火花点火式内燃发动机.pdf

一种火花点火式内燃发动机，包括能改变机械压缩比的可变压缩比机构、能改变实际压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时改变机构、以及排气门。在发动机低负荷运转时，使机械压缩比最大化以获得最大膨胀比，并且设定实际压缩比使得不会发生爆燃。所述最大膨胀比是20或更大。在发动机低负荷运转时所述排气门的关闭正时大致设为进气上止点。由于此原因，即使在大膨胀比的状态下运转内燃发动机，废气净化催化剂也可保持在较高的温度。

1.  一种火花点火式内燃发动机，包括：能改变机械压缩比的可变压缩比机构、能改变实际压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时改变机构、以及排气门，其中，在发动机低负荷运转时使机械压缩比最大化以获得最大膨胀比并且设定实际压缩比使得不会发生爆燃，其中所述最大膨胀比是20或更大，其中在发动机低负荷运转时所述排气门的关闭正时大致设为进气上止点。

2.  一种火花点火式内燃发动机，包括：能改变机械压缩比的可变压缩比机构、能改变实际压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时改变机构、以及能改变排气门的关闭正时的排气可变气门正时机构，其中，在发动机低负荷运转时使机械压缩比最大化以获得最大膨胀比并且设定实际压缩比使得不会发生爆燃，其中所述最大膨胀比是20或更大，其中所述排气门的关闭正时在发动机低负荷运转时的可设定区域比在发动机高负荷运转时的可设定区域更多地限制在进气上止点侧。

3.  如权利要求2所述的火花点火式内燃发动机，其中在发动机低负荷运转时，所述排气门的关闭正时大致设为进气上止点。

4.  如权利要求2所述的火花点火式内燃发动机，进一步包括能改变进气门的打开正时的进气可变气门正时机构，其中控制所述排气门的关闭正时和所述进气门的打开正时使得在发动机低负荷运转时所述进气门的打开和所述排气门的打开重叠的时间段最小。

5.  如权利要求2所述的火花点火式内燃发动机，进一步包括能改变进气门的打开正时的进气可变气门正时机构，其中控制所述排气门的关闭正时和所述进气门的打开正时使得在发动机低负荷运转时所述进气门的打开和所述排气门的打开重叠的时间段变成零。

6.  如权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，进一步包括能改变进气门的打开正时的进气门打开正时改变机构，其中在发动机低负荷运转时，所述进气门的打开正时大致设为进气上止点。

7.  如权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中在发动机低负荷运转时的所述实际压缩比设为与在发动机中负荷及高负荷运转时的实际压缩比大致相同。

8.  如权利要求7所述的火花点火式内燃发动机，其中在发动机低转速时，不管所述发动机负荷如何，所述实际压缩比落在9至11的范围内。

9.  如权利要求8所述的火花点火式内燃发动机，其中所述发动机转速越高，则所述实际压缩比越高。

10.  如权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中所述实际压缩作用开始正时改变机构包括能改变进气门的关闭正时的进气可变气门正时机构。

11.  如权利要求10所述的火花点火式内燃发动机，其中通过改变所述进气门的关闭正时来控制供给至燃烧室的进气量。

12.  如权利要求11所述的火花点火式内燃发动机，其中所述进气门的关闭正时随着所述发动机负荷降低而向远离进气下止点的方向移位直到仍能控制供给至所述燃烧室的进气量的极限关闭正时为止。

13.  如权利要求12所述的火花点火式内燃发动机，其中在负荷高于所述进气门的关闭正时达到所述极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，不管设置在发动机进气通道中的节气门如何，通过改变所述进气门的关闭正时来控制供给至所述燃烧室的进气量。

14.  如权利要求13所述的火花点火式内燃发动机，其中在负荷高于所述进气门的关闭正时达到所述极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述节气门保持在完全打开状态。

15.  如权利要求12所述的火花点火式内燃发动机，其中在负荷低于所述进气门的关闭正时达到所述极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，利用设置在发动机进气通道中的节气门来控制供给至所述燃烧室内的进气量。

16.  如权利要求12所述的火花点火式内燃发动机，其中在负荷低于所述进气门的关闭正时达到所述极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述负荷越低，使空燃比越大。

17.  如权利要求12所述的火花点火式内燃发动机，其中在负荷低于所述进气门的关闭正时达到所述极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，所述进气门的关闭正时保持在所述极限关闭正时。

18.  如权利要求1或2所述的火花点火式内燃发动机，其中所述机械压缩比随着发动机负荷变低而增加至极限机械压缩比。

19.  如权利要求18所述的火花点火式内燃发动机，其中在负荷低于所述机械压缩比达到所述极限机械压缩比时的发动机负荷的区域内，所述机械压缩比保持在所述极限机械压缩比。

