Система управления двигателем

Авторы патента:


Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем
Система управления двигателем

 


Владельцы патента RU 2434152:

ТОЙОТА ДЗИДОСЯ КАБУСИКИ КАЙСЯ (JP)

Изобретение относится к системе управления двигателем. Система содержит механизм переменной степени сжатия, механизм регулирования фаз газораспределения. Когда требуемая выходная мощность двигателя является граничной выходной мощностью или меньшей, выполняется управление для поддержания минимального уровня расхода топлива. Когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается выше граничной выходной мощности, степень механического сжатия понижается до минимальной степени механического сжатия, затем выходная мощность двигателя увеличивается. Технический результат заключается в уменьшении расхода топлива при увеличении требуемой мощности двигателя. 8 з.п. ф-лы, 28 ил.

 

Область техники

Настоящее изобретение относится к системе управления двигателем.

Уровень техники

В области техники известно гибридное транспортное средство, предназначенное для использования одного или обоих из двигателя и электродвигателя, чтобы приводить в движение транспортное средство, при этом двигатель состоит из двигателя, снабженного механизмом переменной степени сжатия, степень сжатия задается, посредством чего общий кпд, включающий в себя кпд двигателя, кпд электродвигателя, кпд системы передачи электроэнергии и все другие кпд, становится максимальным, и степень сжатия двигателя управляется до степени сжатия, дающей этот максимальный общий кпд (см., например, публикацию заявки на патент Японии № 2004-44433 A).

Техническая проблема

Однако даже если только управлять степенью сжатия так, что общий кпд становится максимальным, существует ограничение на улучшение уровня расхода топлива. В настоящее время желательно усовершенствование транспортного средства, дающее лучший уровень расхода топлива.

Задачей настоящего изобретения является создание системы управления двигателем, способной получать лучший уровень расхода топлива, в то же время, обеспечивая требуемую выходную мощность двигателя, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается, посредством управления степенью механического сжатия и моментом закрытия впускного клапана, и способной устранять появление вибрации и шума.

Решение проблемы

Согласно настоящему изобретению создана система управления двигателем, снабженная системой регулирования выходной мощности, позволяющей задавать требуемую комбинацию крутящего момента двигателя и скорости вращения двигателя, дающую одинаковую выходную мощность, при этом предусмотрены механизм переменной степени сжатия, способный изменять степень механического сжатия, и механизм регулирования фаз газораспределения, способный управлять моментом закрытия впускного клапана, и когда требуемая выходная мощность двигателя ниже, чем предварительно определенная граничная выходная мощность, выполняется управление для сохранения минимального уровня расхода топлива, удовлетворяющее требуемой выходной мощности, посредством изменения скорости вращения двигателя в состоянии, поддерживающем степень механического сжатия на предварительно определенной степени сжатия или более, а когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается выше граничной выходной мощности, выполняется управление для увеличения выходной мощности, увеличивающее крутящий момент двигателя после понижения степени механического сжатия до предварительно определенной степени сжатия или менее.

Краткое описание чертежей

Фиг.1 - общий вид двигателя и системы регулирования выходной мощности;

Фиг.2 - вид для пояснения работы системы регулирования выходной мощности;

Фиг.3 - вид, показывающий соотношение между выходной мощностью двигателя и крутящим моментом Te двигателя и скоростью Ne вращения двигателя и т.д.;

Фиг.4 - блок-схема последовательности операций оперативного управления транспортного средства;

Фиг.5 - вид, поясняющий управление зарядом и разрядом аккумулятора;

Фиг.6 - общий вид двигателя, показанного на Фиг.1;

Фиг.7 -вид в перспективе с разнесением деталей механизма переменной степени сжатия;

Фиг.8 - боковой поперечно-рассеченный вид двигателя, показанного схематически;

Фиг.9 - вид, показывающий механизм регулирования фаз газораспределения;

Фиг.10 - вид, показывающий величину поднятия впускного клапана и выпускного клапана;

Фиг.11 - вид для пояснения степени механического сжатия двигателя и степени фактического сжатия и степени расширения;

Фиг.12 - вид, показывающий взаимосвязь между теоретическим термическим кпд и степенью расширения;

Фиг.13 - вид, показывающий обычный цикл и цикл сверхвысокой степени расширения;

Фиг.14 - вид, показывающий изменения в степени механического сжатия в соответствии с крутящим моментом двигателя и т.д.;

Фиг.15 - вид, показывающий равные линии уровня расхода топлива и линии работы;

Фиг.16 - вид, показывающий изменения в уровне расхода топлива и степени механического сжатия;

Фиг.17 - вид, показывающий эквивалентные линии уровня расхода топлива и линии работы;

Фиг.18 - вид, показывающий эквивалентные уровни выходной мощности и граничные выходные мощности двигателя;

Фиг.19 - иллюстрация состояния крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда требуемая выходная мощность увеличивается или уменьшается;

Фиг.20 - временная диаграмма, показывающая изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана и т.д.;

Фиг.21 - вид, показывающий состояние изменений в крутящем моменте Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается или уменьшается;

Фиг.22 - вид, показывающий состояние изменений в крутящем моменте Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается или уменьшается;

Фиг.23 - временная диаграмма, показывающая изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана и т.д.;

Фиг.24 - блок-схема последовательности операций оперативного управления;

Фиг.25 - вид, показывающий состояние изменений в крутящем моменте Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается или уменьшается;

Фиг.26 - вид, показывающий состояние изменений в крутящем моменте Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается или уменьшается;

Фиг.27 - временная диаграмма, показывающая изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана и т.д.; и

Фиг.28 - блок-схема последовательности операций оперативного управления.

Наилучший способ осуществления изобретения

Фиг.1 представляет собой общий вид двигателя 1 с искровым зажиганием и системы 2 регулирования выходной мощности, установленных в гибридном транспортном средстве.

Сначала будет описана, ссылаясь на Фиг.1, система 2 регулирования выходной мощности. В варианте осуществления, показанном на Фиг.1, система 2 регулирования выходной мощности состоит из пары электродвигателей-генераторов MG1 и MG2, работающих в качестве электродвигателей и генераторов, и планетарного зубчатого механизма 3. Планетарный зубчатый механизм 3 снабжен солнечной шестерней 4, коронной шестерней 5, планетарными шестернями 6, размещенными между солнечной шестерней 4 и коронной шестерней 5, и водилом 7 планетарной передачи, несущим планетарные шестерни 6. Солнечная шестерня 4 соединена с валом 8 электродвигателя-генератора MG1, в то время как водило 7 планетарной передачи соединено с выходным валом 9 двигателя. Дополнительно, коронная шестерня 5 с одной стороны соединена с валом 10 электродвигателя-генератора MG2, а с другой стороны соединена с выходным валом 12, соединенным с ведущими колесами через ремень 11. Следовательно, будет понятно, что, если коронная шестерня 5 вращается, выходной вал 12 вращается вместе с ним.

Электродвигатели-генераторы MG1 и MG2, соответственно, состоят из AC-синхронизированных электродвигателей, снабженных роторами 13 и 15, прикрепленными к соответствующим валам 8 и 10 и имеющими множество постоянных электромагнитов, прикрепленных к внешним окружностям, и статорами 14 и 16, снабженными катушками возбуждения, формирующими вращающие магнитные поля. Катушки возбуждения статоров 14 и 16 электродвигателей-генераторов MG1 и MG2 соединены с соответствующими схемами 17 и 18 управления возбуждением электродвигателя, в то время как эти схемы 17 и 18 управления возбуждением электродвигателя соединены с аккумулятором 19, формирующим высокое напряжение постоянного тока. В варианте осуществления, показанном на Фиг.1, электродвигатель-генератор MG2 главным образом работает как электродвигатель, в то время как электродвигатель-генератор MG1 главным образом работает как генератор.

Электронный блок 20 управления состоит из цифрового компьютера и снабжен ПЗУ 22, ОЗУ 23, ЦП (микропроцессором) 24, портом 25 ввода и портом 26 вывода, которые взаимосвязаны друг с другом посредством двунаправленной шины 21. Педаль 27 акселератора соединена с датчиком 28 нагрузки, формирующим выходное напряжение, пропорциональное величине надавливания L педали 27 акселератора. Выходное напряжение датчика 28 нагрузки вводится через соответствующий АЦП (аналогово-цифровой преобразователь) 25a в порт 25 ввода. Кроме того, порт 25 ввода соединен с датчиком 29 угла поворота коленчатого вала, формирующим выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 15°. Кроме того, порт 25 ввода принимает в качестве входных данных сигнал, выражающий ток заряда и разряда аккумулятора 19, и другие различные сигналы через соответствующий АЦП 25a. С другой стороны, порт 26 вывода соединен со схемами 17 и 18 управления возбуждением электродвигателя и соединен через соответствующую схему 26a привода с компонентами для управления двигателем 1, например топливной форсункой и т.д.

При возбуждении электродвигателя-генератора MG2 высокое напряжение постоянного тока аккумулятора 19 преобразуется в схеме 18 управления возбуждением электродвигателя в трехфазный переменный ток с частотой fm и значением тока Im. Этот трехфазный переменный ток подается к катушке возбуждения статора 16. Эта частота fm является частотой, требуемой, чтобы заставить вращаться магнитное поле, сгенерированное катушкой возбуждения, синхронно с вращением ротора 15. Эта частота fm вычисляется посредством ЦП 24 на основе скорости выходного вала 10. В схеме 18 управления возбуждением электродвигателя эта частота fm равна частоте трехфазного переменного тока. С другой стороны, выходной крутящий момент электродвигателя-генератора MG2 становится, по существу, пропорциональным значению Im трехфазного переменного тока. Это значение Im тока вычисляется на основе требуемого выходного крутящего момента электродвигателя-генератора MG2. В схеме 18 управления возбуждением электродвигателя это значение Im тока сделано значением трехфазного переменного тока.

Дополнительно, если установка состояния использует внешнюю силу, чтобы возбуждать электродвигатель-генератор MG2, электродвигатель-генератор MG2 действует как генератор. Энергия, сгенерированная в это время, регенерируется в аккумуляторе 19. Требуемый крутящий момент привода, когда используется внешняя сила, чтобы возбуждать электродвигатель-генератор MG2, вычисляется в ЦП 24. Схема 18 управления возбуждением электродвигателя работает так, что этот требуемый крутящий момент привода действует на вал 10.

Этот вид управления возбуждением в электродвигателе-генераторе MG2 похожим образом выполняется в электродвигателе-генераторе MG1. То есть при возбуждении электродвигателя-генератора MG1 высокое напряжение постоянного тока аккумулятора 19 преобразуется в схеме 17 управления возбуждением электродвигателя в трехфазный переменный ток с частотой fm и значением тока Im. Этот трехфазный переменный ток подается к катушке возбуждения статора 14. Дополнительно, если установка состояния использует внешнюю силу, чтобы возбуждать электродвигатель-генератор MG1, электродвигатель-генератор MG1 действует как генератор. Энергия, сгенерированная в это время, регенерируется в аккумуляторе 19. В это время схема 17 управления возбуждением электродвигателя работает так, что вычисленный требуемый крутящий момент привода действует на вал 8.

