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 2481210:

ТОЙОТА ДЗИДОСЯ КАБУСИКИ КАЙСЯ (JP)

Изобретение относится к системе управления двигателем, преимущественно для гибридных транспортных средств. Система управления содержит систему регулировки выходной мощности. Система регулировки выходной мощности выполнена так, что выходной крутящий момент двигателя отводится на электродвигатели-генераторы. Двигатель снабжен механизмами переменной степени сжатия и регулирования фаз газораспределения. Один электродвигатель-генератор используется для приведения транспортного средства в движение задним ходом. Если двигатель работает в момент движения задним ходом, то крутящий момент с обратным направлением вращения действует на другой электродвигатель-генератор. Другой электродвигатель-генератор используется для действия генерирования мощности. Степень механического сжатия поддерживается на заданной или большей степени сжатия. Момент закрытия впускного клапана остается в стороне от нижней мертвой точки такта впуска. Технический результат заключается в повышении КПД транспортного средства при движении задним ходом. 4 з.п. ф-лы, 30 ил.

 

Область техники

Настоящее изобретение относится к системе управления двигателем.

Уровень техники

В технике известно транспортное средство гибридного типа, которое снабжено системой регулировки выходной мощности, которая имеет пару электродвигателей-генераторов и которая принимает в качестве входа выходную мощность двигателя и генерирует выходную мощность для приведения в движение транспортного средства, в котором система регулировки выходной мощности имеет механизм планетарной передачи, состоящий из солнечной шестерни, коронной шестерни и планетарных шестерен, переносимых по водилу планетарной передачи, причем первый электродвигатель-генератор присоединен к коронной шестерне, двигатель и второй электродвигатель-генератор присоединены к солнечной шестерне, и водило планетарной передачи присоединено к выходному валу для приведения в движение транспортного средства (см. патент Японии №3337026).

В такой конфигурации пары электродвигателей-генераторов, электрическая мощность, генерируемая одним электродвигателем-генератором, часто используется для приведения в действия другого электродвигателя-генератора, или электрическая мощность, генерируемая другим электродвигателем-генератором, накапливается в аккумуляторе, и электрическая мощность, накопленная в аккумуляторе, используется для приведения в действие другого электродвигателя-генератора. При этом, в любом случае, происходит потеря энергии. В этом случае, чем больше величина электрической мощности, генерируемой одним электродвигателем-генератором и потребляемой другим электродвигателем-генератором, тем больше потеря энергии, и поэтому ниже КПД.

В этой связи, для упомянутого транспортного средства, движется ли транспортное средство вперед или дает задний ход, двигатель работает в наиболее эффективном режиме, т.е. развивает максимальный крутящий момент. Когда транспортное средство движется задним ходом, для обращения направления вращения выходного вала для приведения в движение транспортного средства относительно направления, при котором транспортное средство движется вперед, первый электродвигатель-генератор прилагает к коронной шестерне крутящий момент в обратном направлении относительно крутящего момента, который прилагается двигателем к солнечной шестерне, и который превышает этот крутящий момент. В этом случае, если крутящий момент, прилагаемый к солнечной шестерне, увеличивается, то крутящий момент, прилагаемый к коронной шестерне, также увеличивается.

В этой связи, в этом транспортном средстве, электрическая мощность, генерируемая вторым электродвигателем-генератором, который присоединен к двигателю, потребляется первым электродвигателем-генератором. Таким образом, в этом транспортном средстве чем больше выходной крутящий момент двигателя, т.е. чем больше крутящий момент, прилагаемый к солнечной шестерне, тем больший крутящий момент прилагается первым электродвигателем-генератором к коронной шестерне. Таким образом, чем больше выходной крутящий момент двигателя, тем больше величина электрической мощности, генерируемая вторым электродвигателем-генератором и потребляемая первым электродвигателем-генератором, и поэтому больше потеря энергии. В этом случае, в этом транспортном средстве, поскольку выходная мощность двигателя всегда делается максимальной, величина электрической мощности, генерируемая вторым электродвигателем-генератором и потребляемая первым электродвигателем-генератором, оказывается чрезвычайно большой, в связи с чем возникает проблема с КПД, приводящая к его падению.

Сущность изобретения

Задачей настоящего изобретения является создание системы управления двигателем, предназначенной для повышения КПД при движении транспортного средства задним ходом.

Согласно настоящему изобретению создана система управления двигателем, содержащая систему регулировки выходной мощности, которая имеет пару электродвигателей-генераторов и которая принимает в качестве входа выходную мощность двигателя и генерирует выходную мощность для приведения в движение транспортного средства, причем система регулировки выходной мощности выполнена так, что выходной крутящий момент двигателя отводится на электродвигатели-генераторы, причем двигатель снабжен механизмом переменной степени сжатия, который выполнен с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, который выполнен с возможностью управления моментом закрытия впускного клапана, причем один из электродвигателей-генераторов используется для генерирования выходной мощности для приведения транспортного средства в движение, когда транспортное средство движется задним ходом, если двигатель в этот момент работает, крутящий момент с обратным направлением вращения действует на другой электродвигатель-генератор, и этот другой электродвигатель-генератор используется для действия генерирования мощности, и, в этот момент, на двигателе, степень механического сжатия поддерживается на заданной или большей степени сжатия, и момент закрытия впускного клапана остается в стороне от нижней мертвой точки такта впуска.

Краткое описание чертежей

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

фиг.2 - вид, поясняющий действие системы регулировки выходной мощности;

фиг.3 - вид, иллюстрирующий соотношение между выходной мощностью двигателя и крутящим моментом двигателя Te и оборотами двигателя Ne и т.д.;

фиг.4 - логическая блок-схема управления работой транспортного средства;

фиг.5 - вид, поясняющий управление зарядкой и разрядкой аккумулятора;

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

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

фиг.8 - схематический вид сбоку в разрезе двигателя;

фиг.9 - вид, иллюстрирующий механизм регулирования фаз газораспределения;

фиг.10 - вид, иллюстрирующий величины подъема впускного клапана и выпускного клапана;

фиг.11 - вид, поясняющий степень механического сжатия и фактические степень сжатия и степень расширения;

фиг.12 - вид, иллюстрирующий соотношение между теоретическим тепловым КПД и степенью расширения;

фиг.13 - вид, поясняющий нормальный цикл и цикл со сверхвысокой степенью расширения;

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

фиг.15 - вид, иллюстрирующий кривые равного расхода топлива и рабочие кривые;

фиг.16 - вид, иллюстрирующий изменения расхода топлива и степени механического сжатия;

фиг.17 - вид, иллюстрирующий кривые равного расхода топлива и рабочие кривые;

фиг.18 - вид, иллюстрирующий номограмму времени, когда транспортное средство движется задним ходом;

фиг.19 - вид, иллюстрирующий карту необходимого тягового крутящего момента транспортного средства; и

фиг.20 - логическая блок-схема управления работой транспортного средства.

Наилучший способ осуществления изобретения

На фиг.1 показан общий вид двигателя 1 с искровым зажиганием и системы 2 регулировки выходной мощности, установленных на гибридном транспортном средстве.

Сначала, со ссылкой на фиг.1, будет дано простое объяснение системы 2 регулировки выходной мощности. Согласно варианту осуществления, показанному на фиг.1, система 2 регулировки выходной мощности состоит из пары электродвигателей-генераторов MG1 и MG2, действующих как электродвигатели и генераторы, и механизма 3 планетарной передачи. Механизм 3 планетарной передачи состоит из солнечной шестерни 4, коронной шестерни 5, планетарных шестерен 6, расположенных между солнечной шестерней 4 и коронной шестерней 5, и водила 7 планетарной передачи, несущего планетарные шестерни 6. Солнечная шестерня 4 присоединена к валу 8 электродвигателя-генератора MG1, тогда как водило 7 планетарной передачи присоединено к выходному валу 9 двигателя 1. Кроме того, коронная шестерня 5, с одной стороны, присоединена к валу 10 электродвигателя-генератора MG2 и, с другой стороны, присоединена к выходному валу 12, присоединенному к ведущим колесам ремнем 11. Таким образом, можно видеть, что при вращении коронной шестерни 5, выходной вал 12 вращается вместе с ней.

Электродвигатели-генераторы MG1 и MG2, соответственно, представляют собой синхронные электродвигатели переменного тока, роторы 13 и 15 которых присоединены к соответствующим валам 8 и 10 и содержат совокупности постоянных магнитов, установленных на их внешних поверхностях, и статоры 14 и 16 которых снабжены обмотками возбуждения, создающими вращающиеся магнитные поля. Обмотки возбуждения статоров 14 и 16 электродвигателей-генераторов MG1 и MG2 подключены к соответствующим контроллерам 17 и 18 электродвигателей, а эти контроллеры 17 и 18 электродвигателей подключены к аккумулятору 19, генерирующему высокое напряжение постоянного тока. Согласно варианту осуществления, показанному на фиг.1, электродвигатель-генератор GM2 действует, в основном, как электродвигатель, а электродвигатель-генератор GM1 действует, в основном, как генератор.

Электронный блок 20 управления представляет собой цифровой компьютер и содержит ПЗУ (постоянную память) 22, ОЗУ (оперативную память) 23, ЦП (микропроцессор) 24, входной порт 25 и выходной порт 26, соединенные друг с другом двусторонней шиной 21. Педаль 27 акселератора соединена с датчиком нагрузки 28, генерирующим выходное напряжение, пропорциональное степени нажатия L педали 27 акселератора. Выходное напряжение датчика нагрузки 28 поступает через соответствующий А/Ц преобразователь 25a на входной порт 25. Кроме того, ко входному порту 25 подключен датчик 29 угла поворота кривошипа, генерирующий выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается например, на 15°. Кроме того, входной порт 25 принимает в качестве входа сигнал, выражающий зарядный и разрядный ток аккумулятора 19, и различные другие сигналы через соответствующий А/Ц преобразователь 25a. С другой стороны, выходной порт 26 подключен к контроллерам 17 и 18 электродвигателей и подключен через соответствующую схему управления 26a к компонентам для управления двигателем 1, например, инжектору и т.д.