火花点火式内燃发动机
技术领域
本发明涉及一种火花点火式内燃发动机。
背景技术
本领域公知一种设置有能改变机械压缩比的可变压缩比机构和能控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构的火花点火式内燃发动机，其在发动机中负荷运转和发动机高负荷运转时通过增压器执行增压动作，并且在保持发动机中负荷及高负荷运转时固定的实际压缩比的状态下，随着发动机负荷变低增加机械压缩比和并延迟进气门的关闭正时(例如，见日本专利公开(A)No.2004-218522)。
然而，大体上，在内燃发动机中，膨胀比越大，则在膨胀行程中向下力作用在活塞上的时间段越长，因此膨胀比越大，则热效率就提高得越多。因此，为了在发动机运转时提高热效率，优选地使机械压缩比尽可能高并使膨胀比是大膨胀比。
然而，如果以这种方法增加膨胀比，则燃烧室中产生的大部分热能转化为动能，所以废气温度下降。进一步地，随之，燃烧室中的废气在膨胀行程终点的压力也变低并且相应地废气变得难以从燃烧室排出。当膨胀比设为20或更大时该倾向看上去特别明显。
另一方面，如果设置在发动机排气通道中的发动机废气净化催化剂没有升温至特定的温度或更高的温度，则其通常不会表现出优良的废气净化作用。由于该原因，在大多数内燃发动机中，利用从发动机机体排出的废气的热量来将废气净化催化剂保持在高温。
然而，如以上所述，如果增加膨胀比，则废气温度下降，所以废气净化催化剂每单位流量升高的温度降低。进一步地，如果增加膨胀比，则废气变得难以从燃烧室排出，所以流入废气净化催化剂的废气的流量变得更小。由于该原因，如果在大膨胀比的状态下运转内燃发动机，则难于将废气净化催化剂保持在高温。
发明内容
因此，本发明的一个目的是提供一种火花点火式内燃发动机，即使在大膨胀比的状态下运转所述内燃发动机时，也能将废气净化催化剂保持在较高的温度。
本发明提供一种在权利要求书的权利要求中描述的火花点火式内燃发动机作为实现上述目的的装置。
在本发明的一方面中，提供一种火花点火式内燃发动机，包括：能改变机械压缩比的可变压缩比机构、能改变实际压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时改变机构、以及排气门，其中，在发动机低负荷运转时使机械压缩比最大化以获得最大膨胀比并且设定实际压缩比使得不会发生爆燃，其中最大膨胀比是20或更大，其中在发动机低负荷运转时排气门的关闭正时大致设为进气上止点。
在本发明的另一方面中，提供一种火花点火式内燃发动机，包括：能改变机械压缩比的可变压缩比机构、能改变实际压缩作用的开始正时的实际压缩作用开始正时改变机构、以及能改变排气门的关闭正时的排气可变气门正时机构，其中，在发动机低负荷运转时使机械压缩比最大化以获得最大膨胀比并且设定实际压缩比使得不会发生爆燃，其中最大膨胀比是20或更大，其中排气门的关闭正时在发动机低负荷运转时的可设定区域比在发动机高负荷运转时的可设定区域更多地限制在进气上止点侧。
在本发明的另一方面中，在发动机低负荷运转时，排气门的关闭正时大致设为进气上止点。
在本发明的另一方面中，发动机进一步包括能改变进气门的打开正时的进气可变气门正时机构，并且控制排气门的关闭正时和进气门的打开正时使得在发动机低负荷运转时进气门的打开和排气门的打开重叠的时间段最小。
在本发明的另一方面中，发动机进一步包括能改变进气门的打开正时的进气可变气门正时机构，并且控制排气门的关闭正时和进气门的打开正时使得在发动机低负荷运转时进气门的打开和排气门的打开重叠的时间段变成零。
在本发明的另一方面中，发动机进一步包括能改变进气门的打开正时的进气门打开正时改变机构，并且在发动机低负荷运转时，进气门的打开正时大致设为进气上止点。
在本发明的另一方面中，在发动机低负荷运转时的实际压缩比设为与在发动机中负荷及高负荷运转时的实际压缩比大致相同。
在本发明的另一方面中，在发动机低转速时，不管发动机负荷如何，实际压缩比落在9至11的范围内。
在本发明的另一方面中，发动机转速越高，则实际压缩比越高。
在本发明的另一方面中，实际压缩作用开始正时改变机构包括能改变进气门的关闭正时的进气可变气门正时机构。
在本发明的另一方面中，通过改变进气门的关闭正时来控制供给至燃烧室的进气量。
在本发明的另一方面中，进气门的关闭正时随着发动机负荷降低而向远离进气下止点的方向移位直到仍能控制供给至燃烧室的进气量的极限关闭正时为止。
在本发明的另一方面中，在负荷高于进气门的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，不管设置在发动机进气通道中的节气门如何，通过改变进气门的关闭正时来控制供给至燃烧室的进气量。
在本发明的另一方面中，在负荷高于进气门的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，节气门保持在完全打开状态。
在本发明的另一方面中，在负荷低于进气门的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，利用设置在发动机进气通道中的节气门来控制供给至燃烧室内的进气量。
在本发明的另一方面中，在负荷低于进气门的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，负荷越低，使空燃比越大。
在本发明的另一方面中，在负荷低于进气门的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷的区域内，进气门的关闭正时保持在极限关闭正时。