Далее будут пояснены со ссылкой на Фиг.2(A), иллюстрирующую планетарный зубчатый механизм 3, соотношение крутящих моментов, действующих на различные валы 8, 9 и 10, и соотношение скоростей валов 8, 9 и 10.

На Фиг.2(A) r1 показывает радиус начальной окружности солнечной шестерни 4, в то время как r2 показывает радиус начальной окружности коронной шестерни 5. Теперь предположим, что в состоянии, показанном на Фиг.2(A), крутящий момент Te прикладывается к выходному валу 9 двигателя 1, и сила F, действующая в направлении вращения выходного вала 9, формируется в центре вращения каждой планетарной шестерни 6. В это время в частях, сцепляющихся с планетарной шестерней 6, на солнечную шестерню 4 и коронную шестерню 5 действует сила F/2 в том же направлении, что и сила F. В результате на вал 8 солнечной шестерни 4 воздействует крутящий момент Tes=((F/2)r1), в то время как на вал 10 коронной шестерни 5 воздействует крутящий момент Ter=((F/2)r2). С другой стороны, крутящий момент Te, действующий на выходном валу 9 двигателя 1, выражается как F(r1+r2)/2, таким образом, если выражать крутящий момент Tes, действующий на валу 8 солнечной шестерни 4, посредством r1, r2 и Te, результатом становится Tes=(r1/(r1+r2))·Te, в то время как если выражать крутящий момент Ter, действующий на вал 10 коронной шестерни 5, посредством r1, r2 и Te, результатом становится Ter=(r2/(r1+r2))·Te.

То есть крутящий момент Te, возникающий на выходном валу 9 двигателя 1, делится на крутящий момент Tes, действующий на вал 8 солнечной шестерни 4, и крутящий момент Ter, действующий на вал 10 коронной шестерни 5, с соотношением r1:r2. В этом случае, r2>r1, таким образом, крутящий момент Ter, действующий на вал 10 коронной шестерни 5, всегда становится больше, чем крутящий момент Tes, действующий на вал 8 солнечной шестерни 4. Следует отметить, что если определять радиус r1 начальной окружности солнечной шестерни/радиус r2 начальной окружности коронной шестерни 5, то есть число зубцов солнечной шестерни 4/число зубцов коронной шестерни 5 как ρ, Tes выражается как Tes=(ρ/(1+ρ))·Te, и Ter выражается как Ter=(1/(1+ρ))·Te.

С другой стороны, если направление вращения выходного вала 9 двигателя 1, то есть направление действия крутящего момента Te, показанное знаком стрелки на Фиг.2(A), указано как прямое направление, когда вращение водила 7 планетарной передачи остановлено, и в этом состоянии солнечная шестерня 4 вращается в прямом направлении, коронная шестерня 5 вращается в противоположном направлении. В это время соотношение скоростей солнечной шестерни 4 и коронной шестерни 5 становится r2:r1. Прерывистая линия Z1 на Фиг.2(B) иллюстрирует соотношение скоростей в это время. Следует отметить, что на Фиг.2(B) ордината показывает прямое направление выше 0 и обратное направление ниже него. Дополнительно, на Фиг.2(B), S показывает солнечную шестерню 4, C показывает водило 7 планетарной передачи, а R показывает коронную шестерню 5. Как показано на Фиг.2(B), если расстояние между водилом C планетарной передачи и коронной шестерней R задано как r1, расстояние между водилом C планетарной передачи и солнечной шестерней S задано как r2, и скорости солнечной шестерни S, водила C планетарной передачи и коронной шестерни R показаны черными точками, точки, показывающие скорости, расположены на линии, показанной прерывистой линией Z1.

С другой стороны, если остановить относительное вращение солнечной шестерни 4, коронной шестерни 5 и планетарных шестерней 6, чтобы заставить водило 7 планетарной передачи вращаться в прямом направлении, солнечная шестерня 4, коронная шестерня 5 и водило 7 планетарной передачи будут вращаться в прямом направлении с одинаковой скоростью вращения. Соотношения скоростей в это время показано прерывистой линией Z2. Следовательно, соотношение фактических скоростей выражается сплошной линией Z, полученной наложением прерывистой линии Z1 на прерывистую линию Z2, следовательно, точки, показывающие скорости солнечной шестерни S, водила C планетарной передачи и коронной шестерни R, расположены на линии, показанной сплошной линией Z. Следовательно, когда устанавливаются любые две скорости солнечной шестерни S, водила C планетарной передачи и коронной шестерни R, оставшаяся одна скорость устанавливается автоматически. Следует отметить, что если использовать вышеупомянутое соотношение r1/r2=ρ, как показано на Фиг.2(B), расстояние между солнечной шестерней C и водилом C планетарной передачи и расстояние между водилом C планетарной передачи и коронной шестерней R становится 1:ρ.

Фиг.2(C) иллюстрирует скорости солнечной шестерни S, водила C планетарной передачи и коронной шестерни R и крутящие моменты, действующие на солнечную шестерню S, водило C планетарной передачи и коронную шестерню R. Ордината и абсцисса на Фиг.2(C) являются теми же, что и на Фиг.2(B). Дополнительно, сплошная линия, показанная на Фиг.2(C), соответствует сплошной линии, показанной на Фиг.2(B). С другой стороны, Фиг.2(C) показывает крутящие моменты, действующие на соответствующие валы, в черных точках, показывающих скорости. Следует отметить, что когда направление действия крутящего момента и направление вращения являются одинаковыми при каждом крутящем моменте, это показывает случай, где крутящий момент привода передается соответствующему валу, в то же время когда направление действия крутящего момента и направление вращения являются противоположными, это показывает случай, где крутящий момент передается соответствующему валу.

Теперь, в примере, показанном на Фиг.2(C), на водило C планетарной передачи действует крутящий момент Te двигателя. Этот крутящий момент Te двигателя делится на крутящий момент Ter, прикладываемый к коронной шестерне R, и крутящий момент Tes, прикладываемый к солнечной шестерне S. На вал 10 коронной шестерни R воздействует разделенный крутящий момент Ter двигателя, крутящий момент Tm2 электродвигателя-генератора MG2 и крутящий момент Tr привода транспортного средства для приведения в движение транспортного средства. Эти крутящие моменты Ter, Tm2 и Tr сбалансированы. В случае, показанном на Фиг.2(C), крутящий момент Tm2 является моментом, где направление действия крутящего момента и направление вращения являются одинаковыми, таким образом, этот крутящий момент Tm2 передает крутящий момент привода валу 10 коронной шестерни R. Следовательно, в это время электродвигатель-генератор MG2 работает как приводной электродвигатель. В случае, показанном на Фиг.2(C), сумма крутящего момента Ter двигателя, разделенного в это время, и крутящего момента Tm2 привода посредством электродвигателя-генератора MG2 становится равной крутящему моменту Tr привода транспортного средства. Следовательно, в это время транспортное средство приводится в движение двигателем 1 и электродвигателем-генератором MG2.

С другой стороны, на вал 8 солнечной шестерни 5 действует разделенный крутящий момент Tes двигателя и крутящий момент Tm1 электродвигателя-генератора MG1. Эти крутящие моменты Tes и Tm1 сбалансированы. В случае, показанном на Фиг.2(C), крутящий момент Tm1 является таким, что направление действия крутящего момента и направление вращения являются противоположными, таким образом, этот крутящий момент Tm1 становится крутящим моментом привода, переданным от вала 10 коронной шестерни R. Следовательно, в это время электродвигатель-генератор MG1 работает как генератор. То есть разделенный крутящий момент Tes двигателя становится равным крутящему моменту для возбуждения электродвигателя-генератора MG1. Следовательно, в это время электродвигатель-генератор MG1 приводится в действие двигателем 1.

На Фиг.2(C) Nr, Ne и Ns соответственно показывают скорости вала 10 коронной шестерни R, вала водила C планетарной передачи, то есть приводного вала 9, и вала 8 солнечной шестерни S. Следовательно, соотношение скоростей валов 8, 9 и 10 и соотношение крутящих моментов, действующих на валы 8, 9 и 10, будет очевидно с первого взгляда на Фиг.2(C). Фиг.2(C) называется "номограммой". Сплошная линия, показанная на Фиг.2(C), называется "операционной линией".

Теперь, как показано на Фиг.2(C), если крутящий момент привода транспортного средства равен Tr, а скоростью коронной шестерни 5 является Nr, выходная мощность Pr привода транспортного средства для приведения в движение транспортного средства выражается как Pr=Tr·Nr. Дополнительно, выходная мощность Pe двигателя 1 в это время выражается произведением Te·Ne крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя. С другой стороны, в это время генерируемая электроэнергия электродвигателя-генератора MG1 подобным образом выражается произведением крутящего момента и скорости вращения. Следовательно, генерируемая электроэнергия электродвигателя-генератора MG1 становится равной Tm1·Ns. Дополнительно, энергия возбуждения электродвигателя-генератора MG2 также выражается произведением крутящего момента и скорости. Следовательно, энергия возбуждения электродвигателя-генератора MG2 становится равной Tm2·Nr. Здесь если предполагать, что генерированная электроэнергия Tm1·Ns электродвигателя-генератора MG1 равна энергии Tm2·Nr возбуждения электродвигателя-генератора MG2, и энергия, сгенерированная электродвигателем-генератором MG1, используется, чтобы возбуждать электродвигатель-генератор MG2, общая выходная мощность Pe двигателя 1 используется выходной мощностью Pr привода транспортного средства. В это время Pr=Pe, следовательно, Tr·Nr=Te·Ne. То есть крутящий момент Te двигателя преобразуется в крутящий момент Tr привода транспортного средства. Следовательно, система регулирования 2 выходной мощности выполняет действие преобразования крутящего момента. Следует отметить, что, в действительности, существует потеря при выработке электроэнергии и потеря зубчатой передачи, таким образом, выходная мощность Pe двигателя 1 не может использоваться для выходной мощности Pr привода транспортного средства, но система 2 регулирования выходной мощности все еще выполняет действие преобразования крутящего момента.

Фиг.3(A) показывает эквивалентные линии выходных мощностей от Pe1 до Pe9 двигателя 1. Между величинами выходных мощностей существует соотношение Pe1<Pe2<Pe3<Pe4<Pe5<Pe6<Pe7<Pe8<Pe9. Следует отметить, что ордината на Фиг.3(A) показывает крутящий момент Te двигателя, в то время как абсцисса на Фиг.3(A) показывает скорость Ne вращения двигателя. Как будет понятно из Фиг.3(A), существуют бесчисленные комбинации крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, удовлетворяющие требуемой выходной мощности Pe двигателя 1, запрошенной для приведения в движение транспортного средства. В этом случае неважно, какая комбинация крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя выбирается, возможно преобразовать крутящий момент Te двигателя в крутящий момент Tr привода транспортного средства в системе 2 регулирования выходной мощности. Следовательно, если использовать эту систему 2 регулирования выходной мощности, становится возможным устанавливать требуемую комбинацию крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, дающую одну и ту же выходную мощность Pe двигателя. В настоящем изобретении, как поясняется позже, устанавливается комбинация крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, способная обеспечивать требуемую выходную мощность Pe двигателя 1 и получать лучший расход топлива. Соотношение, показанное на Фиг.3(A), сохраняется заранее в ПЗУ 22.