При приведении в действие электродвигателя-генератора MG2, постоянный ток высокого напряжения, вырабатываемый аккумулятором 19, преобразуется на контроллере 18 электродвигателя в трехфазный переменный ток с частотой fm и значением тока Im. Этот трехфазный переменный ток подается на обмотку возбуждения статора 16. Эта частота fm является частотой, необходимой для того, чтобы вращающееся магнитное поле, генерируемое обмоткой возбуждения, вращалось синхронно с вращением ротора 15. ЦП 24 вычисляет эту частоту fm на основании оборотов выходного вала 10. Контроллер 18 электродвигателя устанавливают частоту трехфазного переменного тока равной этой частоте fm. С другой стороны, выходной крутящий момент электродвигателя-генератора MG2 оказывается, по существу, пропорциональным значению тока Im трехфазного переменного тока. Это значение тока Im вычисляется на основании необходимого выходного крутящего момента электродвигателя-генератора MG2. Контроллер 18 электродвигателя устанавливает значение тока трехфазного переменного тока равным этому значению тока Im.

Кроме того, при задании состояния с использованием внешней силы для приведения в действие электродвигателя-генератора MG2, электродвигатель-генератор MG2 действует как генератор. Мощность, генерируемая в этот момент, восстанавливается в аккумуляторе 19. Необходимый тяговый крутящий момент при использовании внешней силы для приведения в действие электродвигателя-генератора MG2 вычисляется в ЦП 24. Контроллер 18 электродвигателя работает так, что этот необходимый тяговый крутящий момент действует на вал 10.

Такого рода управление приводом на электродвигателе-генераторе MG2 аналогично осуществляется на электродвигателе-генераторе MG1. То есть, при приведении в действие электродвигателя-генератора MG1, постоянный ток высокого напряжения, вырабатываемый аккумулятором 19, преобразуется на контроллере электродвигателя 17 в трехфазный переменный ток с частотой fm и значением тока Im. Этот трехфазный переменный ток подается на обмотку возбуждения статора 14. Кроме того, при задании состояния с использованием внешней силы для приведения в действие электродвигателя-генератора MG1, электродвигатель-генератор MG1 действует как генератор. Мощность, генерируемая в этот момент, восстанавливается в аккумуляторе 19. При этом, контроллер электродвигателя 17 работает так, чтобы вычисленный необходимый тяговый крутящий момент действовал на вал 8.

Теперь, со ссылкой на фиг.2(A), иллюстрирующую механизм 3 планетарной передачи, будет описано соотношение крутящих моментов, действующих на разные валы 8, 9 и 10, и соотношение оборотов валов 8, 9 и 10.

На фиг.2(A), r1 обозначает радиус делительной окружности солнечной шестерни 4, а r2 обозначает радиус делительной окружности коронной шестерни 5. Предположим, что в состоянии, показанном на фиг.2(A), крутящий момент Te прилагается к выходному валу 9 двигателя 1, и сила F, действующая в направлении вращения выходного вала 9, генерируется в центре вращения каждой планетарной шестерни 6. В этот момент, на участках сцепления 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, вал 8 солнечной шестерни 4 подвергается действию крутящего момента Tes (=(F/2)·r1), а вал 10 коронной шестерни 5 подвергается действию крутящего момента Ter (=(F/2)·r2). С другой стороны, крутящий момент Te, действующий на выходной вал 9 двигателя 1, выражается в виде F·(r1+r2)/2, так что, если выражать крутящий момент Tes, действующий на вал 8 солнечной шестерни 4, через r1, r2 и Te, получится Tes=(r1/(r1+r2))·Te, и если выражать крутящий момент Ter, действующий на вал 10 коронной шестерни 5, через r1, r2 и Te, получится Ter=(r2/(r1+r2))·Te.

Таким образом, крутящий момент Te, развиваемый на выходном валу 9 двигателя 1, разделяется на крутящий момент Tes, действующий на вал 8 солнечной шестерни 4, и крутящий момент Ter, действующий на вал 10 коронной шестерни 5, в отношении r1:r2. В этом случае, r2>r1, поэтому крутящий момент Ter, действующий на вал 10 коронной шестерни 5, всегда оказывается больше, чем крутящий момент Tes, действующий на вал 8 солнечной шестерни 4. Заметим, что, если обозначить (радиус r1 делительной окружности солнечной шестерни)/(радиус r2 делительной окружности коронной шестерни 5), т.е. (число зубьев солнечной шестерни 4)/(число зубьев коронной шестерни 5), как ρ, Tes выражается в виде Tes=(ρ/(1+ρ))·Te, и Ter выражается в виде Ter=(l/(1+ρ))·Te.

С другой стороны, если указать направление вращения выходного вала 9 двигателя 1, т.е. направление действия крутящего момента Te, указанное стрелкой на фиг.2(A), как прямое направление, когда вращение водила 7 планетарной передачи останавливается, и в этом состоянии солнечная шестерня 4 вращается в прямом направлении, коронная шестерня 5 вращается в противоположном направлении. В этот момент, отношение оборотов солнечной шестерни 4 и коронной шестерни 5 становится равным r2:r1. Пунктирная линия Z1 на фиг.2(B) иллюстрирует соотношение оборотов в этот момент. При этом, на фиг.2(B) ордината указывает прямое направление выше нуля и обратное направление ниже нуля. Кроме того, на фиг.2(B), S обозначает солнечную шестерню 4, C обозначает водило 7 планетарной передачи, и R обозначает коронную шестерню 5. Как показано на фиг.2(B), если расстояние между водилом планетарной передачи C и коронной шестерней R равно r1, расстояние между водилом планетарной передачи C и солнечной шестерней S равно r2, и обороты солнечной шестерни S, водила планетарной передачи C и коронной шестерни R обозначены жирными точками, точки, указывающие обороты, располагаются на линии, показанной пунктирной линией Z1.

С другой стороны, при остановке относительного вращения солнечной шестерни 4, коронной шестерни 5 и планетарных шестерен 6, при котором водило 7 планетарной передачи вращается в прямом направлении, солнечная шестерня 4, коронная шестерня 5 и водило 7 планетарной передачи будут вращаться в прямом направлении с такими же оборотами. Соотношение оборотов в этот момент показано пунктирной линией Z2. Таким образом, соотношение фактических оборотов выражается сплошной линией Z, полученной наложением пунктирной линии Z1 на пунктирную линию Z2, поэтому точки, указывающие обороты солнечной шестерни S, водила планетарной передачи C и коронной шестерни R, располагаются на линии, показанной сплошной линией Z. Таким образом, когда известны любые две величины из оборотов солнечной шестерни S, водила планетарной передачи C и коронной шестерни R, оставшаяся величина оборотов определяется автоматически. Если использовать упомянутое соотношение r1/r2=ρ, показанное на фиг.2(B), расстояние между солнечной шестерней C и водилом планетарной передачи C и расстояние между водилом планетарной передачи C и коронной шестерней R оказываются в соотношении 1:ρ.

На фиг.2(C) представлены обороты солнечной шестерни S, водила планетарной передачи C и коронной шестерни R и крутящие моменты, действующие на солнечную шестерню S, водило планетарной передачи C и коронную шестерню R. Ордината и абсцисса на фиг.2(C) такие же, как на фиг.2(B). Кроме того, сплошная линия, показанная на фиг.2(C), соответствует сплошной линии, показанной на фиг.2(B). С другой стороны, на фиг.2(C) указаны крутящие моменты, действующие на соответствующие валы, в жирных точках, указывающих обороты. Когда направление действия крутящего момента и направление вращения совпадают при каждом крутящем моменте, это указывает на случай, когда тяговый крутящий момент передается соответствующему валу, а когда направление действия крутящего момента и направление вращения противоположны, это указывает на случай, когда крутящий момент передается соответствующему валу.

В примере, показанном на фиг.2(C), на водило планетарной передачи C действует крутящий момент двигателя Te. Этот крутящий момент двигателя Te разделяется на крутящий момент Ter, прилагаемый к коронной шестерне R, и крутящий момент Te, прилагаемый к солнечной шестерне S. На вал 10 коронной шестерни R действуют отведенный крутящий момент двигателя Ter, крутящий момент Tm2 электродвигателя-генератора MG2 и тяговый крутящий момент транспортного средства Tr для приведения в движение транспортного средства. Эти крутящие моменты Ter, Tm2 и Tr равны. В случае, показанном на фиг.2(C), крутящий момент Tm2 соответствует случаю, когда направление действия крутящего момента совпадает с направлением вращения, поэтому этот крутящий момент Tm2 передает тяговый крутящий момент валу 10 коронной шестерни R. Таким образом, в этот момент, электродвигатель-генератор MG2 работает как приводной электродвигатель. В случае, показанном на фиг.2(C), сумма крутящего момента двигателя Ter, отведенного в этот момент, и тягового крутящего момента Tm2, развиваемого электродвигателем-генератором MG2, оказывается равной тяговому крутящему моменту транспортного средства Tr. Таким образом, в этот момент, транспортное средство приводится в движение двигателем 1 и электродвигателем-генератором MG2.

С другой стороны, на вал 8 солнечной шестерни 5 действуют отведенные крутящий момент двигателя Tes и крутящий момент Tm1 электродвигателя-генератора MG1. Эти крутящие моменты Tes и Tm1 равны. В случае, показанном на фиг.2(C), крутящий момент Tm1 соответствует случаю, когда направление действия крутящего момента противоположно направлению вращения, поэтому этот крутящий момент Tm1 становится тяговым крутящим моментом, передаваемым от вала 10 коронной шестерни R. Таким образом, в этот момент, электродвигатель-генератор MG1 действует как генератор. Иными словами, отведенный крутящий момент двигателя Tes оказывается равным крутящему моменту для приведения в действие электродвигателя-генератора MG1. Таким образом, в этот момент, электродвигатель-генератор MG1 приводится в действие двигателем 1.