在本发明的另一方面中，机械压缩比随着发动机负荷变低而增加至极限机械压缩比。
在本发明的另一方面中，在负荷低于机械压缩比达到极限机械压缩比时的发动机负荷的区域内，机械压缩比保持在极限机械压缩比。
根据本发明，由于尽可能多的废气从燃烧室排出至废气净化催化剂，所以即使在大膨胀比的状态下运转内燃发动机，废气净化催化剂也能保持在较高的温度。
附图说明
根据以下参照附图描述的说明，可更清楚地理解本发明，其中：
图1是火花点火式内燃发动机的概况图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3A和3B是图示的内燃发动机的侧向剖视图。
图4是可变气门正时机构的视图。
图5A和5B是示出进气门和排气门的升程量的视图。
图6A、6B和6C用于解释机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的视图。
图7是示出理论热效率与膨胀比之间关系的视图。
图8A和8B是用于解释正常循环和超高膨胀比循环的视图。
图9是示出机械压缩比等根据发动机负荷的变化的视图。
图10A、10B和10C是示出进气门和排气门的升程变化的视图。
图11是示出根据机械压缩比排气门的关闭正时可被设定的区域的视图。
图12A和12B是示出进气门和排气门的升程的变化的视图。
图13是用于运转控制的流程图。
图14A、14B和14C是示出目标实际压缩比等的视图。
图15A和15B是示出排气门等的关闭正时的映射图。
具体实施方式
图1示出火花点火式内燃发动机的侧向剖视图。
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表示设置在燃烧室5的顶部中心部位的火花塞，7表示进气门，8表示进气口，9表示排气门，并且10表示排气口。进气口8经进气管道11连接至稳压罐12，同时每个进气管道11设置有用于向相应进气口8喷射燃料的燃料喷射器13。注意，每个燃料喷射器13可设置在每个燃烧室5而不是附连于每个进气管道11。
稳压罐12经由进气管14连接至废气涡轮增压器15的压缩机15a的出口，同时，压缩机15a的入口经由采用诸如热丝之类器件的进气量检测器16而连接至空气滤清器17。进气管14内布置有由致动器18驱动的节气门19。
另一方面，排气口10经排气歧管20连接至废气涡轮增压器15的废气涡轮15b的入口，同时废气涡轮15b的出口经排气管21连接至容纳废气净化催化剂的催化转换器22。排气管21中布置有空燃比传感器23。
进一步地，图1所示的实施方式中，曲轴箱1与气缸体2的连接部设置有能改变曲轴箱1和气缸体2在气缸轴向的相对位置的可变压缩比机构A，以便当活塞4定位在压缩上止点时改变燃烧室5的容积。进一步地，其设置有进气可变气门正时机构B，所述进气可变气门正时机构B能控制进气门7的关闭正时以改变实际压缩作用的开始正时，并能单独控制进气门7的打开正时。进一步地，其设置有能单独控制排气门7的打开正时和关闭正时的排气可变气门正时机构C。
电控单元30包括数字计算机，该数字计算机设置有经双向总线31彼此连接的元件，诸如ROM(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和输出端口36。进气量检测器16的输出信号和空燃比传感器23的输出信号经相应的AD转换器37输入至输入端口35。另外，加速器踏板40连接至产生与加速器踏板40的下压量成比例的输出电压的负荷传感器41。负荷传感器41的输出电压经相应的AD转换器37输入至输入端口35。进一步地，输入端口35连接至曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在所述曲轴每次旋转例如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36经驱动电路38连接至火花塞6、燃料喷射器13、节气门驱动致动器18、可变压缩比机构A和进气可变气门正时机构B。
图2是图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，同时图3A和3B是图示的内燃发动机的侧向剖视图。参照图2，在气缸体的两个侧壁的底部，形成有多个以一定距离彼此隔开的突出部50。每个突出部50设置有圆形横截面的凸轮插入孔51。另一方面，曲轴箱1的顶面形成有多个突出部52，所述突出部52以一定距离彼此隔开并配合在相应的突出部50之间。这些突出部52也形成有圆形横截面的凸轮插入孔53。
如图2所示，设置了一对凸轮轴54、55。每个凸轮轴54、55具有固定在其上的圆形凸轮56，各凸轮56能每隔一个位置以可旋转方式插入在各凸轮插入孔51中。这些圆形凸轮56与凸轮轴54、55的旋转轴线同轴。另一方面，在圆形凸轮56之间，如图3A和3B的剖面线所示，延伸出相对于凸轮轴54、55的旋转轴线偏心设置的偏心轴57。每个偏心轴57具有另外的圆形凸轮58，该圆形凸轮58以可旋转方式偏心地附连于偏心轴57。如图2所示，这些圆形凸轮58设置在圆形凸轮56之间。这些圆形凸轮58以可旋转方式插入在相应的凸轮插入孔53中。
当紧固至凸轮轴54、55的圆形凸轮56从图3A所示的状态如图3A中的实线箭头所示沿着彼此相反的方向旋转时，偏心轴57向底部中心部位移动，所以圆形凸轮58在凸轮插入孔53中如图3A的虚线箭头所示沿着与圆形凸轮56相反的方向旋转。如图3B所示，当偏心轴57向底部中心部位移动时，圆形凸轮58的中心移动至偏心轴57的下方。