Фиг.3(B) показывает эквивалентные линии степени открытия акселератора педали 27 акселератора, то есть эквивалентные линии L нажатия. Величины L нажатия показаны как проценты относительно эквивалентных линий L нажатия. Следует отметить, что ордината на Фиг.3(B) показывает требуемый крутящий момент TrX привода транспортного средства, запрошенный для приведения в движение транспортного средства, в то время как абсцисса на Фиг.3(B) показывает скорость Nr вращения коронной шестерни 5. Из Фиг.3(B) будет понятно, что требуемый крутящий момент TrX привода транспортного средства определяется из величины нажатия L педали 27 акселератора и скорости Nr вращения коронной шестерни 5 в это время. Соотношение, показанное на Фиг.3(B), сохраняется заранее в ПЗУ 22.

Далее, обращаясь к Фиг.4, будет пояснена основная управляющая процедура для управления транспортным средством. Следует отметить, что эта процедура выполняется по прерыванию в предварительно определенные временные интервалы.

Обращаясь к Фиг.4, сначала, на этапе 100, определяется скорость Nr вращения коронной шестерни 5. Далее, на этапе 101, считывается величина нажатия L педали 27 акселератора. Далее, на этапе 102, требуемый крутящий момент TrX привода транспортного средства вычисляется из соотношения, показанного на Фиг.3(B). Далее, на этапе 103, скорость Nr вращения коронной шестерни 5 умножается на требуемый крутящий момент TrX привода транспортного средства, чтобы вычислять требуемую выходную мощность Pr=(TrX Nr) привода транспортного средства. Далее, на этапе 104, требуемая выходная мощность Pr привода транспортного средства складывается с выходной мощностью Pd двигателя, чтобы увеличиваться или уменьшаться для заряда или разряда аккумулятора 19, и выходной мощностью Ph двигателя, требуемой для вспомогательных приводящих устройств, чтобы вычислять выходную мощность Pn, требуемую от двигателя 1. Следует отметить, что выходная мощность Pd двигателя для заряда и разряда аккумулятора 19 вычисляется процедурой, показанной на поясненной далее Фиг.5(B).

Далее, на этапе 105, выходная мощность Pr, требуемая двигателем 1, делится на кпд ηt преобразования крутящего момента системы 2 регулирования выходной мощности с тем, чтобы вычислять конечную требуемую выходную мощность Pe двигателя 1 =(Pn/ηt). Далее, на этапе 106, из соотношения, показанного на Фиг.3(A), устанавливаются требуемый крутящий момент TeX двигателя и требуемая скорость NeX вращения двигателя и т.д., удовлетворяющие требуемой выходной мощности двигателя Pe и дающие минимальный расход топлива. Требуемый крутящий момент TeX двигателя и требуемая скорость NeX вращения двигателя и т.д. устанавливаются процедурой, показанной на поясненных далее Фиг.24 и 28. Следует отметить, что в настоящем изобретении "минимальный расход топлива" означает минимальный расход топлива, когда рассматривается не только кпд двигателя 1, но также и кпд передаточного механизма системы 2 регулирования выходной мощности и т.д.

Далее, на этапе 107, требуемый крутящий момент Tm2X электродвигателя-генератора MG2=(TrX-Ter=TrX-TeX/(1+ρ)) вычисляется из требуемого крутящего момента TrX привода транспортного средства и требуемого крутящего момента TeX двигателя. Далее, на этапе 108, требуемая скорость NsX вращения солнечной шестерни 4 вычисляется из скорости Nr вращения коронной шестерни 5 и требуемой скорости NeX вращения двигателя. Следует отметить, что из соотношения, показанного на Фиг.2(C), (NeX-Ns):(Nr-NeX)=1:ρ, таким образом, требуемая скорость NsX вращения солнечной шестерни 4 выражается как Nr-(Nr-NeX)·(1+ρ)/p, как показано этапом 108 на Фиг.4.

Далее, на этапе 109, электродвигатель-генератор MG1 управляется так, что скорость вращения электродвигателя-генератора MG1 становится требуемой скоростью NsX вращения. Если скорость вращения электродвигателя-генератора MG1 становится требуемой скоростью NsX вращения, скорость Ne вращения двигателя становится требуемой скоростью NeX вращения двигателя и, следовательно, скорость Ne вращения двигателя управляется электродвигателем-генератором MG1 до требуемой скорости NeX вращения двигателя. Далее, на этапе 110, электродвигатель-генератор MG2 управляется так, что крутящий момент электродвигателя-генератора MG2 становится требуемым крутящим моментом Tm2X. Далее, на этапе 111, величина впрыска топлива, требуемая для получения требуемого крутящего момента TeX двигателя, и целевая степень открытия дроссельной заслонки вычисляются. На этапе 112 двигатель 1 управляется на их основе.

В этом отношении в гибридном транспортном средстве необходимо поддерживать накопленный заряд аккумулятора 19 на постоянной величине или больше все время. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, как показано на Фиг.5(A), накопленный заряд SOC сохраняется между нижним предельным значением SC1 и верхним предельным значением SC2. То есть в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, если накопленный заряд SOC падает ниже нижнего предельного значения SC1, выходная мощность двигателя принудительно возрастает с тем, чтобы увеличивать величину выработки электроэнергии. Если накопленный заряд SOC превышает верхнее предельное значение SC2, выходная мощность двигателя принудительно уменьшается с тем, чтобы увеличивать величину потребления энергии электродвигателем-генератором. То есть накопленный заряд SOC, например, вычисляется совокупным сложением тока I заряда и разряда аккумулятора 19.

Фиг.5(B) показывает управляющую процедуру для заряда и разряда аккумулятора 19. Эта процедура выполняется по прерыванию в предварительно определенные временные интервалы.

Обращаясь к Фиг.5(B), сначала, на этапе 120, накопленный заряд SOC складывается с током I заряда и разряда аккумулятора 19. Это значение I тока задано положительным во время заряда и сделано отрицательным во время разряда. Далее, на этапе 121, оценивается, находится ли аккумулятор в середине принудительного заряда. Когда не находится посреди принудительного заряда, процедура переходит к этапу 122, где оценивается, упал ли накопленный заряд SOC ниже, чем нижнее предельное значение SC1. Если SOC<SC1, процедура переходит к этапу 124, где выходная мощность Pd двигателя на этапе 104 на Фиг.4 становится равной предварительно определенному значению Pd1. В это время выходная мощность двигателя принудительно увеличивается, и аккумулятор 19 принудительно заряжается. Если аккумулятор 19 принудительно заряжается, процедура переходит от этапа 121 к этапу 123, где оценивается, было ли завершено действие принудительного заряда. Процедура переходит к этапу 124 до тех пор, пока действие принудительного заряда не будет завершено.

С другой стороны, когда на этапе 122 оценивается, что SOC≥SC1, процедура переходит к этапу 125, где оценивается, находится ли аккумулятор 19 в середине принудительного разряда. Когда он не находится в середине принудительного разряда, процедура переходит к этапу 126, где оценивается, превысил ли накопленный заряд SOC верхнее предельное значение SC2. Если SOC>SC2, процедура переходит к этапу 128, где выходная мощность Pd двигателя на этапе 104 на Фиг.4 становится равной предварительно определенному значению Pd2. В это время выходная мощность двигателя принудительно уменьшается, и аккумулятор 19 принудительно разряжается. Если аккумулятор 19 принудительно разряжается, процедура переходит от этапа 125 к этапу 127, где оценивается, было ли завершено действие принудительного разряда или нет. Процедура переходит к этапу 128 до окончания действия принудительного разряда.

Далее, двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, показанный на Фиг.1, будет пояснен со ссылкой на Фиг.6.

На Фиг.6 ссылочной позицией 30 обозначен картер двигателя, 31 - блок цилиндров, 32 - головка блока цилиндров, 33 - поршень, 34 - камера сгорания, 35 - свеча зажигания, размещенная в верхней мертвой точке камеры 34 сгорания, 36 - впускной клапан, 37 - впускное отверстие, 38 - выпускной клапан, 39 - выпускное отверстие. Впускное отверстие 37 соединено через впускной патрубок 40 с уравнительный бачком 41, в то время как каждый впускной патрубок 40 снабжен топливной форсункой 42 для впрыска топлива в соответствующее впускное отверстие 37. Следует отметить, что каждая топливная форсунка 42 может быть размещена в каждой камере 34 сгорания вместо прикрепления к каждому впускному патрубку 40.

Уравнительный бачок 41 соединяется через впускной канал 43 с воздушным фильтром 44, в то время как впускной канал 43 снабжен внутри дроссельной заслонкой 46, приводимой в действие приводом 45, и датчиком 47 объема всасываемого воздуха, использующим, например, провод с высоким сопротивлением. С другой стороны, выпускное отверстие 39 соединяется через выпускной коллектор 48 с каталитическим нейтрализатором 4, вмещающим в себя, например, трехкомпонентный нейтрализатор, в то время как выпускной коллектор 48 снабжен внутри датчиком 49а качества воздушно-топливной смеси.

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на Фиг.6, соединяющая часть картера 30 двигателя и блока 31 цилиндров снабжена механизмом A переменной степени сжатия, способным изменять относительные положения картера 30 двигателя и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндров с тем, чтобы изменять объем камеры 34 сгорания, когда поршень 33 расположен в верхней мертвой точке сжатия, и дополнительно снабжена механизмом изменения фаз газораспределения для того, чтобы управлять моментом закрытия впускного клапана 7 так, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха, фактически подаваемого в камеру 34 сгорания.

Фиг.7 является видом в перспективе с разнесением деталей механизма A переменной степени сжатия, показанного на Фиг.6, в то время как Фиг.8 является боковым поперечно-рассеченным видом иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания. Обращаясь к Фиг.7, внизу двух боковых стенок блока 31 цилиндров сформированы множество выступающих частей 50, разделенных друг от друга определенным расстоянием. Каждая выступающая часть 50 сформирована с круглым в поперечном сечении отверстием 51 для вставки кулачка. С другой стороны, верхняя поверхность картера 30 двигателя сформирована с множеством выступающих частей 52, разделенных друг от друга определенным расстоянием и устанавливаемых между соответствующими выступающими частями 50. Эти выступающие части 52 также сформированы с круглыми в поперечном сечении отверстиями 53 для вставки кулачка.

Как показано на Фиг.7, предусмотрена пара кулачковых валов 54, 55. Каждый из кулачковых валов 54, 55 имеет дисковые кулачки 56, закрепленные на них, выполненные с возможностью вращающимся образом вставляться в отверстия 51 для вставки кулачков в каждой второй позиции. Эти дисковые кулачки 56 являются соосными с осями вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, между дисковыми кулачками 56, как показано штриховкой на Фиг.8, протягивающиеся эксцентриковые валы 57 размещены эксцентрично по отношению к осям вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие дисковые кулачки 58, вращающимся образом прикрепленные к ним эксцентрично. Как показано на Фиг.7, эти дисковые кулачки 58 размещены между дисковыми кулачками 56. Эти дисковые кулачки 58 вращающимся образом вставлены в соответствующие отверстия 53 для вставки кулачков.