На фиг.2(C), Nr, Ne и Ns соответственно обозначают обороты вала 10 коронной шестерни R, вала водила планетарной передачи C, т.е. приводного вала 9, и вала 8 солнечной шестерни S. Таким образом, соотношение оборотов валов 8, 9 и 10 и соотношение крутящих моментов, действующих на валы 8, 9 и 10, явствуют из фиг.2(C). Фиг.2(C) называется "номограммой". Сплошная линия, показанная на фиг.2(C), называется "рабочей кривой".

Теперь, согласно фиг.2(C), если тяговый крутящий момент транспортного средства обозначить Tr и обороты коронной шестерни 5 обозначить Nr, то выходная мощность тяги транспортного средства Pr для приведения в движение транспортного средства можно выразить как Pr=Tr·Nr. Кроме того, выходная мощность Pe двигателя 1 в этот момент выражается произведением Te·Ne крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne. С другой стороны, в этот момент, генерируемая мощность электродвигателя-генератора MG1 аналогично выражается произведением крутящего момента и оборотов. Таким образом, генерируемая мощность электродвигателя-генератора MG1 равна Tm1·Ns. Кроме того, мощность тяги электродвигателя-генератора MG2 также выражается произведением крутящего момента и оборотов. Таким образом, мощность тяги электродвигателя-генератора MG2 равна Tm2·Nr. Здесь, исходя из того, что генерируемая мощность Tm1·Ns электродвигателя-генератора MG1 равна мощности тяги Tm2·Nr электродвигателя-генератора MG2, и мощность, генерируемая электродвигателем-генератором MG1, используется для приведения в действие электродвигателя-генератора MG2, полная выходная мощность Pe двигателя 1 используется в качестве выходной мощности тяги транспортного средства Pr. При этом Pr=Pe, так что Tr·Nr=Te·Ne. Таким образом, крутящий момент двигателя Te преобразуется в тяговый крутящий момент транспортного средства Tr. При этом, система 2 регулировки выходной мощности осуществляет действие преобразования крутящего момента. Заметим, что, в действительности, существуют потери при генерировании и потери на зубчатой передаче, что не позволяет использовать полная выходная мощность Pe двигателя 1 для выходной мощности тяги транспортного средства Pr, но система 2 регулировки выходной мощности все же осуществляет действие преобразования крутящего момента.

На фиг.3(A) показаны кривые равной выходной мощности Pe1-Pe9 двигателя 1. Выходные мощности подчиняются соотношению Pe1<Pe2<Pe3<Pe4<Pe5<Pe6<Pe7<Pe8<Pe9. Ордината на фиг.3(A) указывает крутящий момент двигателя Te, а абсцисса на фиг.3(A) указывает обороты двигателя Ne. Из фиг.3(A) следует, что существуют бесчисленные комбинации крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, обеспечивающие необходимую выходную мощность Pe двигателя 1 для приведения в движение транспортного средства. В этом случае, независимо от выбора комбинации крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, система 2 регулировки выходной мощности позволяет преобразовывать крутящий момент двигателя Te в тяговый крутящий момент транспортного средства Tr. Таким образом, с помощью этой системы 2 регулировки выходной мощности можно задавать нужную комбинацию крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, обеспечивая одну и ту же выходную мощность двигателя Pe. Согласно варианту осуществления настоящего изобретения, как будет объяснено ниже, задается комбинация крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, что позволяет обеспечить необходимую выходную мощность Pe двигателя 1 и добиться минимального расхода топлива. Соотношение, показанное на фиг.3(A), заранее сохранено в ПЗУ 22.

На фиг.3(B) показаны кривые равного угла открытия акселератора педали 27 акселератора, т.е. кривые равного нажатия L. Степени нажатия L представлены в процентном отношении к кривым равного нажатия L. Ордината на фиг.3(B) указывает необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX для приведения в движение транспортного средства, а абсцисса на фиг.3(B) указывает обороты Nr коронной шестерни 5. Из фиг.3(B) явствует, что необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX определяется из степени нажатия L педали 27 акселератора и оборотов Nr коронной шестерни 5 в этот момент. Соотношение, показанное на фиг.3(B), заранее сохранено в ПЗУ 22.

Теперь, со ссылкой на фиг.4, опишем основную процедуру управления для эксплуатации транспортного средства. Следует отметить, что эта процедура выполняется с перерывами в течение заданных интервалов времени.

Согласно фиг.4, сначала, на этапе 100, определяются обороты Nr коронной шестерни 5. Затем, на этапе 101, считывается степень нажатия L педали 27 акселератора. Затем, на этапе 102, необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX вычисляется из соотношения, показанного на фиг.3(B). Затем, на этапе 103, обороты Nr коронной шестерни 5 умножаются на необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX для вычисления необходимой выходной мощности тяги транспортного средства Pr (=TrX·Nr). Затем, на этапе 104, необходимая выходная мощность тяги транспортного средства Pr суммируется с выходной мощностью двигателя Pd, подлежащей увеличению или уменьшению для зарядки или разрядки аккумулятора 19, и выходной мощностью двигателя Ph, необходимой для приведения в действие вспомогательных приспособлений для вычисления необходимой выходной мощности Pn двигателя 1. Следует отметить, что выходная мощность двигателя Pd для зарядки и разрядки аккумулятора 19 вычисляется посредством процедуры, объясненной ниже со ссылкой на фиг.5(B).

Затем, на этапе 105, выходная мощность Pr, необходимая для двигателя 1, делится на КПД ηt преобразования крутящего момента в системе 2 регулировки выходной мощности для окончательного вычисления необходимой выходной мощности Pe двигателя 1 (=Pn/ηt). Затем, на этапе 106, из соотношения, показанного на фиг.3(A), задаются необходимый крутящий момент двигателя TeX и необходимые обороты двигателя NeX и т.д., обеспечивающие необходимую выходную мощность двигателя Pe и минимальный расход топлива. Как задавать необходимый крутящий момент двигателя TeX и необходимые обороты двигателя NeX и т.д., будет объяснено ниже. В настоящем изобретении "минимальный расход топлива" означает минимальный расход топлива с учетом не только КПД двигателя 1, но и КПД зубчатой передачи системы 2 регулировки выходной мощности и т.д.

На этапе 107, необходимый крутящий момент Tm2X электродвигателя-генератора MG2 (=TrX-Ter=TrX-TeX/(1+ρ)) вычисляется из необходимого тягового крутящего момента транспортного средства TrX и необходимого крутящего момента двигателя TeX. Затем, на этапе 108, необходимые обороты NsX солнечной шестерни 4 вычисляются из оборотов Nr коронной шестерни 5 и необходимых оборотов двигателя NeX. Заметим, что из соотношения, показанного на фиг.2(C), (NeX-Ns):(Nr-NeX)=1:ρ, необходимые обороты NsX солнечной шестерни 4 выражается как Nr-(Nr-NeX)·(1+ρ)/ρ, что отражено на этапе 108 на фиг.4.

Затем, на этапе 109, электродвигатель-генератор MG1 регулируется так, чтобы обороты электродвигателя-генератора MG1 были равны необходимым оборотам NsX. Если обороты электродвигателя-генератора MG1 равны необходимым оборотам NsX, то обороты двигателя Ne равны необходимым оборотам двигателя NeX, и поэтому обороты двигателя Ne регулируется электродвигателем-генератором MG1 до необходимых оборотов двигателя NeX. Затем, на этапе 110, электродвигатель-генератор MG2 регулируется так, чтобы крутящий момент электродвигателя-генератора MG2 был равен необходимому крутящему моменту Tm2X. Затем, на этапе 111, вычисляются количество впрыскиваемого топлива, необходимое для достижения необходимого крутящего момента двигателя TeX, и нужная степень открытия дроссельного клапана. На этапе 112, двигатель 1 регулируется на основании этих параметров.

В этой связи, в транспортном средстве гибридного типа необходимо все время поддерживать накопленный заряд аккумулятора 19 на постоянном уровне или более. Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, как показано на фиг.5(A), накопленный заряд SOC поддерживается между нижним предельным значением SC1 и верхним предельным значением SC2. Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, если накопленный заряд SOC падает ниже нижнего предельного значения SC1, выходная мощность двигателя принудительно повышается для увеличения величины генерируемой мощности. Если накопленный заряд SOC превышает верхнее предельное значение SC2, выходная мощность двигателя принудительно снижается для уменьшения величины мощности, потребляемой электродвигателем-генератором. Заметим, что накопленный заряд SOC вычисляется, например, путем накопительного суммирования зарядного и разрядного тока I аккумулятора 19.

На фиг.5(B) показана процедура управления для зарядки и разрядки аккумулятора 19. Эта процедура выполняется с перерывами в течение заданных интервалов времени.

Согласно фиг.5(B), сначала, на этапе 120, накопленный заряд SOC суммируется с зарядным и разрядным током I аккумулятора 19. Это значение тока I прибавляется во время зарядки и вычитается во время разрядки. Затем, на этапе 121, принимается решение, находится ли аккумулятор 19 посередине принудительной зарядки. Если он не находится посередине принудительной зарядки, то процедура переходит к этапу 122, где принимается решение, упал ли накопленный заряд SOC ниже нижнего предельного значения SC1. Если SOC<SC1, процедура переходит к этапу 124, где выходная мощность двигателя Pd на этапе 104, показанном на фиг.4, устанавливается равным заданному значению Pd1. При этом выходная мощность двигателя принудительно повышается, и аккумулятор 19 принудительно заряжается. Если аккумулятор 19 принудительно заряжается, процедура переходит от этапа 121 к этапу 123, где принимается решение, завершено ли действие принудительной зарядки. Процедура переходит к этапу 124, если действие принудительной зарядки не завершено.