根据图3A和3B的对比可理解，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的中心之间的距离决定。圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离越大，则气缸体2离曲轴箱1越远。如果气缸体2移动离开曲轴箱1较远，则燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的容积增加。因此，通过使凸轮轴54、55旋转，能改变燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的容积。
如图2所示，为了使凸轮轴54、55沿着相反的方向旋转，驱动马达59的轴上设置有一对螺纹方向相反的蜗轮61、62。与这些蜗轮61、62啮合的齿轮63、64被紧固至凸轮轴54、55的端部。本实施方式中，驱动马达59可被驱动以在宽范围内改变燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的容积。注意，图1至3所示的可变压缩比机构A只是示例。可采用任意类型的可变压缩比机构。
进一步地，图4示出附连于凸轮轴70的进气可变气门正时机构B以用于驱动图1中的进气门7。参照图4，进气可变气门正时机构B包括凸轮换相器B1以及凸轮致动角度变换器B2，凸轮换相器B1附连于凸轮轴70一端并改变凸轮轴70的凸轮相位，凸轮致动角度变换器B2设置在凸轮轴70与进气门7的气门挺杆24之间并将凸轮轴70的凸轮的致动角度(操作角度)改变为不同的致动角度以传输至进气门7。注意，图4是凸轮致动角度变换器B2的侧向剖视图和平面视图。
首先，解释进气可变气门正时机构B的凸轮换相器B1，该凸轮换相器B1设置有通过正时皮带沿着箭头方向被发动机曲轴旋转的正时皮带轮71、与正时皮带轮71一起旋转的圆柱形壳体72、可与凸轮轴70一起旋转并相对于圆柱形壳体72旋转的轴73、从圆柱形壳体72的内周延伸至轴73的外周的多个隔板74、以及在隔板74之间从轴73的外周延伸至圆柱形壳体72的内周的叶片75，叶片75的两侧形成有提前用液压室76和延迟用液压室77。
通过工作油供给控制阀78控制工作油向液压室76、77的供给。该工作油供给控制阀设置有：连接至液压室76、77的液压端口79、80；用于从液压泵81排出的工作油的供给端口82；一对排放端口83、84；以及用于控制端口79、80、82、83、84的连通和断开的滑阀85。
为了提前凸轮轴70的凸轮的相位，使滑阀85在图4中向下移动，从供给端口82供给的工作油经液压端口79供给至提前用液压室76，并且延迟用液压室77中的工作油从排放端口84排放。此时，使轴73沿着箭头X的方向相对于圆柱形壳体72旋转。
与此相反，为了延迟凸轮轴70的凸轮的相位，使滑阀85在图4中向上移动，从供给端口82供给的工作油经液压端口80供给至延迟用液压室77，并且提前用液压室76中的工作油从排放端口83排放。此时，使轴73沿着与箭头X相反的方向相对于圆柱形壳体72旋转。
当使轴73相对于圆柱形壳体72旋转时，如果滑阀85返回至图4所示的中间位置，则用于相对旋转轴73的操作终止，并且轴73保持在此时的相对旋转位置。因此，可利用凸轮换相器B1精确地以期望量提前或延迟凸轮轴70的凸轮的相位。亦即，凸轮换相器B1可自由提前或延迟进气门7的打开正时。
接下来，解释进气可变气门正时机构B的凸轮致动角度变换器B2，该凸轮致动角度变换器B2设置有：控制杆90，其平行于凸轮轴70设置并通过致动器91而沿轴向移动；中间凸轮94，其与凸轮轴70的凸轮92接合并以可滑动方式与形成在控制杆90上且沿轴向延伸的花键93配合；以及枢转凸轮96，其与用于驱动进气门7的气门挺杆24接合并以可滑动方式与形成在控制杆90上的以螺旋形式延伸的花键95配合。该枢转凸轮96形成有凸轮97。
当凸轮轴70旋转时，凸轮92使得中间凸轮94一直精确地以恒定角度枢转。此时，也使枢转凸轮96精确地以恒定角度枢转。另一方面，中间凸轮94和枢转凸轮96以不可沿控制杆90的轴向移动的方式被支撑，因此当通过致动器91使控制杆90沿轴向移动时，使枢转凸轮96相对于中间凸轮94旋转。
当凸轮轴70的凸轮92由于中间凸轮94与枢转凸轮96之间的相对旋转位置关系而开始与中间凸轮94接合时，如果枢转凸轮96的凸轮97开始与气门挺杆24接合，如图5B的“a”所示，则进气门7的打开时间段和升程量变成最大值。与此相反，当利用致动器91来使枢转凸轮96沿着图4的箭头Y的方向相对于中间凸轮94旋转时，凸轮轴70的凸轮92与中间凸轮94接合，过一会后枢转凸轮96的凸轮97与气门挺杆24接合。这种情况下，如图5B中的“b”所示，进气门7的打开时间段和升程量变成小于“a”。
当使枢转凸轮96沿着图4中箭头Y的方向相对于中间凸轮94旋转时，如图5B中的“c”所示，进气门7的打开时间段和升程量进一步变小。亦即，通过利用致动器91来改变中间凸轮94与枢转凸轮96的相对旋转位置，进气门7的打开时间段可自由改变。然而，这种情况下，进气门7的升程量变得越小，则进气门7的打开时间越短。
这样可利用凸轮换相器B1来自由改变进气门7的打开正时并且可利用凸轮致动角度变换器B2来自由改变进气门7的打开时间段，所以可利用凸轮换相器B1和凸轮致动角度变换器B2，即，可利用进气可变气门正时机构B来自由改变进气门7的打开正时和打开时间段，亦即自由改变进气门7的打开正时和关闭正时。