Когда дисковые кулачки 56, прикрепленные к кулачковым валам 54, 55, вращаются в противоположных направлениях, как показано стрелками сплошной линии на Фиг.8(A), из состояния, показанного на Фиг.8(A), эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, таким образом, дисковые кулачки 58 вращаются в противоположных направлениях от дисковых кулачков 56 в отверстиях 53 для вставки кулачков, как показано стрелками прерывистой линии на Фиг.8(A). Как показано на Фиг.8(B), когда эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, центры дисковых кулачков 58 движутся ниже эксцентриковых валов 57.

Как будет понятно из сравнения Фиг.8(A) и 8(B), относительные положения картера 30 двигателя и блока 31 цилиндров определяются расстоянием между центрами дисковых кулачков 56 и центрами дисковых кулачков 58. Чем больше расстояние между центрами дисковых кулачков 56 и центрами дисковых кулачков 58, тем дальше блок 31 цилиндров от картера 31 двигателя. Если блок 31 цилиндров движется от картера 30 двигателя, объем камеры 34 сгорания, когда поршень 33 расположен в верхней мертвой точке сжатия, увеличивается, следовательно, создавая вращение кулачковых валов 54, 55, объем камеры 34 сгорания, когда поршень 33 расположен в верхней мертвой точке сжатия, может изменяться.

Как показано на Фиг.7, чтобы создать вращение кулачковых валов 54, 55 в противоположных направлениях, вал приводного двигателя 59 снабжен парой червячных шестерней 61, 62 с противоположными направлениями резьбы. Шестерни 63, 64, сцепляющиеся с этими червячными шестернями 61, 62, прикреплены к концам кулачковых валов 54, 55. В этом варианте осуществления приводной двигатель 59 может приводиться в движение, чтобы изменять объем камеры 34 сгорания, когда поршень 33 расположен в верхней мертвой точке сжатия, в большом диапазоне. Следует отметить, что механизм A переменной степени сжатия, показанный на Фиг.6-8, является примерным. Может быть использован любой тип механизма переменной степени сжатия.

С другой стороны, Фиг.9 показывает механизм B регулирования фаз газораспределения, прикрепленный к концу кулачкового вала 70 для приведения в движение впускного клапана 36 на Фиг.6. Обращаясь к Фиг.9, этот механизм B регулирования фаз газораспределения снабжен зубчатым шкивом 71, вращаемым выходным валом 9 двигателя 1 через зубчатый ремень привода в направлении стрелки, цилиндрическим корпусом 72, вращающимся вместе с зубчатым шкивом 71, валом 73, способным вращаться вместе с кулачковым валом 70 привода впускного клапана и вращаться относительно цилиндрического корпуса 72, множеством частей 74, проходящих от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 к внешней окружности вала 73, и лопастями 75, проходящими между частями 74 от внешней окружности вала 73 к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, две стороны лопастей 75 сформированы с гидравлическими камерами 76 для опережения и используют гидравлические камеры 77 для запаздывания.

Подача рабочей жидкости на масляной основе в гидравлические камеры 76, 77 управляется клапаном 78 управления подачей рабочей жидкости на масляной основе. Этот клапан 78 управления подачей рабочей жидкости на масляной основе снабжен отверстиями 79, 80 для жидкости, соединенными с гидравлическими камерами 76, 77, отверстием 82 подачи рабочей жидкости на масляной основе, выпущенной из гидравлического насоса 81, парой сливных отверстий 83, 84 и золотниковым клапаном 85 для управления соединением и разъединением отверстий 79, 80, 82, 83 и 84.

Чтобы сдвинуть в сторону опережения фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана, на Фиг.9, золотниковый клапан 85 выполнен двигающимся вправо, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 79 к гидравлическим камерам 76 для опережения, а рабочая жидкость на масляной основе в гидравлических камерах 77 для запаздывания стекает из сливного отверстия 84. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки.

Как противоположность этому, чтобы задержать фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана, на Фиг.9, золотниковый клапан 85 выполнен двигающимся влево, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 80 к гидравлическим камерам 77 для запаздывания, а рабочая жидкость на масляной основе в гидравлических камерах 76 для опережения стекает из сливного отверстия 83. В это время вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелкам.

Когда вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращен в нейтральную позицию, показанную на Фиг.9, операция относительного вращения вала 73 заканчивается, и вал 73 удерживается в относительной вращающейся позиции в это время. Следовательно, возможно использовать механизм B регулирования фаз газораспределения с тем, чтобы двигать в сторону опережения или запаздывания фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана на точную требуемую величину.

На Фиг.10 сплошная линия показывает, когда механизм B регулирования фаз газораспределения используется, чтобы наиболее сдвигать в сторону опережения фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана, в то время как прерывистая линия показывает, когда он используется, чтобы сдвигать в сторону запаздывания фазу кулачков кулачкового вала 70 привода впускного клапана. Следовательно, момент открытия впускного клапана 36 может быть свободно установлен между диапазоном, показанным сплошной линией на Фиг.10, и диапазоном, показанным прерывистой линией, следовательно, момент закрытия впускного клапана 36 может быть установлен в любом угле поворота коленчатого вала в диапазоне, показанном стрелкой C на Фиг.10.

Механизм B регулирования фаз газораспределения, показанный на Фиг.6 и 9, является одним примером. Например, может использоваться механизм регулирования фаз газораспределения или другие различные типы механизмов регулирования фаз газораспределения, способные изменять только момент закрытия впускного клапана, в то же время сохраняя постоянным момент открытия впускного клапана.

Далее, значение терминов, используемых в настоящей заявке, будет пояснено со ссылкой на Фиг.11. Следует отметить, что Фиг.11(A), 11(B) и 11(C) показывают в пояснительных целях двигатель с объемом камер сгорания в 50 мл и рабочим объемом цилиндра над поршнем в 500 мл. На этих Фиг.11(A), 11(B) и 11(C) объем камеры сгорания показывает объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.11(A) поясняет степень механического сжатия. Степень механического сжатия является величиной, определенной механически из рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания в момент такта сжатия. Эта степень механического сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на Фиг.11(A), эта степень механического сжатия становится (50 мл+500 мл)/50 мл=11.

Фиг.11(B) поясняет степень фактического сжатия. Эта степень фактического сжатия является величиной, определенной из фактического рабочего объема цилиндра от момента, когда действие сжатия фактически началось, до момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки, и объема камеры сгорания. Эта степень фактического сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем)/объем камеры сгорания. То есть, как показано на Фиг.11(B), даже если поршень начинает подниматься в ходе сжатия, действие сжатия не выполняется, пока открыт впускной клапан. Фактическое действие сжатия начинается после того, как впускной клапан закрывается. Следовательно, степень фактического сжатия выражается следующим образом с помощью фактического рабочего объема. В примере, показанном на Фиг.11(B), степень фактического сжатия становится (50 мл+450 мл)/50 мл=10.

Фиг.11(C) поясняет степень расширения. Степень расширения является величиной, определенной из рабочего объема цилиндра во время такта расширения и объема камеры сгорания. Эта степень расширения выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на Фиг.11(C), эта степень расширения равна (50 мл+500 мл)/50 мл=11.

Далее, со ссылкой Фиг.12 и 13 будет пояснен цикл сверхвысокой степени расширения в настоящем изобретении. Следует отметить, что Фиг.12 показывает соотношение между теоретическим термическим кпд и степенью расширения, в то время как Фиг.13 показывает сравнение между обычным циклом и циклом сверхвысокой степени расширения, используемым выборочно в соответствии с нагрузкой в настоящем изобретении.

Фиг.13(A) показывает обычный цикл, когда впускной клапан закрывается рядом с нижней мертвой точкой, и действие сжатия посредством поршня начинается близко, по существу, от нижней мертвой точки сжатия. В примере, также показанном на этом Фиг.13(A), в том же способе, что и в примерах, показанных на Фиг.11(A), 11(B) и 11(C), объем камеры сгорания равен 50 мл, а рабочий объем цилиндра равен 500 мл. Как будет понятно из Фиг.13(A), в обычном цикле степень механического сжатия равна (50 мл+500 мл)/50 мл=11, степень фактического сжатия также равна приблизительно 11, и степень расширения также равна (50 мл+500 мл)/50 мл=11. То есть в обычном двигателе внутреннего сгорания степень механического сжатия и степень фактического сжатия и степень расширения становятся, по существу, одинаковыми.

Сплошная линия на Фиг.12 показывает изменение в теоретическом термическом кпд в случае, когда степень фактического сжатия и степень расширения, по существу, равны, то есть в обычном цикле. В этом случае изучено, что чем больше степень расширения, т.е. выше степень фактического сжатия, тем выше теоретический термический кпд. Следовательно, в обычном цикле, чтобы повысить теоретический термический кпд, степень фактического сжатия должна быть более высокой. Однако из-за ограничений на возникновение детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке степень фактического сжатия может быть повышена только равномерно максимум приблизительно до 12, соответственно, в обычном цикле, теоретический термический кпд не может быть сделан достаточно высоким.

С другой стороны, в такой ситуации изучается способ повысить теоретический термический кпд при четком различении между степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия и в результате обнаружилось, что в теоретическом термическом кпд степень расширения является доминирующей, и на теоретический термический кпд почти совсем не влияет степень фактического сжатия. То есть если степень фактического сжатия повышается, взрывная сила растет, но сжатие требует большой энергии, соответственно, даже если степень фактического сжатия повышается, теоретический термический кпд почти совсем не будет повышаться.

В противоположность этому, если повышается степень расширения, чем длиннее период, в течение которого сила действует как сила, придавливающая поршень в момент такта расширения, тем более продолжительно время, в течение которого поршень передает силу вращения коленчатому валу. Следовательно, чем больше степень расширения, тем более высоким становится теоретический термический кпд. Прерывистая линия на Фиг.12 показывает теоретический термический кпд в случае фиксирования степени фактического сжатия в значениях 5, 6, 7, 8, 9, 10, соответственно, и повышения степени расширения в этом состоянии. Заметим, что на Фиг.12 черные точки показывают пиковые позиции теоретического термического кпд, когда фактические степени сжатия равны 5, 6, 7, 8, 9, 10. Понятно из Фиг.12, что величина роста теоретического термического кпд при повышении степени расширения в состоянии, когда степень ε фактического сжатия сохраняется на низком значении, и величина роста теоретического термического кпд в случае, когда степень фактического сжатия повышается вместе со степенью расширения, как показано сплошной линией на Фиг.12, почти не будут отличаться.

Если степень ε фактического сжатия удерживается на низком значении в этом способе, детонация не возникнет, следовательно, при повышении степени расширения в состоянии, где степень фактического сжатия удерживается на низком значении, возникновение детонации может быть предотвращено, и теоретический термический кпд может быть значительно повышен. Фиг.13(B) показывает пример случая, когда используется механизм A переменной степени сжатия и механизм B регулирования фаз газораспределения, чтобы поддерживать степень фактического сжатия на низком значении и повышать степень расширения.

