状态下的温度或进气温度低于标准状态下的进气温度、且排气净化用催化剂已活化时，在内燃机高回转时使实际压缩比与基准实际压缩比相比而增大，在内燃机低回转时使点火时刻与基准点火时刻相比而提前。S卩，在该实施例中，在排气净化用催化剂尚未活化时，停止实际压缩比的增大和点火时刻的提前对热效率的提高作用，而在排气净化用催化剂已活化时，发挥实际压缩比的增大和点火时刻的提前对热效率的提高作用。并且，在排气净化用催化剂尚未活化时，通过使热效率下降并使废气温度升高，从而能够使排气净化用催化剂及早活化。此时，实际压缩比越低，则热效率越低，且点火时刻越延迟，则热效率越低。因此在该实施例中，在尽管代表内燃机温度的温度低于标准状态下的温度或进气温度低于标准状态下的进气温度、但是排气净化用催化剂尚未活化时，则使实际压缩比降低至最小实际压缩比，并使点火时刻滞后至最大滞后角量。而且，如上所述，在本发明中，在内燃机温度较低或进气温度较低时，在内燃机高回转时实际压缩比被增大，而在内燃机低回转时点火时刻被提前。另外，此时也与已说明的内燃机预热完成后的标准状态时的情况相同，存在下述实际压缩比和点火时刻，即，在内燃机高回转时因增大实际压缩比而导致的热效率的增大量与因滞后点火时刻而导致的热效率的减少量之间的差达到最大的、实际压缩比和点火时刻，还存在下述点火时刻和实际压缩比，即，在内燃机低回转时因提前点火时刻而导致的热效率的增大量与因降低实际压缩比而导致的热效率的减少量之间的差值达到最大的、点火时刻和实际压缩比。因此在本发明的另一个实施例中，为了在阻止爆燃的发生的同时进一步提高热效率，从而如图4㈧所示，在内燃机高回转时使实际压缩比增大，并使点火时刻滞后，且在内燃机低回转时使点火时刻提前，并使实际压缩比降低。图14(B)表示该另一个实施例中在不同的进气温度a、b、c下的实际压缩比的增大量或减少量ΔΑα与内燃机转数N之间的关系。图14(C)表示该另一个实施例中在不同的进气温度a、b、c下的点火时刻的提前角量或滞后角量Δ IGl与内燃机转数N之间的关系。 并且，在图14(B)、(C)中，进气温度存在a>b>c&关系。因此从图14(B)、(C)中可以获知，内燃机转数N越高以及进气温度越低，则实际压缩比的增大量AACl越大并且点火时刻的滞后角量AIGl越大；而内燃机转数N越低以及进气温度越低，则实际压缩比的减少量 AACl越大并且点火时刻的提前角量Δ IGl越大。此夕卜，图15㈧和15(B)中图示了在该另一个实施例中使用内燃机冷却水温度作为代表内燃机温度的温度的情况下的各种关系。即，图15(A)表示在不同的内燃机冷却水温度a、b、c下的实际压缩比的增大量或减少量AAC2与内燃机转数N之间的关系，图15(B) 表示在不同的内燃机冷却水温度a、b、c下的点火时刻的提前角量或滞后角量AIG2与内燃机转数N之间的关系。并且，在图15㈧、(B)中，冷却水温度存在a>b>c&关系。
因此，从图15(A)、⑶中可知，内燃机转数N越高以及冷却水温度越低，则实际压缩比的增大量AAC2越大并且点火时刻的滞后角量AIG2越大；而内燃机转数N越低以及冷却水温度越低，则实际压缩比的减少量AAC2越大并且点火时刻的提前角量AIG2越大。作为代表性的运转控制程序，在图16中图示了该另一个实施例的运转控制程序。 并且，该程序通过每隔固定时间的中断而被执行。参照图16，首先在步骤100中，根据图10㈧所示的映像来计算进气阀7的目标闭阀时刻ic。然后在步骤101中，根据图13(A)所示的映像来计算内燃机预热完成后的标准状态下的基准实际压缩比AC。然后在步骤102中，判断由温度传感器M检测到的催化剂温度TC是否高于催化剂活化温度TCtl,当TC彡TC0时，进入步骤106，并将目标实际压缩比 ACO设定为最小实际压缩比AQ。然后进入步骤107。相对于此，当TC > TCtl时则进入步骤 103。在步骤103中，基于由温度传感器23检测到的进气温度和内燃机转数N，并根据图 14(B)所示的关系来计算实际压缩比的增大量或减少量AAC1。然后在步骤104中，基于由温度传感器22检测到的内燃机冷却水温度和内燃机转数N，并根据图15(A)所示的关系来计算实际压缩比的增大量或减少量AAC2。然后在步骤105中，通过在基准实际压缩比AC 上加上AACl和Δ AC2，从而计算目标实际压缩比ACO ( = AC+Δ ACl+Δ AC2)，然后进入步骤 107。