注意，图1和4所示的进气可变气门正时机构B只是示例。也可采用有别于图1和4所示的示例的各种可变气门正时机构。
进一步地，排气可变气门正时机构C基本上也具有类似于进气可变气门正时机构B的构造并可自由改变排气门9的打开正时和打开时间段，亦即可自由改变排气门9的打开正时和关闭正时。
接下来，将参照图6A至6C解释本申请中使用的术语的含义。注意，图6A、6B和6C出于说明性的目的示出燃烧室容积为50ml并且活塞行程容积为500ml的发动机。这些图6A、6B和6C中，燃烧室容积示出燃烧室在活塞处于压缩上止点时的容积。
图6A解释了机械压缩比。所述机械压缩比是在压缩行程时从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。图6A所示的示例中，该压缩比变成(50ml+500ml)/50ml＝11。
图6B解释了实际压缩比。该实际压缩比是从实际行程容积和燃烧室容积确定的值，所述实际行程容积是活塞从压缩作用实际开始时至活塞到达上止点时的容积。该实际压缩比由(燃烧室容积+实际行程容积)/燃烧室容积表示。亦即，如图6B所示，即使活塞在压缩行程中开始上升，在进气门打开时不会执行压缩作用。实际压缩作用在进气门关闭后开始。因此，用实际压缩容积将实际压缩比表示如下。图6B所示的示例中，实际压缩比变成(50ml+450ml)/50ml＝10。
图6C解释了膨胀比。所述膨胀比是从燃烧室容积以及活塞在膨胀行程时的行程容积确定的值。该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积表示。图6C所示的示例中，该膨胀比变成(50ml+500ml)/50ml＝11。
接下来，将参照图7、8A和8B解释本发明最基本的特征。注意，图7示出理论热效率与膨胀比之间的关系，而图8A和8B示出本发明中正常循环与根据负荷选用的超高膨胀比循环之间的对比。
图8A示出正常循环，其中进气门在靠近下止点的部位关闭并且活塞的压缩作用从接近大致压缩下止点的部位开始。该图8A所示的示例也与图6A、6B和6C所示的示例一样，燃烧室容积为50ml，并且活塞的行程容积为500ml。从图8A可理解，在正常循环中，机械压缩比是(50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也约是11，并且膨胀比也变成(50ml+500ml)/50ml＝11。亦即，在普通内燃发动机中，机械压缩比和实际压缩比与膨胀比变成大致相等。
图7中的实线示出在实际压缩比和膨胀比大致相等的情况下——亦即在正常循环中——理论热效率的变化。这种情况下，可了解到，膨胀比越大，亦即，实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在正常循环中，为了提高理论热效率，应该使实际压缩比更高。然而，由于在发动机高负荷运转时出现爆燃的限制，即使实际压缩比升高到最大值也只有约12，相应地，在正常循环中，不能使理论热效率足够高。
然而，在这种状况下，发明人在机械压缩比与实际压缩比之间进行严格区分并研究理论热效率，结果发现在理论热效率中，膨胀比是主要的，并且热效率根本不受实际压缩比的很大影响。亦即，如果升高实际压缩比，则爆炸力升高，但是压缩需要高能量，相应地即使升高实际压缩比，理论热效率也根本不会上升很大。
与此相反，如果增加膨胀比，在膨胀行程时下压活塞的力作用的时间段越长，则活塞对曲轴提供旋转力的时间越长。因此，膨胀比变得越大，则理论热效率变得越高。图7中的虚线示出在将实际压缩比固定在10并在该状态下提高膨胀比的情况下的理论热效率。这样，可知理论热效率的上升量在以下两种情况相差不大：在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比时；以及如图7的实线所示的实际压缩比与膨胀比一起增加时。
如果以这种方法将实际压缩比维持在低值，则爆燃将不会发生，因此如果在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比，则可防止发生爆燃并可极大地提高理论热效率。图8B示出当利用可变压缩比机构A和可变气门正时机构B来将实际压缩比维持在低值并提高膨胀比的情况的示例。
参照图8B，该示例中，可变压缩比机构A用来将燃烧室容积从50ml降至20ml。另一方面，利用进气可变气门正时机构B来延迟进气门的关闭正时直到活塞的实际行程容积从500ml改变为200ml。结果，在该示例中，实际压缩比变成(20ml+200ml)/20ml＝11并且膨胀比变成(20ml+500ml)/20ml＝26。如以上，在图8A所示的正常循环中，实际压缩比是约11并且膨胀比是11。与这种情况相比，在图8B所示的情况中，可知只有膨胀比被提高至26。下面将称之为“超高膨胀比循环”。
如上所述，一般而言，在内燃发动机中，发动机负荷越低，则热效率越差，因此要在车辆运转时提高热效率，亦即，要提高燃料效率，有必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，在压缩行程时活塞的实际行程容积变小，所以可被吸入到燃烧室5内的进气量变小，因此该超高膨胀比循环只能在发动机负荷较低时采用。因此，在本发明中，在发动机低负荷运转时设定图8B所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负荷运转时设定图8A所示的正常循环。这是本发明的基本特征。