Обращаясь к Фиг.13(B), в этом примере, используется механизм A переменной степени сжатия, чтобы уменьшить объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм B регулирования фаз газораспределения используется, чтобы задержать момент закрытия впускного клапана до тех пор, пока фактический рабочий ход поршня не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате, в этом примере, степень фактического сжатия равна (20 мл+200 мл)/20 мл=11, а степень расширения равна (20 мл+500 мл)/20 мл=26. В обычном цикле, показанном на Фиг.13(A), как пояснено выше, степень фактического сжатия равна приблизительно 11 и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем в случае, показанном на Фиг.13(B), изучено, что только степень расширения повышается до 26. По это причине цикл и называется "циклом сверхвысокой степени расширения".

Как пояснено выше, если увеличивается степень расширения, теоретический термический кпд улучшается, и расход топлива улучшается. Следовательно, степень расширения предпочтительно растет в настолько широкой рабочей области, насколько возможно. Однако, как показано на Фиг.13(B), в цикле сверхвысокой степени расширения, так как фактический рабочий ход поршня в момент такта сжатия сделан меньше, объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 34 сгорания, становится меньше. Следовательно, этот цикл сверхвысокой степени расширения может применяться только тогда, когда объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 34 сгорания, является небольшим, то есть когда требуемый крутящий момент Te двигателя является низким. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, когда требуемый крутящий момент Te двигателя низкий, применяется цикл сверхвысокой степени расширения, показанный на Фиг.13(B), в то же время когда требуемый крутящий момент Te двигателя высокий, применяется нормальный цикл, показанный на Фиг.13(A).

Далее, обращаясь к Фиг.14, поясняется, как двигатель 1 управляется в соответствии с требуемым крутящим моментом Te.

Фиг.14 показывает изменения в степени механического сжатия, степени расширения, моменте закрытия впускного клапана 36, степени фактического сжатия, объеме всасываемого воздуха, степени открытия дроссельной заслонки 46 и уровне расхода топлива в соответствии с требуемым крутящим моментом Te двигателя. Уровень расхода топлива показывает величину расхода топлива, когда транспортное средство проходит предварительно определенное расстояние перемещения в предварительно определенном режиме движения. Следовательно, значение, показывающее уровень расхода топлива, становится тем меньше, чем лучше уровень расхода топлива. Следует отметить, что в варианте осуществления согласно настоящему изобретению обычно среднее соотношение воздух-топливо в камере 34 сгорания является обратной связью, управляемой на основе выходного сигнала датчика 49a соотношения воздух-топливо до стехиометрического соотношения воздух-топливо, так что трехкомпонентный нейтрализатор в каталитическом нейтрализаторе 49 отработавших газов может одновременно уменьшать несгоревшие CH, CO и NOX в выхлопном газе. Фиг.12 показывает теоретический термический кпд, когда среднее соотношение воздух-топливо в камере сгорания 34 равно стехиометрическому соотношению воздух-топливо таким способом.

С другой стороны, в этом способе в варианте осуществления согласно изобретению среднее соотношение воздух-топливо в камере 34 сгорания управляется до стехиометрического соотношения воздух-топливо, таким образом, крутящий момент Te двигателя становится пропорциональным объему всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 34 сгорания. Следовательно, как показано на Фиг.14, чем больше требуемый крутящий момент Te двигателя падает, тем больше уменьшается объем всасываемого воздуха. Следовательно, чтобы еще больше уменьшать объем всасываемого воздуха при падении требуемого крутящего момента Te двигателя, как показано сплошной линией на Фиг.14, момент закрытия впускного клапана 36 задерживается. Дроссельная заслонка 46 удерживается в полностью открытом состоянии, пока объем всасываемого воздуха управляется посредством задержки момента закрытия дроссельной заслонки 36 таким способом. С другой стороны, если требуемый крутящий момент Te двигателя становится ниже, чем определенное значение Te1, дальше невозможно управлять объемом всасываемого воздуха до требуемого объема всасываемого воздуха посредством управления моментом закрытия впускного клапана 36. Следовательно, когда требуемый крутящий момент Te двигателя ниже, чем это значение Te1, предельное значение Te1, момент закрытия впускного клапана 36 удерживается на предельном моменте закрытия во время предельного значения Te1. В это время объем всасываемого воздуха управляется дроссельной заслонкой 46.

С другой стороны, как пояснено выше, когда требуемый крутящий момент Te двигателя низкий, применяется цикл сверхвысокой степени расширения, следовательно, как показано на Фиг.14, когда требуемый крутящий момент Te двигателя низкий, степень механического сжатия растет, посредством чего степень расширения становится выше. В этом отношении, как показано на Фиг.12, когда, например, степень ε фактического сжатия равна 10, теоретический термический кпд достигает пика, когда степень расширения равна 35 или около того. Следовательно, когда требуемый крутящий момент Te двигателя низкий, предпочтительно повышать степень механического сжатия до тех пор, пока степень расширения не станет 35 или около того. Однако трудно повышать степень механического сжатия до тех пор, пока степень расширения не станет 35 или около того, из-за структурных ограничений. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, когда требуемый крутящий момент Te двигателя низкий, степень механического сжатия становится максимальной структурно возможной степенью механического сжатия, так что получается высокая степень расширения, насколько возможно.

С другой стороны, если момент закрытия впускного клапана 36 сдвигается в сторону опережения так, что объем всасываемого воздуха увеличивается в состоянии, сохраняющем степень механического сжатия на максимальной степени механического сжатия, степень фактического сжатия становится выше. Однако степень фактического сжатия должна удерживаться в 12 или менее даже при максимуме. Следовательно, когда требуемый крутящий момент Te двигателя становится высоким, и объем всасываемого воздуха увеличивается, степень механического сжатия понижается так, что степень фактического сжатия поддерживается на оптимальной степени фактического сжатия. В варианте осуществления согласно настоящему изобретению, как показано на Фиг.14, когда требуемый крутящий момент Te двигателя превышает предельное значение Te2, степень механического сжатия понижается, когда требуемый крутящий момент Te двигателя увеличивается, так, что степень фактического сжатия поддерживается на оптимальной степени фактического сжатия.

Если требуемый крутящий момент Te двигателя становится выше, степень механического сжатия понижается до минимальной степени механического сжатия. В это время цикл становится нормальным циклом, показанным на Фиг.13(A).

В этом отношении в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, когда скорость Ne вращения двигателя низкая, степень ε фактического сжатия равна 9-11. Однако если скорость Ne вращения двигателя становится выше, воздушно-топливная смесь в камере 34 сгорания возмущена, таким образом, детонация возникает не так легко. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, чем выше скорость Ne вращения двигателя, тем выше степень ε фактического сжатия.

С другой стороны, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению степень расширения, когда используется цикл сверхвысокой степени расширения, равна 26-30. С другой стороны, на Фиг.12, степень фактического сжатия ε=5 показывает нижний предел практически реализуемой степени фактического сжатия. В этом случае теоретический термический кпд достигает пика, когда степень расширения равна приблизительно 20. Степень расширения, где теоретическое соотношение воздух-топливо достигает пика, становится больше 20, когда степень ε фактического расширения становится больше 5. Следовательно, если рассматривать практически реализуемую степень ε фактического сжатия, можно сказать, что степень расширения предпочтительно равна 20 или более. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению механизм A переменной степени сжатия сформирован так, что степень расширения становится равной 20 или более.

Кроме того, в примере, показанном на Фиг.14, степень механического сжатия непрерывно изменяется в соответствии с требуемым крутящим моментом Te двигателя. Однако степень механического сжатия может изменяться поэтапно в соответствии с требуемым крутящим моментом Te двигателя.

С другой стороны, как показано прерывистой линией на Фиг.14, когда требуемый крутящий момент Te двигателя становится ниже, возможно управлять объемом всасываемого воздуха, сдвигая в сторону опережения момент закрытия впускного клапана 36. Следовательно, если описывать изобретение так, чтобы включать в него как случай, показанный сплошной линией, так и случай, показанный прерывистой линией на Фиг.14, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, момент закрытия впускного клапана 36 перемещается в направлении от нижней мертвой точки BDC впуска до предельного момента закрытия, способного управлять объемом всасываемого воздуха, подаваемого в камеру 34 сгорания, когда требуемый крутящий момент Te двигателя становится ниже.

В этом отношении, если степень расширения становится выше, теоретический термический кпд становится выше, и расход топлива становится лучше, то есть уровень расхода топлива становится меньше. Следовательно, на Фиг.14, когда требуемый крутящий момент Te двигателя является предельным значением Te2 или меньше, уровень расхода топлива становится наименьшим. Однако между предельным значением Te1 и Te2 степень фактического сжатия падает, когда требуемый крутящий момент Te двигателя становится ниже, таким образом, уровень расхода топлива ухудшается совсем немного, то есть уровень расхода топлива становится выше. Дополнительно, в области, где требуемый крутящий момент Te двигателя ниже, чем предельное значение Te1, дроссельная заслонка 46 закрывается, таким образом, уровень расхода топлива становится дополнительно выше. С другой стороны, если требуемый крутящий момент Te двигателя становится выше, чем предельное значение Te2, степень расширения падает, таким образом, уровень расхода топлива растет, когда требуемый крутящий момент Te становится выше. Следовательно, когда требуемый крутящий момент Te является предельным значением Te2, то есть на границе области, где степень механического сжатия понижается посредством увеличения требуемого крутящего момента Te двигателя, и областью, где степень механического сжатия поддерживается на максимальной степени механического сжатия, уровень расхода топлива становится наименьшим.

Предельное значение Te2 крутящего момента Te двигателя, где расход топлива становится наименьшим, изменяется отчасти в соответствии со скоростью Ne вращения двигателя, но в любом случае, если возможно поддерживать крутящий момент Te двигателя на предельном значении Te2, достигается минимальный расход топлива. В настоящем изобретении система 2 регулирования выходной мощности используется для поддержания крутящего момента Te двигателя на предельном значении Te2, даже если требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 изменяется.

Далее, обращаясь к Фиг.15, будет пояснен способ управления двигателем 1.

Фиг.15 показывает эквивалентные линии a1, a2, a3, a4, a5, a6, a7 и a8 уровня расхода топлива, выраженные в двумерных координатах с ординатой, равной крутящему моменту Te двигателя, и абсциссой, равной скорости Ne вращения двигателя. Эквивалентные линии a1-a8 уровня расхода топлива являются эквивалентными линиями уровня расхода топлива, полученными при управлении двигателем 1, показанным на Фиг.6, как показано на Фиг.14. Чем больше a1-a8, тем выше уровень расхода топлива. То есть внутри a1 существует область наименьшего уровня расхода топлива. Точка O1, показанная во внутренней области a1, является рабочим состоянием, дающим наименьший уровень расхода топлива. В двигателе 1, показанном на Фиг.6, точка O1, где уровень расхода топлива становится минимальным, - это случай, когда крутящий момент Te двигателя низкий, а скорость Ne вращения двигателя равна приблизительно 2000 об/мин.

На Фиг.15 сплошная линия K1 показывает соотношение крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, где крутящий момент Te двигателя становится предельным значением Te2, показанным на Фиг.14, то есть где уровень расхода топлива становится минимальным. Следовательно, при установке крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя равным крутящему моменту Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя на сплошной линии K1, уровень расхода топлива становится минимальным. Следовательно, сплошная линия K1 называется "линией работы с минимальным уровнем расхода топлива". Эта линия K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива принимает форму кривой, проходящей через точку O1 в направлении увеличения скорости Ne вращения двигателя.