С другой стороны, если на этапе 122 определено, что SOC≥SC1, процедура переходит к этапу 125, где принимается решение, находится ли аккумулятор 19 в середине принудительной разрядки. Когда он не находится в середине принудительной разрядки, процедура переходит к этапу 126, где принимается решение, превысил ли накопленный заряд SOC верхнее предельное значение SC2. Если SOC>SC2, процедура переходит к этапу 128, где выходная мощность двигателя Pd на этапе 104, показанном на фиг.4, устанавливается равным заданному значению Pd2. При этом выходная мощность двигателя принудительно снижается, и аккумулятор 19 принудительно разряжается. Если аккумулятор 19 принудительно разряжается, процедура переходит от этапа 125 к этапу 127, где принимается решение, завершено ли действие принудительной разрядки. Процедура переходит к этапу 128, если действие принудительной разрядки не закончено.

Теперь, со ссылкой на фиг.6 рассмотрим двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, показанный на фиг.1.

На фиг.6, ссылочной позицией 30 обозначен картер двигателя, 31 - блок цилиндров, 32 - головка блока цилиндров, 33 - поршень, 34 - камера сгорания, 35 - свеча зажигания, установленная в центре верхней части камеры сгорания 34, 36 - впускной клапан, 37 - впускное отверстие, 38 - выпускной клапан и 39 - выпускное отверстие. Впускное отверстие 37 соединено через впускной патрубок 40 с уравнительным резервуаром 41, причем каждый впускной патрубок 40 снабжен инжектором 42 для впрыска топлива в соответствующее впускное отверстие 37. Каждый инжектор 42 может располагаться на каждой камере сгорания 34, вместо того, чтобы присоединяться к каждому впускному патрубку 40.

Уравнительный резервуар 41 соединен через впускной канал 43 с воздушным фильтром 44, при этом внутри впускного канала 43 предусмотрен дроссельный клапан 46, приводимый в действие активатором, 45 и детектор 47 объема всасываемого воздуха, использующий, например, горячую проволоку. С другой стороны, выпускное отверстие 39 соединено через выпускной коллектор 48 с каталитическим нейтрализатором 49, содержащим, например, трехкомпонентный нейтрализатор, тогда как внутри выпускного коллектора 48 предусмотрен датчик 49a состава горючей смеси.

С другой стороны, согласно варианту осуществления, показанному на фиг.6, соединительная деталь картера 30 двигателя и блока цилиндров 31 снабжена механизмом A переменной степени сжатия, способным изменять относительные позиции картера 30 двигателя и блока цилиндров 31 в направлении оси цилиндра, для изменения объема камеры сгорания 34, когда поршень 33 находится в верхней мертвой точке сжатия, и также снабжена механизмом регулирования фаз газораспределения, способным управлять моментом закрытия впускного клапана 7 для регулировки объема всасываемого воздуха, фактически поступающего в камеру сгорания 34.

На фиг.7 показан разобранный вид в перспективе механизма A переменной степени сжатия, показанного на фиг.6, а на фиг.8 показан вид сбоку в разрезе проиллюстрированного двигателя 1 внутреннего сгорания. Согласно фиг.7, в нижней части двух боковых стенок блока цилиндров 31 сформирована совокупность выступающих деталей 50, расположенных на определенном расстоянии друг от друга. Каждая выступающая деталь 50 снабжена отверстием 51 для приема кулачка круглого поперечного сечения. С другой стороны, на верхней поверхности картера 30 двигателя сформирована совокупность выступающих деталей 52, расположенных на определенном расстоянии друг от друга и входящих между соответствующими выступающими деталями 50. Эти выступающие детали 52 также снабжены отверстиями 53 для приема кулачков круглого поперечного сечения.

Как показано на фиг.7, предусмотрена пара кулачковых валов 54, 55. На каждом из кулачковых валов 54, 55 установлены круглые кулачки 56, способные, при вращении, входить в отверстия 51 для приема кулачков в соответствующей позиции. Эти круглые кулачки 56 коаксиальны с осями вращения кулачковых валов 54, 55. С другой стороны, между круглыми кулачками 56, как показано штриховкой на фиг.8, проходят валы 57 эксцентриков, расположенные эксцентрично относительно осей вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый вал 57 эксцентриков имеет другие круглые кулачки 58, эксцентрично присоединенные к нему с возможностью вращения. Как показано на фиг.7, эти круглые кулачки 58 располагаются между круглыми кулачками 56. Эти круглые кулачки 58, при вращении, входят в соответствующие отверстия 53 для приема кулачков.

Когда круглые кулачки 56, прикрепленные к кулачковым валам 54, 55, вращаются в противоположных направлениях, как показано сплошными стрелками на фиг.8(A) из состояния, показанного на фиг.8(A), валы 57 эксцентриков перемещаются к нижней мертвой точке, поэтому круглые кулачки 58 вращаются в противоположных направлениях относительно круглых кулачков 56 в отверстиях 53 для приема кулачков, как показано пунктирными стрелками на фиг.8(A). Согласно фиг.8(B), когда валы 57 эксцентриков движутся к нижней мертвой точке, центры круглых кулачков 58 оказываются над валами 57 эксцентриков.

Сравнивая фиг.8(A) и 8(B), можно понять, что относительные позиции картера 30 двигателя и блока цилиндров 31 определяются расстоянием между центрами круглых кулачков 56 и центрами круглых кулачков 58. Чем больше расстояние между центрами круглых кулачков 56 и центрами круглых кулачков 58, тем дальше блок цилиндров 31 от картера двигателя 31. Если блок цилиндров 31 перемещается от картера 30 двигателя, то объем камеры сгорания 34, когда поршень 33 находится в верхней мертвой точке сжатия, увеличивается, так что вращая кулачковые валы 54, 55 можно изменять объем камеры сгорания 34, когда поршень 33 находится в верхней мертвой точке сжатия.

Согласно фиг.7, чтобы кулачковые валы 54, 55 вращались в противоположных направлениях, вал приводного электродвигателя 59 снабжен парой червяков 61, 62 с противоположными направлениями резьбы. Червячные шестерни 63, 64, входящие в зацепление с этими червяками 61, 62, присоединены к концам кулачковых валов 54, 55. В этом варианте осуществления, приводной электродвигатель 59 может приводиться в действие для изменения объема камеры сгорания 34, когда поршень 33 находится в верхней мертвой точке сжатия, в широком диапазоне. Следует отметить, что механизм переменной степени сжатия A, показанный на фиг.6 - фиг.8, является лишь примером. Можно использовать механизм переменной степени сжатия любого типа.

С другой стороны, на фиг.9 показан механизм B регулирования фаз газораспределения, присоединенный к концу распределительного вала 70 для приведения в действие впускного клапана 36, показанного на фиг.6. Согласно фиг.9, механизм B регулирования фаз газораспределения содержит зубчатый шкив 71, вращаемый выходным валом 9 двигателя 1 через зубчатый ремень в направлении стрелки, цилиндрический корпус 72, вращающийся вместе с зубчатым шкивом 71, вал 73, способный вращаться вместе с распределительным валом 70 для впускных клапанов и вращаться относительно цилиндрического корпуса 72, совокупность перегородок 74, проходящих от внутренней поверхности цилиндрического корпуса 72 к внешней поверхности вала 73, и лопатки 75, проходящие между перегородками 74 от внешней поверхности вала 73 к внутренней поверхности цилиндрического корпуса 72, причем по обеим сторонам лопаток 75 сформированы гидравлические камеры для опережения 76 и гидравлические камеры использования для отставания 77.

Поступление рабочего масла в гидравлические камеры 76, 77 регулируется клапаном 78 управления подачей рабочего масла. Этот клапан 78 управления подачей рабочего масла снабжен гидравлическими портами 79, 80, соединенными с гидравлическими камерами 76, 77, загрузочным отверстием 82 для рабочего масла, выходящего из гидравлического насоса 81, парой сливных портов 83, 84 и золотниковым клапаном 85 для управления подключением и отключением портов 79, 80, 82, 83, 84.

Для создания опережения фазы кулачков распределительного вала для впускных клапанов 70, согласно фиг.9, золотниковый клапан 85 смещается вправо, рабочее масло, поступающее из загрузочного отверстия 82, подается через гидравлический порт 79 в гидравлические камеры для опережения 76, и рабочее масло в гидравлических камерах для отставания 77 сливается из сливного порта 84. В этот момент вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки.

Напротив, для создания отставания фазы кулачков распределительного вала для впускных клапанов 70, согласно фиг.9, золотниковый клапан 85 смещается влево, рабочее масло, поступающее из загрузочного отверстия 82, подается через гидравлический порт 80 в гидравлические камеры для отставания 77, и рабочее масло в гидравлических камерах для опережения 76 сливается из сливного порта 83. В этот момент, вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелкам.

Когда вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращается в нейтральную позицию, показанную на фиг.9, операция по относительному вращению вала 73 заканчивается, и вал 73 остается в относительной вращательной позиции на этот момент. Таким образом, можно использовать механизм B регулирования фаз газораспределения для создания опережения или отставания фазы кулачков распределительного вала для впускных клапанов 70 на точно определенную величину.

На фиг.10 сплошная линия показывает, когда механизм B регулирования фаз газораспределения максимально используется для создания опережения фазы кулачков распределительного вала для впускных клапанов 70, а пунктирная линия показывает, когда он максимально используется для создания отставания фазы кулачков распределительного вала для впускных клапанов 70. Таким образом, время открытия впускного клапана 36 можно свободно задавать между диапазоном, указанным сплошной линией на фиг.10, и диапазоном, указанным пунктирной линией, поэтому момент закрытия впускного клапана 36 можно устанавливать на любой угол поворота кривошипа в диапазоне, указанном стрелкой C на фиг.10.