图9示出在发动机低转速稳定运转时的总体运转控制。下面将参照图9解释总体运转控制。
图9示出机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭正时、实际压缩比、进气量、节气门17的开度和泵气损失随发动机负荷的变化。注意，在本实施方式中，为了使催化转换器22中的三元催化剂能够同时减少废气中的未燃烧的HC、CO和NOx，通常基于空燃比传感器23的输出信号将燃烧室5中的平均空燃比反馈控制为理论空燃比。
现在，如上所述，在发动机高负荷运转时，执行图8A所示的正常循环。因此，如图9所示，此时，机械压缩比变小，所以膨胀比变小，并且如图9的实线所示，进气门7的关闭正时提前。进一步地，此时，进气量大。此时，节气门17的开度保持完全打开或大致完全打开，所以泵气损失变成“零”。
另一方面，如图9所示，机械压缩比随发动机负荷降低而增加，因此膨胀比也增加。进一步地，此时，如图9的实线所示，通过随着发动机负荷降低延迟进气门7的关闭正时，实际压缩比基本保持恒定。注意，此时，节气门17还是保持在完全打开或大致完全打开的状态，因此供给至燃烧室5的进气量不是由节气门17控制而是通过改变进气门7的关闭正时控制。此时，泵气损失也变成“零”。
这样，当发动机负荷从发动机高负荷运转状态降低时，在实际压缩比大致恒定的状况下，机械压缩比随着进气量的下降而增加。亦即，燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随进气量的减少而成比例地减少。因此燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随着进气量成比例地改变。注意，此时燃烧室5中的空燃比变成理论空燃比，所以燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随着燃料量成比例地改变。
如果发动机负荷进一步降低，则机械压缩比进一步增加。当机械压缩比达到与燃烧室的5的结构强度极限对应的极限机械压缩比时，在比机械压缩比达到极限压缩比时的发动机负荷L1低的负荷区域内，机械压缩比保持在极限机械压缩比。因此在发动机低负荷运转时，机械压缩比变成最大值，并且膨胀比变成最大值。从另一点来说，在本发明中，为了在发动机低负荷运转时获得最大膨胀比，使机械压缩比为最大值。进一步地，此时，实际压缩比维持在与发动机中负荷及高负荷运转时大致相同的实际压缩比。
另一方面，如图9中的实线所示，随着发动机负荷变低，进气门7的关闭正时进一步延迟至能够更多地控制供给到燃烧室5的进气量的极限关闭正时。在比进气门7的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷L2低的负荷区域内，进气门7的关闭正时保持在极限关闭正时。如果进气门7的关闭正时保持在极限关闭正时，则再也不能够通过改变进气门7的关闭正时控制进气量。因此，必须通过其他方法控制进气量。
图9所示的实施方式中，此时，亦即，在比进气门7的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷L2低的负荷区域内，利用节气门17来控制供给至燃烧室5的进气量。然而，如图9所示，如果利用节气门17来控制进气量，则泵气损失增加。
注意，为了防止发生此类泵气损失，在比进气门7的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负荷L2低的负荷区域内，在保持进气门17完全打开或大致完全打开的状态下，可使发动机负荷越低则空燃比越大。此时，燃料喷射器13优选地设置在燃烧室5中以执行分层燃烧。
如图9所示，在发动机低转速运转时，不管发动机负荷如何，实际压缩比保持大致恒定。此时使实际压缩比处于在发动机中负荷及高负荷运转时的实际压缩比的约±10％、优选地±5％的范围。注意在本实施方式中，发动机低转速时实际压缩比设成约10±1，亦即，从9到11。然而，如果发动机转速变高，则燃烧室5中的空燃混合气被搅动，所以更难发生爆燃，因此在根据本发明的实施方式中，发动机转速越高，则实际压缩比越高。
另一方面，如上所述，在图8B所示的超高膨胀比循环中，膨胀比设成26。该膨胀比越高越好，而且如果等于或大于20，可获得相当高的理论热效率。因此，在本发明中，形成可变压缩比机构A使得膨胀比变成20或更大。
进一步地，在图9所示的示例中，机械压缩比根据发动机负荷连续改变。然而，机械压缩比也可根据发动机负荷分阶段改变。
另一方面，如图9中的虚线所示，随着发动机负荷降低，通过提前进气门7的关闭时间，还可不依靠节气门控制进气量。因此，在图9中，如果综合性地表示实线所示和虚线所示的两种情况，则在根据本发明的实施方式中，进气门7的关闭正时随着发动机负荷降低而移位，沿着远离压缩下止点BDC的方向直到能够控制供给到燃烧室的进气量的极限关闭正时L2为止。
接下来，将集中在执行图8B所示的超高膨胀比循环的低负荷运转上解释排气门9的关闭正时。
通常，在执行超高膨胀比循环的低负荷运转时，由于燃烧室5中的空燃混合气的燃烧本身产生的热量小，所以从燃烧室5排出的废气的温度易于变低。除此之外，在内燃发动机中，膨胀比越大，则在膨胀行程时向下推动活塞的力作用的时间段越长，所以燃烧室中空燃混合气的燃烧产生的热能的大部分转化为活塞的动能。随之，燃烧室中的燃烧气体在膨胀行程的终点的温度变低。由于该原因，当执行图8B所示的超高膨胀比循环时，在排气行程时，从燃烧室5排出至排气歧管20的废气的温度变得极低。当膨胀比为20或更大时该趋势看上去特别明显。执行膨胀比为20或更大的超高膨胀比循环与执行膨胀比约为12的正常循环之间，从燃烧室5排出的废气的温度相差约100℃。