Как будет понятно из Фиг.15, на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива крутящий момент Te двигателя вообще не изменяется. Следовательно, когда требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 увеличивается, требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 удовлетворяется посредством повышения скорости Ne вращения двигателя. На этой линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива степень механического сжатия зафиксирована на максимальной степени механического сжатия. Момент закрытия впускного клапана 36 также зафиксирован на моменте, дающем требуемый объем всасываемого воздуха.

В зависимости от конструкции двигателя можно задавать эту линию K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, чтобы она проходила прямо в направлении увеличения скорости Ne вращения двигателя до тех пор, пока скорость Ne вращения двигателя не станет максимальной. Однако когда скорость Ne вращения двигателя становится высокой, потери от увеличения трении становятся больше. Следовательно, в двигателе 1, показанном на Фиг.6, когда требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 возрастает, по сравнению с тем, когда степень механического сжатия поддерживается на максимальной степени механического сжатия, и в этом состоянии увеличивается только скорость Ne вращения двигателя, когда крутящий момент Te двигателя увеличивается вместе с увеличением скорости Ne вращения двигателя, падение в степени механического сжатия заставляет теоретический термический кпд падать, но практический термический кпд растет. То есть в двигателе 1, показанном на Фиг.6, когда скорость Ne вращения двигателя становится высокой, расход топлива становится меньше, когда скорость Ne вращения двигателя и крутящий момент Te двигателя возрастают, чем когда только скорость Ne вращения двигателя увеличивается.

Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению линия K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, как показано посредством K1' на Фиг.15, проходит в сторону высокого крутящего момента Te двигателя вместе с увеличением скорости Ne вращения двигателя, если скорость Ne вращения двигателя становится выше. На этой линии K1' работы с минимальным уровнем расхода топлива, чем дальше от линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, тем ближе момент закрытия впускного клапана 36 к нижней мертвой точке впуска, и степень механического сжатия больше уменьшается от максимальной степени механического сжатия.

Теперь, как пояснено выше, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению соотношение крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда расход топлива становится минимальным, если выражено в двумерных координатах как функция крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, выражается как линия K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, формирующая кривую, проходящую в направлении увеличения скорости Ne вращения двигателя. Чтобы минимизировать уровень расхода топлива, пока возможно удовлетворять требуемой выходной мощности Pe двигателя 1, предпочтительно изменять крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя вдоль этой линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива.

Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, пока требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 может быть удовлетворена, крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива в соответствии с изменением в требуемой выходной мощности Pe двигателя. Следует отметить, что, как и следовало ожидать, эта линия K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива сама по себе не сохраняется заранее в ПЗУ 22. Соотношения крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, показывающие линии K1 и K1' работы с минимальным уровнем расхода топлива, сохраняются заранее в ПЗУ 22. Дополнительно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются в диапазоне линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, но диапазон изменения крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя может также быть расширен до линии K1' работы с минимальным уровнем расхода топлива.

Далее будут пояснены линии работы, отличные от линий K1 и K1' работы с минимальным уровнем расхода топлива.

Обращаясь к Фиг.15, когда выражается в двумерных координатах как функция крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, линия работы с высоким крутящим моментом, показанная прерывистой линией K2, задается со стороны высокого крутящего момента Te двигателя линий K1 и K1' работы с минимальным уровнем расхода топлива. В действительности соотношение крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, показывающее эту линию K2 работы с высоким крутящим моментом, определяется заранее. Это соотношение сохраняется заранее в ПЗУ 22.

Далее, эта линия K2 работы с высоким крутящим моментом будет пояснена со ссылкой на Фиг.17. Фиг.17 показывает эквивалентные линии b1, b2, b3, и b4 уровня расхода топлива, выраженные в двумерных координатах с ординатой, равной крутящему моменту Te двигателя, и абсциссой, равной скорости Ne вращения двигателя. Эквивалентные линии b1-b4 уровня расхода топлива показывают линии уровня расхода топлива в случае, когда двигатель 1, показанный на Фиг.6, работает в состоянии понижения степени механического сжатия до наименьшего значения в двигателе 1, т.е. в случае нормального цикла, показанного на Фиг.13(A). От b1 к b4 расход топлива становится выше. То есть внутри b1 существует область наименьшего уровня расхода топлива. Точка, показанная как O2 внутри области b1, становится рабочим состоянием наименьшего уровня расхода топлива. В двигателе 1, показанном на Фиг.17, точка O2, где уровень расхода топлива становится минимальным, - это случай, когда крутящий момент Te двигателя высокий и скорость Ne вращения двигателя равна приблизительно 2400 об/мин.

В варианте осуществления согласно настоящему изобретению линия K2 работы с высоким крутящим моментом задается кривой, где уровень расхода топлива становится минимальным, когда двигатель 1 работает в состоянии, когда степень механического сжатия уменьшается до минимального значения.

Обращаясь к Фиг.15 снова, когда выражена в двумерных координатах как функция крутящего момента Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, линия K3 работы с полной нагрузкой, по которой выполняется работа с полной нагрузкой, задается дальше в стороне более высокого крутящего момента от линии K2 работы с высоким крутящим моментом. Соотношение между крутящим моментом Te двигателя и скоростью Ne вращения двигателя, показывающее эту линию K3 работы с полной нагрузкой, находится заранее. Это соотношение сохраняется заранее в ПЗУ 22.

Фиг.16(A) и (B) показывают изменение в уровне расхода топлива и изменение в степени механического сжатия при просмотре вдоль линии f-f на Фиг.15. Как показано на Фиг.16, уровень расхода топлива становится минимальным в точке O1 на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода и становится выше по направлению к точке O2 на линии K2 работы с высоким крутящим моментом. Дополнительно, степень механического сжатия становится максимальной в точке O1 на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива и постепенно падает по направлению к точке O2. Дополнительно, объем всасываемого воздуха становится больше, чем выше крутящий момент Te двигателя, таким образом, объем всасываемого воздуха увеличивается от точки O1 на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива до точки O2, в то время как момент закрытия впускного клапана 36 приближается к нижней мертвой точке впуска вместе с перемещением от точки O1 к точке O2.

Фиг.18 показывает эквивалентные линии Pe1-Pe9 выходной мощности и линии K1, K2 и K3 работы двигателя 1, показанного на Фиг.3(A), а также две граничные выходные мощности, состоящие из первой граничной выходной мощности PY и второй граничной выходной мощности PZ. Как будет понятно из Фиг.18, эквивалентная линия первой граничной выходной мощности PY проходит через пересечение линий K1 и K1' работы с минимальным уровнем расхода топлива, в то время как эквивалентная линия второй граничной мощности PZ проходит так, чтобы соприкасаться с линией K2 работы с высоким крутящим моментом.

Теперь, как пояснено выше, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, когда требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 увеличивается, пока возможно удовлетворять требуемой выходной мощности Pe двигателя 1, крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива. То есть в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, когда требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 ниже, чем предварительно определенная первая граничная выходная мощность PY, выполняется управление для сохранения минимального уровня расхода топлива, удовлетворяющее требуемой выходной мощности двигателя, посредством изменения скорости вращения двигателя в состоянии, поддерживающем степень механического сжатия на предварительно определенной степени сжатия или более.

Как противоположность этому, когда требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 не удовлетворяется крутящим моментом Te двигателя и скоростью Ne вращения двигателя по линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, т.е. требуемая выходная мощность двигателя увеличивается выше первой граничной выходной мощности PY, выполняется управление для увеличения выходной мощности, увеличивающее крутящий момент Te двигателя после понижения степени механического сжатия до предварительно определенной степени сжатия, то есть 20 или менее.

Это управление для увеличения выходной мощности выполняется посредством управления моментом закрытия впускного клапана 36, чтобы увеличивать объем всасываемого воздуха в камеру 34 сгорания и, в связи с этим, изменять крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя с точек на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива в направлении увеличения крутящего момента Te.

Далее, обращаясь к Фиг.19-28, будут пояснены два варианта осуществления, показывающие способ управления крутящим моментом Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя. Следует отметить, что Фиг.18, 19, 21, 22, 25 и 26 показывают эквивалентные линии Pe1-Pe9 выходной мощности двигателя, линии K1, K2 и K3 работы и граничные выходные мощности PY и PZ, которые являются такими же, что и на Фиг.18.

Фиг.19 показывает случай, где, когда выходная мощность двигателя 1 - это Pe2 и он находится в рабочем состоянии, показанном точкой R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 становится Pe4. В этом случае выполняется упомянутое управление для сохранения минимального уровня расхода топлива. То есть в соответствии с изменением требуемой выходной мощности Pe двигателя крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются, как показано стрелкой, вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива от точки R в точку Pe.

Следует отметить, что в это время, в действительности, требуемый крутящий момент TeX двигателя и требуемая скорость NeX вращения двигателя обнаруживаются в нескольких точках на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива от точки R до точки Pe, и требуемый крутящий момент TeX двигателя и требуемая скорость NeX вращения двигателя последовательно задаются из найденных требуемых крутящих моментов TeX двигателя и требуемых скоростей NeX вращения двигателя так, что крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива от точки R до точки Pe.

С другой стороны, Фиг.19 также показывает случай, где, когда выходная мощность двигателя 1 - это Pe4, и он находится в рабочем состоянии, показанном точкой Pe на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, требуемая выходная мощность двигателя 1 становится Pe2. В этом случае также выполняется вышеупомянутое управление для сохранения минимального уровня расхода топлива. То есть крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются, как показано стрелкой, вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива от точки Pe до точки R.

Фиг.20 показывает изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана 36, крутящем моменте Te и двигателе Ne вращения двигателя, когда такое управление для сохранения минимального уровня расхода топлива выполняется. Следует отметить, что, на Фиг.20, MAX показывает максимальную степень механического сжатия, в то время как MIN показывает минимальную степень механического сжатия. Дополнительно, на Фиг.20 момент t1 показывает момент времени, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe2 в Pe, в то время как момент t2 показывает время, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe в Pe2.

Как будет понятно из Фиг.20, когда выполняется управление для сохранения минимального уровня расхода топлива, даже если требуемая выходная мощность двигателя изменяется, степень механического сжатия и момент закрытия впускного клапана 36 не будут изменяться. Как противоположность этому, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe2 на Pe, скорость Ne вращения двигателя увеличивается, в то время как, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe на Pe2, скорость Ne вращения двигателя уменьшается. В это время крутящий момент Te двигателя почти не изменяется вообще.

Фиг.21 показывает случай, где, когда выходная мощность двигателя 1 - это Pe2, и он находится в рабочем состоянии, показанном точкой R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, выполняется операция ускорения, и требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 становится Pe7. В этом случае требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 выше, чем первая граничная выходная мощность PY, таким образом, выполняется управление для увеличения выходной мощности. То есть сначала степень механического сжатия понижается, далее крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя увеличиваются с точки R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива до точки Pe на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, где выходная мощность двигателя становится требуемой выходной мощностью Pe7.