Механизм B регулирования фаз газораспределения, показанный на фиг.6 и 9, является лишь примером. Например, можно использовать механизм регулирования фаз газораспределения или другие типы механизмов регулирования фаз газораспределения, способные изменять только момент закрытия впускного клапана, поддерживая момент открытия впускного клапана постоянным.

Теперь, со ссылкой на фиг.11, объясним значение терминов, используемых в данной заявке. Следует отметить, что на фиг.11(A), (B), и (C) в пояснительных целях показан двигатель с объемом камер сгорания 50 мл и рабочим объемом цилиндра 500 мл. На этих фиг.11(A), (B) и (C), объем камеры сгорания указывает объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.11(A) поясняет степень механического сжатия. Степень механического сжатия является значением, определяемым механически из рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания при выполнении хода сжатия. Степень механического сжатия выражается как (объем камеры сгорания+рабочий объем)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.11(A), эта степень механического сжатия равна (50 мл+500 мл)/50 мл=11.

Фиг.11(B) поясняет степень фактического сжатия. Эта степень фактического сжатия является значением, определяемым из фактического рабочего объема цилиндра от момента фактического начала действия сжатия до того момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки, и объема камеры сгорания. Степень фактического сжатия выражается как (объем камеры сгорания+фактический рабочий объем)/объем камеры сгорания. Таким образом, как показано на фиг.11(B), даже если поршень начинает подниматься при выполнении хода сжатия, никакого действия сжатия не осуществляется при открытом впускном клапане. Фактическое действие сжатия начинается после закрытия впускного клапана. Таким образом, степень фактического сжатия выражается следующим образом с использованием фактического рабочего объема. В примере, показанном на фиг.11(B), степень фактического сжатия будет равна (50 мл+450 мл)/50 мл=10.

Фиг.11(C) поясняет степень расширения. Степень расширения это значение, определяемое из рабочего объема цилиндра во время выполнения хода расширения и объема камеры сгорания. Эта степень расширения выражается как (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.

Теперь, со ссылкой на фиг.12 рассмотрим цикл со сверхвысокой степенью расширения, используемый в настоящем изобретении. На фиг.12 показано соотношение между теоретическим тепловым КПД и степенью расширения, а на фиг.13 показано сравнение между обычным циклом и циклом со сверхвысокой степенью расширения, избирательно используемым в соответствии с нагрузкой в настоящем изобретении.

На фиг.13(A) показан обычный цикл, когда впускной клапан закрывается вблизи нижней мертвой точки, и действие сжатия, производимое поршнем, начинается, по существу, вблизи нижней мертвой точки сжатия. В примере, показанном на этой фиг.13(A), как и в примерах, показанных на фиг.11(A), (B) и (C), объем камеры сгорания равен 50 мл, и рабочий объем цилиндра равен 500 мл. Из фиг.13(A) видно, что в обычном цикле степень механического сжатия равна (50 мл+500 мл)/50 мл=11, фактическая степень сжатия также составляет около 11, и степень расширения также оказывается равной (50 мл+500 мл)/50 мл=11. Таким образом, в обычном двигателе внутреннего сгорания, степень механического сжатия и степень фактического сжатия и степень расширения, по существу, равны.

Сплошная линия на фиг.12 указывает изменение теоретического теплового КПД в случае, когда степень фактического сжатия и степень расширения, по существу, равны, т.е. в обычном цикле. В этом случае, можно видеть, что чем больше степень расширения, т.е. чем выше степень фактического сжатия, тем выше теоретический тепловой КПД. Таким образом, в обычном цикле, для увеличения теоретического теплового КПД нужно повысить степень фактического сжатия. Однако в силу ограничений на возникновение детонации при высокой нагрузке на двигатель, степень фактического сжатия можно повысить даже на максимуме только до около 12, соответственно, в обычном цикле, теоретический тепловой КПД нельзя сделать достаточно высоким.

С другой стороны, в этой ситуации, изучается, как увеличить теоретический тепловой КПД, строго проводя различие между степенью механического сжатия и степенью фактического сжатия, и, в результате, выясняется, что в теоретическом тепловом КПД главенствующую роль играет степень расширения, и что теоретический тепловой КПД почти не зависит от фактической степени сжатия. Таким образом, при повышении фактической степени сжатия, взрывная сила растет, но сжатие требует затраты большой энергии, соответственно, даже при увеличении степени фактического сжатия, теоретический тепловой КПД практически не вырастет.

Напротив, при увеличении степени расширения, чем больше период действия силы, опускающей поршень во время выполнения хода расширения, тем продолжительнее время, в течение которого поршень оказывает вращающее усилие на коленчатый вал. Таким образом, чем больше степень расширения, тем выше теоретический тепловой КПД. Пунктирные линии на фиг.12 указывают теоретический тепловой КПД в случае фиксированных степеней фактического сжатия 5, 6, 7, 8, 9, 10, соответственно, и рост степеней расширения в этом состоянии. На фиг.12 жирные точки указывают пиковые позиции теоретического теплового КПД, когда фактические степени сжатия (равны 5, 6, 7, 8, 9, 10. Из фиг.12 следует, что увеличение теоретического теплового КПД с увеличением степени расширения в состоянии, когда степень фактического сжатия ε поддерживается на низком уровне, например, 10, и увеличение теоретического теплового КПД в случае, когда фактическая степень сжатия ε возрастает совместно со степенью расширения, что показано сплошной линией на фиг.12, не сильно различаются.

Если степень фактического сжатия ε поддерживается таким образом на низком уровне, детонации не происходит; поэтому с ростом степени расширения в состоянии при поддержании фактической степени сжатия ε на низком уровне можно избежать возникновения детонации и значительно повысить теоретический тепловой КПД. На фиг.13(B) приведен пример использования механизма A переменной степени сжатия и механизма B регулирования фаз газораспределения для поддержания степени фактического сжатия ε на низком уровне и повышения степени расширения.

Согласно фиг.13(B), в этом примере, механизм A переменной степени сжатия используется уменьшения объема камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм B регулирования фаз газораспределения используется для задержки закрытия впускного клапана, пока рабочий объем цилиндра не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате, в этом примере, степень фактического сжатия оказывается равной (20 мл+200 мл)/20 мл=11, и степень расширения оказывается равной (20 мл+500 мл)/20 мл=26. В обычном цикле, показанном на фиг.13(A), как объяснено выше, степень фактического сжатия составляет около 11, и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем, в случае, показанном на фиг.13(B), можно видеть, что только степень расширения повышается до 26. Вот почему это называется "циклом со сверхвысокой степенью расширения".

Как объяснено выше, при увеличении степени расширения, теоретический тепловой КПД повышается, и расход топлива снижается. Таким образом, предпочтительно максимально повышать степень расширения. Однако, как показано на фиг.13(B), в цикле со сверхвысокой степенью расширения, поскольку фактический рабочий объем цилиндра во время хода сжатия уменьшается, объем всасываемого воздуха, поступающего в камеру сгорания 34, уменьшается. Таким образом, этот цикл со сверхвысокой степенью расширения можно применять только при малом объеме всасываемого воздуха, поступающего в камеру сгорания 34, т.е. при низком необходимом крутящем моменте двигателя Te. Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, при низком необходимом крутящем моменте двигателя Te, применяется цикл со сверхвысокой степенью расширения, показанный на фиг.13(B), а при высоком необходимом крутящем моменте двигателя Te, применяется нормальный цикл, показанный на фиг.13(A).

Теперь, со ссылкой на фиг.14, рассмотрим, как регулируется двигатель 1 в соответствии с необходимым крутящим моментом двигателя Te.

На фиг.14 показаны изменения степени механического сжатия, степени расширения, момента закрытия впускного клапана 36, степени фактического сжатия, объема всасываемого воздуха, степени открытия дроссельного клапана 46 и расхода топлива в соответствии с необходимым крутящим моментом двигателя Te. Расход топлива указывает объем расходуемого топлива, когда транспортное средство преодолевает заданное расстояние в заданном режиме езды. Таким образом, значение, указывающее расход топлива, тем меньше, чем меньше расход топлива. Заметим, что, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, обычно средний состав горючей смеси в камере сгорания 34 регулируется в цикле обратной связи на основании выходного сигнала датчика 49a состава горючей смеси до стехиометрического состава горючей смеси, что позволяет трехкомпонентному нейтрализатору каталитического нейтрализатора 49 одновременно сокращать содержание несгоревших HC, CO и NOX в выхлопных газах. На фиг.12 показан теоретический тепловой КПД, когда средний состав горючей смеси в камере сгорания 34 таким образом доведен до стехиометрического состава горючей смеси.

С другой стороны, таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, средний состав горючей смеси в камере 34 сгорания регулируется до стехиометрического состава горючей смеси, благодаря чему крутящий момент двигателя Te оказывается пропорциональным объему всасываемого воздуха, поступающего в камеру 34 сгорания. Таким образом, как показано на фиг.14, чем больше падает необходимый крутящий момент двигателя Te, тем больше снижается объем всасываемого воздуха. Таким образом, для снижения объема всасываемого воздуха с падением необходимого крутящего момента двигателя Te, как показано сплошной линией на фиг.14, создается отставание момента закрытия впускного клапана 36. Дроссельный клапан 46 остается полностью открытым, в то время как объем всасываемого воздуха регулируется, таким образом, отставанием момента закрытия впускного клапана 36. С другой стороны, если необходимый крутящий момент двигателя Te падает ниже определенного значения Te1, уже невозможно регулировать объем всасываемого воздуха до необходимого объема всасываемого воздуха, управляя моментом закрытия впускного клапана 36. Таким образом, когда необходимый крутящий момент двигателя Te ниже этого значения Te1, предельного значения Te1, время закрытия впускного клапана 36 остается равным предельному времени закрытия, соответствующему предельному значению Te1. При этом объем всасываемого воздуха регулируется дроссельным клапаном 46.