另一方面，在大多数内燃发动机中，通过在发动机排气通道内设置三元催化剂、NO_x储存和还原催化剂或其他废气净化催化剂以去除废气中包含的有害成分(例如HC、CO、NO_x等)。此类废气净化催化剂不能有效去除废气中的有害成分，除非其温度变成激活温度或更高温度。此处，在大多数内燃发动机中，废气的温度比激活温度高很多，所以使废气流入废气净化催化剂以将废气净化催化剂的温度保持在激活温度或更高温度。
然而，如果执行图8B所示的超高膨胀比循环，则从燃烧室5排出至排气歧管20的废气的温度将只变得稍高于激活温度，所以即便使废气流入废气净化催化剂，也难以将废气净化催化剂的温度维持在激活温度或更高温度。因此，当执行超高膨胀比循环时，为了将废气净化催化剂的温度维持在激活温度或更高温度，需要使尽可能多的废气流入废气净化催化剂。
此处，参照图10A至10C，考虑排气门9的关闭正时与从燃烧室5排出至排气歧管20的废气的流量之间的关系。图10A示出在排气门9在大致进气上止点关闭的情况下排气门9和进气门7的升程的变化，图10B示出在排气门9在进气上止点之前关闭的情况下排气门9和进气门7的升程的变化，而图10C示出在排气门9在进气上止点之后关闭的情况下排气门9和进气门7的升程的变化。
如图10B所示，当在进气上止点之前关闭排气门9时，燃烧室5在关闭排气门9时的容积大于燃烧室在活塞位于进气上止点时的容积(燃烧室容积)。在排气门9关闭之后，与燃烧室5在关闭时的容积对应的废气残留在燃烧室5中。由于该原因，即使在排气门9关闭之后，仍有较大的量的废气残留在燃烧室5中。因此，不可能将燃烧室5中的废气充分排出至排气歧管20并且流入废气净化催化剂的废气的流量变小。
另一方面，如图10C所示，当在进气上止点之后关闭排气门9时，排气门9即使在进气上止点也打开，所以当活塞4达到进气上止点时，燃烧室5内的几乎所有废气都流出至排气口10。然而，如果排气门9即使在进气上止点之后也打开，曾经流出到排气口10内的部分废气最后又随活塞4的下降流入燃烧室5内。
特别是，当执行超高压缩比循环时，在膨胀行程时，燃烧室5中的燃烧气体显著膨胀，所以燃烧气体的压力在膨胀行程的终点将比较低。由于该原因，从燃烧室5流出至排气口10的废气的强度在排气行程将变减弱。因此，如果活塞4在到达进气上止点之后下降，则流出至排气口10内的部分废气将容易再次流入燃烧室5内。
这样，当在进气上止点之后关闭排气门9时，曾经流出至排气口10内的废气将再次返回至燃烧室5的内部，所以燃烧室5中的废气将不能够充分排出至排气歧管20并且流入废气净化催化剂的废气的流量将变小。
因此，在本实施方式中，当执行图8B所示的超高膨胀比循环时，亦即，当机械压缩比高时，为了防止排气门9的关闭正时相对于进气上止点过早或过迟，可设定排气门9的关闭正时的区域被限制在进气上止点侧。
图11是示出可根据机械压缩比设定排气门9的关闭正时的区域的视图。
如图11所示，可设定排气门9的区域变成可设定的最大提前量与最大延迟量之间的区域。从该图可理解，排气门9的关闭正时可通过其设定的提前量变得越小(越迟)则机械压缩比越高，而反过来，排气门9的关闭正时可通过其设定的最大延迟量变得越小(越早)则机械压缩比越高。由于该原因，可设定排气门9的关闭正时的区域变得越小则机械压缩比越高，亦即，越受限制则机械压缩比越高。例如，如图11所示，当机械压缩比低时，可设定排气门9的关闭正时的区域是ΔTOC1，而当机械压缩比高时，可设定排气门9的关闭正时的区域变成ΔTOC2(ΔTOC2<ΔTOC1)。
可替代地，当执行图8B所示的超高膨胀比循环时，亦即，当机械压缩比高时，为了可靠地防止排气门9的关闭正时相对于进气上止点过于提前或过于延迟，如图10A所示，排气门9的关闭正时可变成大致进气上止点。
这样，当机械压缩比高时，通过将可设定排气门9的关闭正时的区域限制在进气上止点侧或者使排气门9的关闭正时变成大致进气上止点，可将燃烧室5中的废气充分排出至排气歧管20并使流入废气净化催化剂的废气的流量变大。
亦即，使排气门9在进气上止点附近关闭，所以，与如图10B所示的相对于进气上止点提前关闭排气门9相比，燃烧室5在关闭排气门9时的容积小并因此能够在关闭排气门9之后减少残留在燃烧室5中的废气量。进一步地，使排气门9在进气上止点附近关闭，所以，与如图10C所示的相对于进气上止点延迟关闭排气门9时相比，可减少流出至排气口10内的废气中流入燃烧室5的废气量。由于该原因，当如图10A所示使排气门9在进气上止点附近关闭时，与如图10B和10C所示的使排气门9远离进气上止点关闭相比，燃烧室5中的废气可充分排出至排气歧管20内并且可增加流入废气净化催化剂的废气的流量。由于该原因，即使在执行超高膨胀比循环的低负荷运转时，也可将废气净化催化剂维持在激活温度或更高温度。
注意“大致上止点”表示在进气上止点前后10°内、优选地在进气上止点前后5°内。
进一步地，如果提高机械压缩比，则在进气上止点的燃烧室容积变得更小，并且相应地依赖于排气门9的关闭正时，排气门9将结束干涉活塞4。