在步骤107中，计算在将实际压缩比设定为目标实际压缩比ACO时所需的目标机械压缩比CR。然后在步骤108中，根据图10(B)所示的映像来计算节气门17的目标开度 θ。然后在步骤109中，根据图13(B)所示的映像来计算内燃机预热完成后的标准状态下的基准点火时刻IG。然后在步骤110中，再次判断由温度传感器M检测到的催化剂温度 TC是否高于催化剂活化温度TCtl,当TC彡TC0时，进入步骤114，并将目标点火时刻IGO设定为最大滞后角量然后进入步骤115。相对于此，当TC > TC0时则进入步骤111。在步骤111中，基于由温度传感器23检测到的进气温度以及内燃机转数N，并根据图14(C)所示的关系来计算点火时刻的提前角量或滞后角量AIG1。然后在步骤112中，基于由温度传感器22检测到的内燃机冷却水温度和内燃机转数N，并根据图15(B)所示的关系来计算点火时刻的提前角量或滞后角量△ IG2。然后在步骤113中，通过在基准点火时刻 IG上加上AIG 1和AIG 2，从而计算目标点火时刻IGO ( = IG+Δ IGl+Δ IG2)。然后进入步骤115。在步骤115中，以机械压缩比成为目标机械压缩比CR的方式来控制可变压缩比机构Α，以进气阀7的闭阀时刻成为目标闭阀时刻IC的方式来控制可变气门正时机构B，以点火时刻成为目标时刻IGO的方式来控制火花塞6的点火作用，以节气门17的开度成为目标开度θ的方式来控制节气门17。符号说明1曲轴箱2气缸体3气缸盖4 活塞5燃烧室7进气阀
22、23、M温度传感器70进气阀驱动用凸轮轴A可变压缩比机构B可变气门正时机构
权利要求
1.一种火花点火式内燃机，具备能够对机械压缩比进行变更的可变压缩比机构、和能够对进气阀的闭阀时刻进行控制的可变气门正时机构，其中，内燃机预热完成后的预定的标准状态下的实际压缩比和点火时刻分别作为与内燃机的运转状态相对应的基准实际压缩比和基准点火时刻而被预先储存，在代表内燃机温度的温度低于上述标准状态下的温度、或进气温度低于上述标准状态下的进气温度时，在内燃机高回转时使实际压缩比与上述基准实际压缩比相比而增大，在内燃机低回转时使点火时刻与上述基准点火时刻相比而提前。
2.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其中，在代表内燃机温度的温度低于上述标准状态下的温度或进气温度低于上述标准状态下的进气温度、且排气净化用催化剂已活化时，在内燃机高回转时使实际压缩比与上述基准实际压缩比相比而增大，在内燃机低回转时使点火时刻与上述基准点火时刻相比而提前。
3.如权利要求2所述的火花点火式内燃机，其中，在尽管代表内燃机温度的温度低于上述标准状态下的温度或进气温度低于上述标准状态下的进气温度、但是排气净化用催化剂并未活化时，使实际压缩比降低至最小实际压缩比，并使点火时刻滞后至最大滞后角量。
4.如权利要求1或2所述的火花点火式内燃机，其中，在代表内燃机温度的温度低于上述标准状态下的温度、或进气温度低于上述标准状态下的进气温度时，在内燃机高回转时使实际压缩比与上述基准实际压缩比相比而增大、并使点火时刻与上述基准点火时刻相比而滞后，在内燃机低回转时使点火时刻与上述基准点火时刻相比而提前、并使实际压缩比与上述基准实际压缩比相比而降低。
5.如权利要求4所述的火花点火式内燃机，其中，代表内燃机温度的温度越低于上述标准状态下的温度、或进气温度越低于上述标准状态下的进气温度，则在内燃机高回转时越使实际压缩比增大并使点火时刻滞后，而在内燃机低回转时越使点火时刻提前并使实际压缩比降低。
全文摘要
本发明提供一种内燃机，其具备能够对机械压缩比进行变更的可变压缩比机构(A)、和能够对进气阀(7)的闭阀时刻进行控制的可变气门正时机构(B)。内燃机预热完成后的预定的标准状态下的实际压缩比和点火时刻分别作为基准实际压缩比和基准点火时刻而被预先储存。在内燃机温度较低或进气温度较低时，在内燃机高回转时使实际压缩比与基准实际压缩比相比被增大，在内燃机低回转时使点火时刻与基准点火时刻相比被提前。
文档编号F02P5/145GK102597464SQ20098016224
公开日2012年7月18日 申请日期2009年12月28日 优先权日2009年12月28日
发明者小玉航平, 秋久大辅 申请人:丰田自动车株式会社