С другой стороны, как объяснено выше, при низком необходимом крутящем моменте двигателя Te, применяется цикл со сверхвысокой степенью расширения, поэтому, как показано на фиг.14, при низком необходимом крутящем моменте двигателя Te, степень механического сжатия возрастает с увеличением степени расширения. В этой связи, как показано на фиг.12, когда, например, степень фактического сжатия ε равна 10, теоретический тепловой КПД достигает пика при степени расширения около 35. Таким образом, при низком необходимом крутящем моменте двигателя Te, предпочтительно повышать механическую степень сжатия, пока степень расширения не достигнет около 35. Однако конструкционные ограничения затрудняют повышение степени механического сжатия, пока степень расширения не достигнет около 35. Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, при низком необходимом крутящем моменте двигателя Te, степень механического сжатия доводится до максимально возможной с точки зрения конструкции степень механического сжатия, что позволяет достигать максимально возможной степени расширения.

С другой стороны, при создании опережения момента закрытия впускного клапана 36, вследствие чего объем всасываемого воздуха возрастает при поддержании степени механического сжатия равной максимальной степени механического сжатия, степень фактического сжатия повышается. Однако степень фактического сжатия следует поддерживать меньшей или равной 12 даже на максимуме. Таким образом, при повышении необходимого крутящего момента двигателя Te и возрастании объема всасываемого воздуха, степень механического сжатия снижается, вследствие чего степень фактического сжатия поддерживается равной оптимальной степени фактического сжатия. Согласно варианту осуществления настоящего изобретения, как показано на фиг.14, когда необходимый крутящий момент двигателя Te превышает предельное значение Te2, степень механического сжатия снижается с увеличением необходимого крутящего момента двигателя Te, вследствие чего степень фактического сжатия поддерживается равной оптимальной степени фактического сжатия.

При повышении необходимого крутящего момента двигателя Te, степень механического сжатия снижается до минимальной степени механического сжатия. При этом цикл становится нормальным циклом, показанным на фиг.13(A).

В этой связи, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, при низких оборотах двигателя Ne, степень фактического сжатия ε принимает значения от 9 до 11. Однако при повышении оборотов двигателя Ne, воздушно-топливная смесь в камере сгорания 34 приходит в возмущение, что повышает вероятность детонации. Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, чем выше обороты двигателя Ne, тем выше степень фактического сжатия ε.

С другой стороны, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, степень расширения при осуществлении цикла со сверхвысокой степенью расширения составляет от 26 до 30. С другой стороны, согласно фиг.12, степень фактического сжатия ε=5 указывает нижний предел практически осуществимой фактической степени сжатия. В этом случае, теоретический тепловой КПД достигает пика при степени расширения около 20. Степень расширения при пиковом теоретическом составе горючей смеси превышает 20, тогда как степень фактического сжатия ε превышает 5. Таким образом, с учетом практически осуществимой степени фактического сжатия ε, можно утверждать, что предпочтительная степень расширения составляет 20 или более. Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, механизм A переменной степени сжатия должен обеспечивать степень расширения 20 или более.

Кроме того, в примере, показанном на фиг.14, степень механического сжатия непрерывно изменяется в соответствии с необходимым крутящим моментом двигателя Te. Однако степень механического сжатия может изменяться скачкообразно в соответствии с необходимым крутящим моментом двигателя Te.

С другой стороны, как показано пунктирной линией на фиг.14, при снижении необходимого крутящего момента двигателя Te, можно регулировать объем всасываемого воздуха, даже создавая опережение момента закрытия впускного клапана 36. Таким образом, если выражать это так, чтобы иметь возможность включать как случай, показанный сплошной линией, так и случай, показанный пунктирной линией на фиг.14, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, момент закрытия впускного клапана 36 перемещается в направлении от нижней мертвой точки такта впуска НМТ до предельного времени закрытия, после которого невозможно регулировать объем всасываемого воздуха, поступающего в камеру сгорания 34 при снижении необходимого крутящего момента двигателя Te.

В этой связи, при повышении степени расширения, теоретический тепловой КПД повышается, и расход топлива снижается, т.е. уменьшается скорость расхода топлива. Таким образом, на фиг.14, когда необходимый крутящий момент двигателя Te меньше или равен предельному значению Te2, расход топлива достигает минимума. Однако между предельными значениями Te1 и Te2, степень фактического сжатия падает при снижении необходимого крутящего момента двигателя Te, поэтому расход топлива немного повышается, т.е. повышается скорость расхода топлива. Кроме того, в области, где необходимый крутящий момент двигателя Te ниже предельного значения Te1, дроссельный клапан 46 закрывается, из-за чего расход топлива еще больше повышается. С другой стороны, если необходимый крутящий момент двигателя Te повышается сверх предельного значения Te2, степень расширения падает, поэтому расход топлива растет с повышением необходимого крутящего момента двигателя Te. Таким образом, когда необходимый крутящий момент двигателя Te достигает предельного значения Te2, т.е. границы области, где степень механического сжатия снижается при увеличении необходимого крутящего момента двигателя Te, и области, где степень механического сжатия поддерживается равной максимальной степени механического сжатия, расход топлива достигает минимума.

Предельное значение Te2 крутящего момента двигателя Te при минимальном расходе топлива несколько изменяется в соответствии с оборотами двигателя Ne, но в любом случае, если есть возможность поддерживать крутящий момент двигателя Te равным предельному значению Te2, достигается минимальный расход топлива. В настоящем изобретении, система 2 регулировки выходной мощности используется для поддержания крутящего момента двигателя Te на предельном значении Te2 даже при изменении необходимой выходной мощности Pe двигателя 1.

Далее, со ссылкой на фиг.15, рассмотрим способ управления двигателем 1.

На фиг.15 показаны кривые равного расхода топлива a1, a2, a3, a4, a5, a6, a7 и a8, представленные в двух измерениях, где ордината выражает крутящий момент двигателя Te, и абсцисса выражает обороты двигателя Ne. кривые равного расхода топлива a1 - a8 это кривые равного расхода топлива, полученные при управлении двигателем 1, показанным на фиг.6, как показано на фиг.14. При переходе от a1 к a8 расход топлива повышается. Таким образом, область, ограниченная кривой a1, является областью наименьшего расхода топлива. Точка O1, показанная во внутренней области a1, это рабочее состояние, обеспечивающее наименьший расход топлива. В двигателе 1, показанном на фиг.6, точка O1, где расход топлива достигает минимума, соответствует низкому крутящему моменту двигателя Te и оборотам двигателя Ne около 2000 об/мин.

На фиг.15 сплошная линия K1 демонстрирует соотношение крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, где крутящий момент двигателя Te достигает предельного значения Te2, показанного на фиг.14, т.е. где расход топлива достигает минимума. Таким образом, при задании крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne равным крутящему моменту двигателя Te и оборотам двигателя Ne на сплошной линии K1, расход топлива достигает минимума. Таким образом, сплошная линия K1 называется "рабочей кривой минимального расхода топлива". Эта рабочая кривая минимального расхода топлива K1 принимает форму кривой, проходящей через точку O1 в направлении увеличения оборотов двигателя Ne.

Из фиг.15 видно, что на рабочей кривой минимального расхода топлива K1, крутящий момент двигателя Te почти не изменяется. Таким образом, при увеличении необходимой выходной мощности Pe двигателя 1, необходимая выходная мощность Pe двигателя 1 обеспечивается повышением оборотов двигателя Ne. На этой рабочей кривой минимального расхода топлива K1, степень механического сжатия постоянна и равна максимальной степени механического сжатия. Момент закрытия впускного клапана 36 также является постоянным и соответствует моменту, обеспечивающему необходимый объем всасываемого воздуха.

В зависимости от конструкции двигателя, можно задавать эту рабочую кривую минимального расхода топлива K1 так, чтобы она проходила прямо в направлении увеличения оборотов двигателя Ne, пока обороты двигателя Ne не достигнут максимума. Однако при слишком высоких оборотах двигателя Ne увеличиваются потери вследствие возрастания трения. Таким образом, в двигателе 1, показанном на фиг.6, при увеличении необходимой выходной мощности Pe двигателя 1, по сравнению со случаем поддержания степени механического сжатия равной максимальной степени механического сжатия, и, в этом состоянии, увеличения только оборотов двигателя Ne, при увеличении крутящего момента двигателя Te с ростом оборотов двигателя Ne, снижение степени механического сжатия приводит к падению теоретического теплового КПД, но чистый тепловой КПД растет.Таким образом, в двигателе 1, показанном на фиг.6, при повышении оборотов двигателя Ne, в случае возрастания оборотов двигателя Ne и крутящего момента двигателя Te расход топлива оказывается меньше, чем в случае, когда возрастают только обороты двигателя Ne.

Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, рабочая кривая минимального расхода топлива K1, как показывает участок K1' на фиг.15, доходит до стороны высокого крутящего момента двигателя Te с ростом оборотов двигателя Ne при повышении оборотов двигателя Ne. На этой рабочей кривой минимального расхода топлива K1', по мере удаления от рабочей кривой минимального расхода топлива K1, момент закрытия впускного клапана 36 приближается к нижней мертвой точке такта впуска, и степень механического сжатия снижается, удаляясь от максимальной степени механического сжатия.

Теперь, как объяснено выше, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, соотношение крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, когда расход топлива достигает минимума, если выражать в двух измерениях как функцию этих крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, выражается рабочей кривой минимального расхода топлива K1, образующей кривую, проходящую в направлении увеличения оборотов двигателя Ne. Для минимизации расхода топлива, по мере возможности обеспечивать необходимая выходная мощность Pe двигателя 1, предпочтительно изменять крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne вдоль этой рабочей кривой минимального расхода топлива K1.

Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, пока можно обеспечить необходимую выходную мощность Pe двигателя 1, крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne изменяются вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива K1 в соответствии с изменением необходимой выходной мощности Pe двигателя 1. Естественно, сама эта рабочая кривая минимального расхода топлива K1 заранее не сохраняется в ПЗУ 22. Соотношения крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, иллюстрирующие рабочие кривые минимального расхода топлива K1 и K1', заранее сохраняются в ПЗУ 22. Кроме того, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne изменяются в диапазоне рабочей кривой минимального расхода топлива K1 вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива K1, но диапазон изменения крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne также можно расширить до рабочей кривой минимального расхода топлива K1'.

Теперь поясним рабочие кривые, отличные от рабочих кривых минимального расхода топлива K1 и K1'.

Согласно фиг.15, будучи выражена в двух измерениях как функция крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, рабочая кривая высокого крутящего момента, показанная пунктирной линией K2, задана на сторонах высокого крутящего момента двигателя Te рабочих кривых минимального расхода топлива K1 и K1'. В действительности, соотношение крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, выражаемое этой рабочей кривой высокого крутящего момента K2, определено заранее. Это соотношение заранее сохранено в ПЗУ 22.

Теперь, со ссылкой на фиг.17, рассмотрим эту рабочую кривую высокого крутящего момента K2. На фиг.17 показаны кривые равного расхода топлива b1, b2, b3 и b4, представленные в двух измерениях, где ордината выражает крутящий момент двигателя Te, и абсцисса выражает обороты двигателя Ne. Кривые равного расхода топлива b1 - b4 указывают кривые расхода топлива в случае, когда двигатель 1, показанный на фиг.6, работает в состоянии снижения степени механического сжатия до наименьшего значения в двигателе 1, т.е. в случае нормального цикла, показанного на фиг.13(A). При переходе от b1 к b4 расход топлива повышается. Таким образом, область, ограниченная b1, является областью наименьшего расхода топлива. Точка, обозначенная O2, внутренней области b1 выражает рабочее состояние с наименьшим расходом топлива. В двигателе 1, показанном на фиг.17, точка O2, где расход топлива достигает минимума, соответствует высокому крутящему моменту двигателя Te и оборотам двигателя Ne около 2400 об/мин.

Согласно варианту осуществления настоящего изобретения, рабочая кривая высокого крутящего момента K2 представляет собой кривую, где расход топлива достигает минимума, когда двигатель 1 работает в состоянии, когда степень механического сжатия снижается до минимального значения.

Возвращаясь к фиг.15, будучи выраженной в двух измерениях как функция крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, рабочая кривая полной нагрузки K3, согласно которой осуществляется работа при полной нагрузке, задается на стороне еще более высокого крутящего момента от рабочей кривой высокого крутящего момента K2. Соотношение между крутящим моментом двигателя Te и оборотами двигателя Ne, выражаемое этой рабочей кривой полной нагрузки K3, найдено заранее. Это соотношение заранее сохранено в ПЗУ 22.

На фиг.16(A) и (B) показано изменение расхода топлива и изменение степени механического сжатия вдоль линии f-f, показанной на фиг.15. Согласно фиг.16, расход топлива достигает минимума в точке O1 на рабочей кривой минимального расхода топлива K1 и повышается к точке O2 на рабочей кривой высокого крутящего момента K2. Кроме того, степень механического сжатия достигает максимума в точке O1 на рабочей кривой минимального расхода топлива K1 и постепенно падает к точке O2. Кроме того, объем всасываемого воздуха увеличивается с повышением крутящего момента двигателя Te, поэтому объем всасываемого воздуха увеличивается от точки O1 на рабочей кривой минимального расхода топлива K1 к точке O2, в то время как момент закрытия впускного клапана 36 достигает нижней мертвой точки такта впуска при перемещении от точки O1 к точке O2.

Теперь, как объяснено выше, согласно этому варианту осуществления настоящего изобретения, при увеличении необходимой выходной мощности Pe двигателя 1, пока можно обеспечить необходимую выходную мощность Pe двигателя 1, крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne изменяются вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива K1. Таким образом, в этом варианте осуществления настоящего изобретения, при увеличении необходимой выходной мощности Pe двигателя 1, пока можно обеспечить необходимую выходную мощность Pe двигателя 1, степень механического сжатия поддерживается равной заданной степени сжатия, т.е. 20 или более, и в этом состоянии обороты двигателя Ne возрастают, чтобы обеспечивать необходимую выходную мощность Pe двигателя для контроля поддержания минимального расхода топлива. В частности, при этом последовательно задаются крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne на рабочей кривой минимального расхода топлива K1, обеспечивающей необходимую выходную мощность Pe двигателя 1, и крутящий момент и обороты двигателя 1 доводятся до соответственно заданных крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne за счет управления электродвигателями-генераторами MG1 и MG2 и двигателем 1 посредством процедуры управления работой, показанной на фиг.4.

Напротив, когда необходимая выходная мощность Pe двигателя 1 не обеспечивается крутящим моментом двигателя Te и оборотами двигателя Ne на рабочей кривой минимального расхода топлива K1, т.е. когда контроль для поддержания минимального расхода топлива уже невозможен, крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne регулируются вдоль рабочей кривой высокого крутящего момента K2. Таким образом, когда контроль для поддержания минимального расхода топлива уже невозможен, момент закрытия впускного клапана 36 регулируется так, чтобы объем всасываемого воздуха, поступающего в камеры сгорания 34, увеличивался, и, одновременно, степень механического сжатия падала до заданной степени сжатия, т.е. 20 или менее, благодаря чему крутящий момент двигателя Te увеличивается до крутящего момента на рабочей кривой высокого крутящего момента K2.

Таким образом, согласно варианту осуществления настоящего изобретения, избирательно осуществляются контроль для поддержания минимального расхода топлива, увеличивающий обороты двигателя Ne в соответствии с необходимой выходной мощностью Pe двигателя 1 в состоянии, когда степень механического сжатия поддерживается большей или равной заданной степени сжатия и, таким образом, обеспечивает необходимую выходную мощность Pe двигателя 1, и рабочий контроль высокого крутящего момента, снижающий механическую степень сжатия до заданной степени сжатия или ниже для поддержания крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne на кривой высокого крутящего момента K2. При этом, если требуется еще более высокий крутящий момент Te, крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne регулируются вдоль рабочей кривой полной нагрузки K3.

До сих пор было рассмотрено управление работой транспортного средства в случаях, когда транспортное средство движется вперед или стоит. Если же транспортное средство движется задним ходом, осуществляется несколько другое управление работой, чем в случаях, когда транспортное средство движется вперед или стоит. Теперь будет рассмотрено управление работой транспортного средства, когда транспортное средство движется задним ходом.

На фиг.18(A) и (B) показаны номограммы для движения транспортного средства задним ходом. Когда транспортное средство движется задним ходом, и в аккумуляторе 19 накоплен достаточный заряд SOC, т.е. когда накопленный заряд SOC аккумулятора 19 превышает нижнее предельное значение SC1, работа двигателя 1 останавливается, и электродвигатель-генератор MG2 используется для движения транспортного средства задним ходом. Этот случай показан на фиг.18(A). То есть, как показано на фиг.18(A), в этот момент работа двигателя 1 останавливается, поэтому обороты водила планетарной передачи C становятся равными нулю. С другой стороны, в этот момент электродвигатель-генератор MG2 используется для приведения в движение транспортного средства, поэтому необходимый крутящий момент Tm2 электродвигателя-генератора MG2 выравнивается с тяговым крутящим моментом транспортного средства Tr. Кроме того, в этот момент солнечная шестерня S вращается вхолостую с оборотами Ns.

С другой стороны, когда транспортное средство движется задним ходом, если накопленный заряд SOC аккумулятор 19 уменьшается, возникает опасность, что транспортное средство уже нельзя будет приводить в движение электродвигателем-генератором MG2. Таким образом, в настоящем изобретении, когда транспортное средство движется задним ходом, и накопленный заряд SOC аккумулятор 19 становится низким, двигатель 1 работает, чтобы электрическая мощность, потребляемая электродвигателем-генератором MG2, генерировалась электродвигателем-генератором MG1. Этот случай показан на фиг.18(B).

Таким образом, в этот момент, согласно фиг.18(B), выходной крутящий момент Te двигателя 1 прилагается к валу водила планетарной передачи C. Этот выходной крутящий момент Te двигателя 1 делится между коронной шестерней R и солнечной шестерней S, что выражается величинами Ter и Tes. В этот момент, действие генерирования мощности осуществляется на электродвигателе-генераторе MG1, который присоединен к солнечной шестерне S. С другой стороны, в этот момент, на коронной шестерне R, необходимый крутящий момент Tm2 электродвигателя-генератора MG2 равен сумме крутящего момента Ter, отведенного из выходного крутящего момента двигателя, и крутящего момента Ter для приведения транспортного средства в движение. Таким образом, в этот момент, крутящий момент Ter, отведенный из выходного крутящего момента двигателя, с обратным направлением вращения и крутящий момент Tr для приведения транспортного средства в движение прилагаются к электродвигателю-генератору MG2.

В этот момент, при увеличении выходного крутящего момента Te двигателя, крутящий момент Ter, отведенный из выходного крутящего момента двигателя на коронную шестерню R, увеличивается, то необходимый крутящий момент Tm2 электродвигателя-генератора MG2 возрастает, в связи с чем, возрастает электрическая мощность, потребляемая электродвигателем-генератором MG2. С другой стороны, если выходной крутящий момент Te двигателя увеличивается, то крутящий момент Tes, отведенный из выходного крутящего момента двигателя на солнечную шестерню S, также возрастает, в связи с чем увеличивается величина мощности, генерируемой электродвигателем-генератором MG1. Таким образом, при увеличении выходного крутящего момента Te двигателя, увеличивается электрическая мощность, генерируемая электродвигателем-генератором MG1 и потребляемая электродвигателем-генератором MG2.