图10A至10C示出活塞干涉线，活塞干涉线示出其中排气门9或进气门7与活塞4干涉的极限。当排气门9的升程曲线与活塞干涉线干涉时，排气门9与活塞4干涉。此处，在图10C中，排气门9的升程曲线与活塞干涉线相交。这意味着当相对于进气上止点延迟关闭排气门9时，同时也依赖于延迟度，排气门9和活塞4将结束干涉。
与此相反，根据本实施方式，当机械压缩比高时，可设定排气门9的关闭正时的区域被限制在进气上止点侧，特别是排气门9的关闭正时可通过其设定的最大延迟量变小。由于该原因，如图10A所示，即使机械压缩比变高，也可防止排气门9与活塞4干涉。
然而，当存在进气门7的打开时间段与排气门9的开始时间段重叠的气门重叠时，从燃烧室5内部排出至排气歧管20的废气量即使在该时间段也变化。下面参照图12A和12B，考虑进气门7的打开时间段与排气门9的打开时间段重叠的重叠时间段与从燃烧室5排出至排气歧管20的废气量之间的关系。图12A示出其中重叠时间段为“零”的情况，而图12B示出排气门9和进气门7的升程在重叠时间段大时的变化。
通常，当进气门7和排气门9同时打开时，燃烧室5中的部分废气和曾经从燃烧室5流出至排气口10的部分废气将有时流入进气口8内。这样，当部分废气流入进气口8时，从燃烧室5排出至排气歧管20的废气将等量地变小。
因此，当重叠时间段如图12B所示那么大时，废气将经常大量流入进气口8。因此，从燃烧室5流出至排气歧管20的废气将经常变小。由于该原因，这种情况下，流入废气净化催化剂的废气的流量将变小。
因此，本实施方式中，当执行图8B所示的超高膨胀比循环时，亦即，当机械压缩比高时，如图12A所示排气门9的关闭正时和进气门7的打开正时被控制为在可设定重叠时间段的范围内变成最小。因此，例如，在可设定的重叠时间段变成10°至60°的内燃发动机中，当机械压缩比高时，重叠时间段变成10°，而在可设定的重叠时间段变成0°至50°的内燃发动机中，当机械压缩比高时，重叠时间段变成0°。
这样，当机械压缩比高时，通过使重叠时间段最小化，流入进气口8的废气变少，所以从燃烧室5流出至排气歧管20的废气变多并且相应地流入废气净化催化剂的废气的流量变大。
注意，当机械压缩比高时的重叠时间段不一定要为最小值，只要比当机械压缩比低时的重叠时间段短即可。因此，例如，当机械压缩比高时的重叠时间段只需是10°或可设定的范围的更低值甚至是最小值。
进一步地，如上所述，如果提高机械压缩比，则燃烧室容积在进气上止点变小。相应地，依赖于进气门7的打开正时，进气门7将结束与活塞4干涉。
图12A和12B示出活塞干涉线，活塞干涉线示出排气门9或进气门7与活塞4干涉的极限。如果进气门7的升程曲线与活塞干涉线相交，则进气门7将与活塞4干涉。此处，在图12B中，进气门7的升程曲线与活塞干涉线相交。这意味着如果增加重叠时间段，则进气门7和活塞4将结束彼此干涉。亦即，在本实施方式中，如上所述，使排气门9的关闭正时为大致进气上止点。重叠时间段大意味着进气门7的打开正时被大大地提前。如果进气门7的打开正时被大大地提前，则进气门7和活塞4将结束彼此干涉。
与此相反，根据本实施方式，当机械压缩比高时，重叠时间段变成最小值，所以进气门7的打开正时变成大致进气上止点或更低。由于该原因，如图12A所示，即使机械压缩比变高，也可防止进气门7与活塞干涉。
图13示出本实施方式的火花点火式内燃发动机的运转控制的控制程序。参照图13，首先，在步骤101，读取发动机负荷L和发动机转速Ne。接下来，在步骤102，利用图14A所示的映射图来计算目标实际压缩比。如图14A所示，该目标实际压缩比变得越高则发动机转速Ne越高。接下来，在步骤103，利用图14B所示的映射图来计算机械压缩比CR。亦即，预先将使实际压缩比变成目标实际压缩比所需的机械压缩比CR以如图14B所示的映射图的形式存储在ROM 32中作为发动机负荷L和发动机转速Ne的函数。该映射图用来计算机械压缩比CR。
进一步地，预先将所需进气量供给至燃烧室5内所需要的进气门7的关闭正时IC以如图14C所示的映射图的形式作为发动机负荷L和发动机转速Ne的函数而存储在ROM 32中。在步骤104，利用该映射图来计算进气门7的关闭正时IC。
接下来，在步骤105，判断发动机负荷L是否小于预定值L₃。此处，该预定值L₃例如被设定为等于以下情况时的发动机负荷：当发动机负荷变得更小时，废气温度可伴随着废气净化催化剂的温度下降至激活温度以下。当在步骤105判断发动机负荷L小于预定值L₃时，程序进行至步骤106。在步骤106，排气门9的关闭正时EC设为大致进气上止点。接下来，在步骤107，重叠时间段ΔOL设为最小值并且程序进行至步骤110。
另一方面，当在步骤105判断发动机负荷是预定值L₃或更大时，程序进行至步骤108。在步骤108，利用图15A所示的映射图来计算排气门9的关闭正时EC，接下来，在步骤109，利用图15B所示映射图计算重叠时间段ΔOL。亦即，预先将排气门9的关闭正时EC和重叠时间段ΔOL以如图15A和15B所示映射图的形式作为发动机负荷L和发动机转速Ne的函数而存储在ROM 32中。利用这些映射图计算排气门9的关闭正时EC和重叠时间段ΔOL。此后，程序进行至步骤110。
在步骤110，通过控制可变压缩比机构A使机械压缩比变成机械压缩比CR，同时，通过控制进气可变气门正时机构B使进气门7的关闭正时变成关闭正时IC并且重叠时间段变成重叠时间段ΔOL。进一步地，通过控制排气可变气门正时机构C使排气门9的关闭正时变成关闭正时EC。
虽然已参照基于说明目的而选定的特定实施方式对本发明进行了描述，但是显而易见的是，本领域的技术人员在不偏离本发明的基本概念和范围的前提下可对本发明作出许多修改。