В этом случае требуемый крутящий момент TeX двигателя и требуемая скорость NeX вращения двигателя находятся на нескольких точках на прямой линии R-Pe, соединяющей точку R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива и точку Pe на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, и требуемый крутящий момент TeX двигателя и требуемая скорость NeX вращения двигателя последовательно задаются из установленных требуемых крутящих моментов TeX двигателя и требуемых скоростей NeX вращения двигателя так, что крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются вдоль этой прямой линии R-Pe от точки R до точки Pe.

С другой стороны, в состоянии, показанном точкой на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, если требуемая выходная мощность двигателя становится Pe2, как показано на Фиг.21, крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя уменьшаются с точки Pe на линии K2 работы с высоким крутящим моментом вдоль прямой линии R-Pe до точки R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, где выходная мощность двигателя становится требуемой выходной мощностью Pe2.

Фиг.22 показывает случай, где, когда выходная мощность двигателя 1 - это Pe2, и он находится в рабочем состоянии, показанном точкой R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, выполняется операция ускорения, и требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 превышает вторую граничную выходную мощность PZ, в частности случай, где требуемая выходная мощность Pe двигателя 1 становится максимальной выходной мощностью. В этом случае сначала степень механического сжатия уменьшается, далее крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя увеличиваются от точки R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива до точки Pe на линии K3 работы с полной нагрузкой, где выходная мощность двигателя становится требуемой выходной мощностью Pe, вдоль прямой линии R-Pe, соединяющей точку R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива с точкой Pe на линии K3 работы с полной нагрузкой.

С другой стороны, в состоянии, показанном точкой Pe на линии K3 работы с полной нагрузкой, если требуемая выходная мощность двигателя становится Pe2, как показано на Фиг.22, крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя уменьшаются с точки Pe на линии K3 работы с полной нагрузкой до точки R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, где выходная мощность двигателя становится требуемой выходной мощностью Pe2, вдоль прямой линии R-Pe.

Фиг.23 показывает изменения в степени механического сжатия, моменте закрытия впускного клапана 36, крутящем моменте Te двигателя и скорости Ne вращения двигателя, когда выполняется управление для увеличения выходной мощности, показанное на Фиг.21 и 22. Следует отметить, что на Фиг.23 также момент t1 показывает время, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe2 на Pe, в то время как момент t2 показывает время, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe на Pe2.

Как показано на Фиг.23, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe2 на Pe, сначала степень механического сжатия уменьшается. После того как действие уменьшения степени механического сжатия завершено, момент закрытия впускного клапана 34 изменяется так, чтобы приближаться к нижней мертвой точке впуска, то есть объем всасываемого воздуха увеличивается, в связи с чем крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя увеличиваются. В этом случае, в действительности, целевая степень механического сжатия для времени, когда крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя находятся на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, предварительно задается. Когда выполняется управление для повышения выходной мощности, степень механического сжатия понижается до целевой степени механического сжатия, затем крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются со значений на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива на значения на линии K2 работы с высоким крутящим моментом.

Как пояснено выше, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, линия K2 работы с высоким крутящим моментом является кривой, где уровень расхода топлива становится минимальным, когда двигатель работает в состоянии, где степень механического сжатия понижается до минимального уровня. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению целевая степень механического сжатия становится минимальной степенью механического сжатия. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, когда выполняется управление для увеличения выходной мощности, степень механического сжатия уменьшается с максимальной степени механического MAX сжатия до минимальной степени механического сжатия.

Уменьшение степени механического сжатия занимает некоторое время. Следовательно, если момент закрытия впускного клапана 34 приближается к нижней мертвой точке впуска, чтобы увеличивать объем всасываемого воздуха немедленно, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается, действие уменьшения степени механического сжатия не сможет продолжаться, таким образом, степень фактического сжатия окажется крайне высокой. В результате возникнет детонация. Следовательно, в настоящем изобретении, в этом способе, чтобы предотвращать возникновение детонации, сначала степень механического сжатия уменьшается, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается.

Если степень механического сжатия падает, степень фактического сжатия падает. В это время, для того чтобы предотвращать слишком большое падение степени фактического сжатия, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, как показано на Фиг.2, когда степень механического сжатия падает, момент закрытия впускного клапана 34 постепенно приближается к нижней мертвой точке впуска. Когда степень механического сжатия становится минимальной, степенью механического MIN сжатия, момент закрытия впускного клапана 34 быстро приближается к нижней мертвой точке впуска, чтобы увеличивать крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя. Следует отметить, что когда действие для увеличения запрашиваемой выходной мощности, требуемой от транспортного средства во время операции ускорения, не охватывается действием для увеличения выходной мощности двигателя, нехватка выходной мощности двигателя восполняется увеличением выходной мощности электродвигателя-генератора MG1.

С другой стороны, когда требуемая выходная мощность двигателя изменяется с Pe на Pe2 в момент t2, момент закрытия впускного клапана 34 перемещается в направлении от нижней мертвой точки впуска, и крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя понижаются. Далее, когда выходная мощность двигателя становится Pe2, степень механического сжатия увеличивается с минимальной степени механического MIN сжатия до максимальной степени механического MAX сжатия. Момент закрытия впускного клапана 34 перемещается в направлении от нижней мертвой точки впуска, затем степень механического сжатия увеличивается в этом способе так, чтобы предотвращать возникновение детонации.

После того как управление для увеличения выходной мощности, такое как показанное на Фиг.21, выполняется, и крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя достигают значений на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются вдоль линии K2 работы с высоким крутящим моментом, пока требуемая выходная мощность двигателя является первой граничной выходной мощностью PY или более.

Дополнительно, после того как управление для увеличения выходной мощности, такое как показанное на Фиг.22, выполняется, и крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя достигают значений на линии K3 работы с полной нагрузкой, крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя изменяются вдоль линии K3 работы с высоким крутящим моментом, пока требуемая выходная мощность двигателя является второй граничной выходной мощностью PZ или более.

То есть в варианте осуществления согласно настоящему изобретению крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя обычно сохраняются в значениях на линиях K1, K2 и K3 работы. За исключением времени управления для увеличения выходной мощности и т.д. крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя не сохраняются между линиями K1 и K2 работы или линиями K2 и K3 работы. Например, если крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя сохраняются в каких-либо значениях между линиями K1 и K2 работы, степень механического сжатия часто меняется, и долговечность механизма A переменной степени сжатия становится проблемой.

Как противоположность этому, как и в варианте осуществления настоящего изобретения, если крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя не сохраняются между линиями K1, K2 и K3 работы, но они сохраняются на линиях K1, K2 и K3 работы, частота изменения степени механического сжатия значительно уменьшается, и, следовательно, может быть обеспечена долговечность механизма A переменной степени сжатия.

Фиг.24 показывает процедуру оперативного управления для выполнения первого варианта осуществления, показанного на Фиг.19-23. Эта процедура выполняется по прерыванию в предварительно определенные временные интервалы.

Обращаясь к Фиг.24, сначала, на этапе 200, оценивается, действительно ли во время предыдущего прерывания требуемая выходная мощность Pe двигателя была ниже, чем первая граничная выходная мощность PY. Когда во время предыдущего прерывания Pe<PY, процедура переходит к этапу 201, где оценивается, действительно ли во время текущего прерывания Pe<PY. Когда во время текущего прерывания Pe<PY, то есть когда требуемая выходная мощность Pe двигателя продолжает быть ниже, чем первая граничная выходная мощность PY, процедура переходит к этапу 202, где крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя управляются вдоль линии K1 работы с сохранением уровня расхода топлива.

С другой стороны, когда на этапе 200 оценивается, что Pe не была меньше PY во время предыдущего прерывания, процедура переходит к этапу 203, где оценивается, действительно ли Pe<PY во время текущего прерывания. Когда Pe не меньше, чем PY, во время текущего прерывания, то есть когда требуемая выходная мощность Pe двигателя продолжает быть выше, чем первая граничная выходная мощность PY, процедура переходит к этапу 204, где оценивается, является ли требуемая выходная мощность Pe двигателя более низкой, чем вторая граничная выходная мощность PZ. Когда Pe<PZ, процедура переходит к этапу 205, где крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя управляются вдоль линии K2 работы с высоким крутящим моментом. Как противоположность этому, когда на этапе 204 оценивается, что Pe>PZ, процедура переходит к этапу 206, где крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя управляются вдоль линии K3 работы с полной нагрузкой.

С другой стороны, когда на этапе 201 оценивается, что Pe не меньше PY во время текущего прерывания, то есть когда требуемая выходная мощность двигателя превышает первую граничную выходную мощность PY, процедура перескакивает к этапу 207. На этапе 207 оценивается, завершен ли процесс понижения степени механического сжатия. Когда процесс понижения степени механического сжатия не завершен, процедура переходит к этапу 208, где степень механического сжатия понижается. Далее, когда на этапе 207 оценивается, что процесс понижения степени механического сжатия завершен, процедура переходит к этапу 209, где выполняется управление для повышения выходной мощности.

С другой стороны, когда на этапе 203 оценивается, что Pe<PY во время текущего прерывания, то есть когда требуемая выходная мощность двигателя становится ниже, чем первая граничная выходная мощность PY, процедура перескакивает к этапу 210. На этапе 210 оценивается, завершено ли управление для понижения выходной мощности двигателя. Когда управление для понижения выходной мощности двигателя не завершено, процедура переходит к этапу 211, где выполняется управление для понижения выходной мощности двигателя. Далее, когда на этапе 210 оценивается, что управление для понижения выходной мощности двигателя завершено, процедура переходит к этапу 212, где выполняется обработка для увеличения степени механического сжатия.

Фиг.25-28 показывают второй вариант осуществления. В этом варианте осуществления, как показано на Фиг.25 и Фиг.27, когда выходная мощность двигателя 1 - это Pe2, и он находится в рабочем состоянии, показанном точкой R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, если требуемая выходная мощность Pe двигателя превышает первую граничную выходную мощность PY, сначала скорость Ne вращения двигателя увеличивается вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива до скорости вращения двигателя на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, удовлетворяющей требуемой выходной мощности Pe, затем степень механического сжатия уменьшается от максимальной степени механического MAX сжатия до минимальной степени механического MIN сжатия, далее управление для увеличения выходной мощности выполняется в состоянии, сохраняющем скорость Ne вращения двигателя постоянной.

То есть в этом случае сначала находятся целевой крутящий момент двигателя и целевая скорость вращения двигателя на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, удовлетворяющие требуемой выходной мощности Pe, далее скорость Ne вращения двигателя становится целевой скоростью вращения двигателя, далее степень механического сжатия понижается до целевой степени механического сжатия, затем крутящий момент Te двигателя увеличивается со значения на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива до целевого крутящего момента на линии K2 работы с высоким крутящим моментом.

Как противоположность этому, когда двигатель находится в рабочем состоянии, где выходная мощность двигателя 1 показана точкой Pe на линии K2 работы с высоким крутящим моментом, если требуемая выходная мощность Pe двигателя становится ниже, чем первая граничная выходная мощность PY, сначала скорость Ne вращения двигателя сохраняется постоянной, и в этом состоянии выполняется управление для уменьшения выходной мощности, далее степень механического сжатия увеличивается с минимальной степени механического MIN сжатия до максимальной степени механического MAX сжатия, далее скорость Ne вращения двигателя понижается.

С другой стороны, как показано на Фиг.26, когда выходная мощность двигателя 1 - это Pe2, и он находится в рабочем состоянии, показанном точкой R на линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, если требуемая выходная мощность Pe двигателя превышает вторую граничную выходную мощность PZ тем же способом, что и в случае на Фиг.25, как показано на Фиг.27, сначала скорость Ne вращения двигателя увеличивается вдоль линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива до скорости вращения двигателя на линии K3 работы с полной нагрузкой, удовлетворяющей требуемой выходной мощности Pe, далее степень механического сжатия понижается от максимальной степени механического MAX сжатия до минимальной степени механического MIN сжатия, далее скорость Ne вращения двигателя сохраняется постоянной, и в этом состоянии выполняется управление для увеличения выходной мощности.

В противоположность этому, когда выходная мощность двигателя 1 является рабочим состоянием, показанным точкой Pe на линии K3 работы с полной нагрузкой, и когда требуемая выходная мощность Pe двигателя становится ниже, чем первая граничная выходная мощность PY, сначала управление для уменьшения выходной мощности выполняется в состоянии, сохраняющем скорость Ne вращения двигателя постоянной. Далее степень механического сжатия увеличивается с минимальной степени механического MIN сжатия до максимальной степени механического MAX сжатия, далее скорость Ne вращения двигателя уменьшается.

Когда крутящий момент Te двигателя и скорость Ne вращения двигателя управляются до линии K1 работы с минимальным уровнем расхода топлива, если скорость Ne вращения двигателя растет, выходная мощность двигателя увеличивается. С другой стороны, как пояснено выше, скорость Ne вращения двигателя управляется электродвигателем-генератором MG1. Управление скоростью Ne вращения двигателя посредством этого электродвигателя-генератора MG1 имеет очень хорошую реакцию. Следовательно, как показано на Фиг.25 или Фиг.26, если скорость Ne вращения двигателя увеличивается, когда существует запрос ускорения, выходная мощность двигателя немедленно увеличивается, и, следовательно, может быть получено хорошее ощущение ускорения.

Фиг.28 показывает процедуру оперативного управления для выполнения второго варианта осуществления, показанного на Фиг.25-27. Эта процедура также выполняется по прерыванию в каждом постоянном интервале времени. Следует отметить, что в этой процедуре этапы 300-306 являются такими же, что и этапы 200-206 процедуры, показанной на Фиг.24, таким образом, объяснение этапов 300-306 будет опущено.

Обращаясь к Фиг.28, в этом втором варианте осуществления, когда на этапе 301 оценивается, что Pe не меньше, чем PY во время текущего прерывания, то есть когда требуемая выходная мощность двигателя превышает первую граничную выходную мощность PY, процедура перескакивает к этапу 307. На этапе 307 оценивается, завершен ли процесс увеличения скорости Ne вращения двигателя. Когда процесс увеличения скорости вращения двигателя не завершен, процедура переходит к этапу 308, где скорость Ne вращения двигателя увеличивается. Далее, когда на этапе 307 оценивается, что процесс увеличения скорости Ne вращения двигателя завершен, процедура переходит к этапу 309.

На этапе 309 оценивается, завершен ли процесс понижения степени механического сжатия. Когда процесс понижения степени механического сжатия не завершен, процедура переходит к этапу 310, где степень механического сжатия понижается. Далее, когда на этапе 309 оценивается, что процесс понижения степени механического сжатия завершен, процедура переходит к этапу 311, где выполняется управление для повышения выходной мощности.

С другой стороны, когда на этапе 303 оценивается, что Pe<PY во время текущего прерывания, т.е. когда требуемая выходная мощность двигателя становится ниже, чем первая граничная выходная мощность PY, процедура перескакивает к этапу 312. На этапе 312 оценивается, завершено ли управление для понижения выходной мощности двигателя. Когда управление для понижения выходной мощности двигателя не завершено, процедура переходит к этапу 313, где выполняется управление для понижения выходной мощности двигателя. Далее, когда на этапе 312 оценивается, что управление для понижения выходной мощности двигателя завершено, процедура переходит к этапу 314.

На этапе 314 оценивается, завершен ли процесс повышения степени механического сжатия. Когда процесс увеличения степени механического сжатия не завершен, процедура переходит к этапу 315, где степень механического сжатия увеличивается. Далее, когда на этапе 314 оценивается, что процесс увеличения степени механического сжатия завершен, процедура переходит к этапу 316, где скорость Ne вращения двигателя уменьшается.

1. Система управления двигателем, снабженная системой регулирования выходной мощности, позволяющей задавать требуемую комбинацию крутящего момента двигателя и скорости вращения двигателя, обеспечивая одинаковую выходную мощность, при этом имеются механизм переменной степени сжатия, способный изменять степень механического сжатия, и механизм регулирования фаз газораспределения, способный управлять моментом закрытия впускного клапана, и когда требуемая выходная мощность двигателя ниже, чем предварительно определенная граничная выходная мощность, выполняется управление для сохранения минимального уровня расхода топлива, удовлетворяющее требуемой выходной мощности, посредством изменения скорости вращения двигателя в состоянии, поддерживающем степень механического сжатия на предварительно определенной степени сжатия или более, и когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается выше граничной выходной мощности, выполняется управление для увеличения выходной мощности, увеличивающее крутящий момент двигателя после понижения степени механического сжатия до предварительно определенной степени сжатия или менее.

2. Система по п.1, в которой управление для увеличения выходной мощности выполняется посредством управления моментом закрытия впускного клапана, чтобы увеличивать объем всасываемого воздуха в камеру сгорания.

3. Система по п.1, в которой упомянутая предварительно определенная степень сжатия равна 20.

4. Система по п.1, в которой соотношение между крутящим моментом двигателя и скоростью вращения двигателя, когда расход топлива становится минимальным, выражается как линия работы с минимальным уровнем расхода топлива, имеющая форму кривой, проходящей в направлении увеличения скорости вращения двигателя, когда выражена в двухмерных координатах как функция крутящего момента двигателя и скорости вращения двигателя, и когда выполняется управление для сохранения минимального уровня расхода топлива, крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя изменяются вдоль упомянутой линии работы с минимальным уровнем расхода топлива в соответствии с изменением требуемой выходной мощности двигателя.

5. Система по п.4, в которой, когда выражено в двухмерных координатах как функция крутящего момента двигателя и скорости вращения двигателя, соотношение между крутящим моментом двигателя и скоростью вращения двигателя, выраженное как линия работы с высоким крутящим моментом, предварительно устанавливается на стороне высокого крутящего момента от линии работы с минимальным уровнем расхода топлива, целевая степень механического сжатия, когда крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя находятся на линии работы с высоким крутящим моментом, предварительно устанавливается, и, когда выполняется управление для увеличения выходной мощности, крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя изменяются со значений на упомянутой линии работы с минимальным уровнем расхода топлива на значения на упомянутой линии работы с высоким крутящим моментом после того, как степень механического сжатия понижается до целевой степени механического сжатия.

6. Система по п.5, в которой целевая степень механического сжатия является минимальным значением степени механического сжатия, и линия работы с высоким крутящим моментом становится кривой, где расход топлива становится минимальным, когда двигатель работает в состоянии, где степень механического сжатия понижается до минимального значения.

7. Система по п.5, в которой после того, как выполняется управление для увеличения выходной мощности, и крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя достигают значений на линии работы с высоким крутящим моментом, крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя изменяются вдоль упомянутой линии работы с высоким крутящим моментом, пока требуемая выходная мощность двигателя является граничной выходной мощностью или более.

8. Система по п.5, в которой, когда выражено в двухмерных координатах как функция крутящего момента двигателя и скорости вращения двигателя, соотношение между крутящим моментом двигателя и скоростью вращения двигателя, выраженное как линия работы с полной нагрузкой, предварительно устанавливается на стороне дополнительно более высокого крутящего момента двигателя от линии работы с высоким крутящим моментом, и, когда требуется дополнительный высокий крутящий момент, крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя изменяются вдоль упомянутой линии работы с полной нагрузкой.

9. Система по п.4, при этом, когда выражено в двухмерных координатах как функция крутящего момента двигателя и скорости вращения двигателя, соотношение между крутящим моментом двигателя и скоростью вращения двигателя, выраженное как линия работы с высоким крутящим моментом, предварительно устанавливается на стороне высокого крутящего момента от линии работы с минимальным уровнем расхода топлива, целевая степень механического сжатия, когда крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя находятся на линии работы с высоким крутящим моментом, предварительно устанавливается, и, когда требуемая выходная мощность двигателя увеличивается выше граничной выходной мощности, сначала находятся крутящий момент двигателя и скорость вращения двигателя на упомянутой линии работы с высоким крутящим моментом, удовлетворяющие упомянутой требуемой выходной мощности, далее скорость вращения двигателя становится упомянутой целевой скоростью вращения двигателя, далее крутящий момент двигателя увеличивается со значения на упомянутой линии работы с минимальным уровнем расхода топлива до упомянутого целевого крутящего момента на упомянутой линии работы с высоким крутящим моментом после того, как степень механического сжатия понижается до целевой степени механического сжатия.



 

Похожие патенты:

Изобретение относится к области двигателестроения, а именно к системам регулирования двигателей с переменной степенью сжатия. .

Изобретение относится к двигателям. .

Изобретение относится к двигателестроению, к аксиально-поршневым двигателям внутреннего сгорания с осями цилиндров, расположенными в одной плоскости с осью ведущего вала и с пространственно-качающейся наклонной шайбой.

Изобретение относится к области двигателестроения, а именно к двигателям с переменной степенью сжатия. .

Изобретение относится к области машиностроения, в частности к объемным двигателям внутреннего сгорания, а именно к устройствам изменения их степени сжатия. .

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к двигателям внутреннего сгорания. .

Изобретение относится к двигателестроению, а именно к бесшатунным двухтактным ДВС. .

Изобретение относится к области двигателестроения, а именно к устройствам изменения степени сжатия в поршневых двигателях. .

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к поршневым двигателям внутреннего сгорания с камерой сгорания, имеющей переменный объем и управляемые впускные клапаны.

Изобретение относится к двигателестроению и может быть использовано в поршнях с автоматически регулируемой степенью сжатия. .

Изобретение относится к двигателям. .

Изобретение относится к области двигателестроения, а именно к двигателям с переменной степенью сжатия. .

Изобретение относится к области машиностроения, а именно к двигателестроению, и может быть использовано в механизмах газораспределения двигателей внутреннего сгорания, в частности в устройствах для регулирования фаз газораспределения ДВС.

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к поршневым двигателям внутреннего сгорания с камерой сгорания, имеющей переменный объем и управляемые впускные клапаны.

Изобретение относится к двигателестроению, а именно к механизмам газораспределения двигателей внутреннего сгорания (ДВС). .

Изобретение относится к области машиностроения, в частности к способам управления буксованием ведущих колес транспортных средств. .
Наверх