Однако, если электрическая мощность, генерируемая электродвигателем-генератором MG1 и потребляемая электродвигателем-генератором MG2, увеличивается, как объяснено выше, потеря энергии будет возрастать, и поэтому КПД будет падать. В этом случае, во избежание падения КПД, необходимо снижать электрическую мощность, генерируемую электродвигателем-генератором MG1 и потребляемую электродвигателем-генератором MG2. Таким образом, необходимо максимально уменьшать выходной крутящий момент Te двигателя.

Согласно настоящему изобретению, когда транспортное средство движется задним ходом, и двигатель 1 работает, крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne изменяются в соответствии с необходимой выходной мощностью Pe двигателя 1 вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива K1, показанной на фиг.15. То есть, когда транспортное средство движется задним ходом, и двигатель 1 работает, при изменении крутящего момента двигателя Te и оборотов двигателя Ne, например, вдоль рабочей кривой высокого крутящего момента K2, показанной на фиг.15, крутящий момент двигателя Te повышается, и поэтому КПД прекращает падение. Однако, если при этом крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne изменяются вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива K1, крутящий момент двигателя Te снижается, спад КПД подавляется. Кроме того, в этот момент, расход топлива достигает минимума. Таким образом, появляется возможность добиться, в целом, высокого КПД.

С другой стороны, даже когда транспортное средство движется задним ходом, требуется хорошая маневренность транспортного средства. Таким образом, в этом варианте осуществления настоящего изобретения, необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX, обеспечивающий хорошую маневренность при движении транспортного средства задним ходом, заранее сохраняется как функция степени нажатия L педали 27 акселератора и оборотов Nr коронной шестерни 5 в виде карты, например, показанной на фиг.19, в ПЗУ 22. Когда транспортное средство движется задним ходом при наличии достаточного накопленного заряда SOC аккумулятора 19, работа двигателя 1 останавливается, и электродвигатель-генератор MG2 используется для приложении силы тяги к транспортному средству. В этот момент, необходимый крутящий момент Tm2 электродвигателя-генератора MG2 равен необходимому тяговому крутящему моменту транспортного средства TrX.

С другой стороны, когда транспортное средство движется задним ходом, и накопленный заряд аккумулятора 19 оказывается ниже нижнего предельного значения SC1, двигатель 1 работает.В этот момент, необходимая выходная мощность Pe двигателя 1, например, имеет значение, пропорциональное необходимой выходной мощности тяги TrX·Nr. Таким образом, чем больше электрическая мощность, потребляемая электродвигателем-генератором MG2, тем больше необходимая выходная мощность Pe двигателя 1. При этом крутящий момент двигателя Te и обороты двигателя Ne изменяются в соответствии с необходимой выходной мощностью Pe двигателя вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива K1. То есть, в этот момент, при увеличении необходимой выходной мощности Pe, крутящий момент двигателя Te почти не изменяется, а обороты двигателя Ne увеличивается. При повышении оборотов двигателя Ne, обороты Ns солнечной шестерни S повышаются, и поэтому увеличивается величина мощности, генерируемой электродвигателем-генератором MG1.

Таким образом, в настоящем изобретении, когда транспортное средство движется задним ходом, крутящий момент двигателя Te не увеличивается, но обороты двигателя Ne возрастают для увеличения выходной мощности двигателя. Таким образом, можно поддерживать высокий КПД. В этом варианте осуществления настоящего изобретения, величина электрической мощности, генерируемой электродвигателем-генератором MG1, и величина электрической мощности, потребляемой электродвигателем-генератором MG2, не всегда совпадают.Таким образом, возможны случаи, когда вся электрическая мощность, генерируемая электродвигателем-генератором MG1, потребляется электродвигателем-генератором MG2, и случаи, когда часть генерируемой электрической мощности накапливается в аккумуляторе 19.

Как объяснено выше, настоящее изобретение предусматривает систему 2 регулировки выходной мощности, которая имеет пару электродвигателей-генераторов MG1 и MG2 и которая принимает в качестве входа выходную мощность двигателя 1 и генерирует выходную мощность для приведения транспортного средства в движение. Когда транспортное средство движется задним ходом, электродвигатель-генератор MG2 используется для генерирования выходной мощности для приведения транспортного средства в движение. Если при этом работает двигатель 1, крутящий момент с обратным направлением вращения действует на электродвигатель-генератор MG2, и электродвигатель-генератор MG1 осуществляет действие генерирования мощности. В этот момент, на двигателе 1, степень механического сжатия поддерживается на заданной или большей степени сжатия, и момент закрытия впускного клапана 36 остается в стороне от нижней мертвой точки такта впуска.

Кроме того, в этом варианте осуществления настоящего изобретения, предусмотрен аккумулятор 19, который может снабжать электродвигатели-генераторы MG1 и MG2 электрической мощностью, когда электродвигатели-генераторы MG1 и MG2 действуют как электродвигатели, и который может накапливать электрическую мощность, генерируемую, когда электродвигатели-генераторы MG1 и MG2 действуют как генераторы. Когда транспортное средство движется задним ходом, и накопленный заряд SOC аккумулятора 19 больше или равен нижнему предельному значению SC1, двигатель 1 останавливается. Когда транспортное средство движется задним ходом, и накопленный заряд SOC аккумулятор 19 падает ниже нижнего предельного значения SC1, двигатель 1 приводится в действие.

На фиг.20 показана процедура управления работой, когда транспортное средство движется задним ходом. Эта процедура также выполняется с перерывами в течение заданных интервалов времени.

Согласно фиг.20, сначала, на этапе 200, определяются обороты Nr коронной шестерни 5. Затем, на этапе 201, считывается степень нажатия L педали 27 акселератора. Затем, на этапе 202, необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX вычисляется из карты, показанной на фиг.19. Затем, на этапе 203, производится определение, превышает ли накопленный заряд SOC аккумулятора 19 нижнее предельное значение SC1. Если SOC>SC1, процедура переходит к этапу 204, где необходимые обороты двигателя NeX устанавливаются равными нулю. Таким образом, двигатель 1 останавливается. Затем, на этапе 205, необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX устанавливается равным необходимому крутящему моменту Tm2 электродвигателя-генератора MG2. Затем, на этапе 206, крутящий момент электродвигателя-генератора MG2 становится равным необходимому крутящему моменту Tm2X за счет управления электродвигателем-генератором MG2. При этом электродвигатель-генератор MG1 работает вхолостую.

С другой стороны, если на этапе 203 принято решение, что SOC≤SC1, процедура переходит к этапу 207, где, например, необходимая выходная мощность тяги транспортного средства NrX·Nr умножается на константу C для вычисления необходимой выходной мощности Pe двигателя 1. Таким образом, в этот момент, двигатель 1 приводится в действие. Затем, на этапе 208, необходимый крутящий момент двигателя TeX и необходимые обороты двигателя NeX и т.д. на рабочей кривой минимального расхода топлива K1 задаются согласно необходимой выходной мощности Pe двигателя 1. Затем, на этапе 209, необходимый тяговый крутящий момент транспортного средства TrX и необходимый крутящий момент двигателя TeX используются для вычисления необходимого крутящего момента Tm2X электродвигателя-генератора MG2 (=TrX+Ter=TrX+TeX/(1+ρ)). Затем, на этапе 210, обороты Nr коронной шестерни 5 и необходимые обороты двигателя NeX используются для вычисления необходимых оборотов NsX солнечной шестерни 4 (=Nr-(Nr-NeX)·(1+ρ)/ρ).

Затем, на этапе 211, обороты электродвигателя-генератора MG1 становятся равными необходимым оборотам NsX за счет управления электродвигателем-генератором MG1. Если обороты электродвигателя-генератора MG1 равны необходимым оборотам NsX, то обороты двигателя Ne равны необходимым оборотам двигателя NeX. Затем, на этапе 212, крутящий момент электродвигателя-генератора MG2 становится равным необходимому крутящему моменту Tm2X за счет управления электродвигателем-генератором MG2. Затем, на этапе 213, вычисляются количество впрыскиваемого топлива, необходимое для достижения необходимого крутящего момента двигателя TeX, и нужная степень открытия дроссельного клапана и т.д. На этапе 214, они используются как основа для управления двигателем 1.

1. Система управления двигателем, содержащая систему регулировки выходной мощности, которая имеет пару электродвигателей-генераторов и которая принимает в качестве входа выходную мощность двигателя и генерирует выходную мощность для приведения в движение транспортного средства, причем система регулировки выходной мощности выполнена так, что выходной крутящий момент двигателя отводится на электродвигатели-генераторы, причем двигатель снабжен механизмом переменной степени сжатия, который выполнен с возможностью изменения степени механического сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, который выполнен с возможностью управления моментом закрытия впускного клапана, причем один из электродвигателей-генераторов используется для генерирования выходной мощности для приведения транспортного средства в движение, когда транспортное средство движется задним ходом, если двигатель в этот момент работает, крутящий момент с обратным направлением вращения действует на другой электродвигатель-генератор, и этот другой электродвигатель-генератор используется для действия генерирования мощности, и, в этот момент, на двигателе степень механического сжатия поддерживается на заданной или большей степени сжатия, и момент закрытия впускного клапана остается в стороне от нижней мертвой точки такта впуска.

2. Система по п.1, в которой заданная степень сжатия равна 20.

3. Система по п.1, в которой соотношение между крутящим моментом двигателя и оборотами двигателя, когда степень механического сжатия поддерживается большей или равной заданной степени сжатия, и расход топлива достигает минимума, будучи выражено в двух измерениях как функция этих крутящего момента двигателя и оборотов двигателя, выражается в виде рабочей кривой минимального расхода топлива, которая образует кривую, проходящую в направлении увеличения оборотов двигателя, и, когда транспортное средство движется задним ходом и двигатель работает, крутящий момент двигателя и обороты двигателя изменяются вдоль рабочей кривой минимального расхода топлива.

4. Система по п.1, дополнительно содержащая аккумулятор, который может снабжать электродвигатель-генератор электрической мощностью, когда электродвигатель-генератор работает как электродвигатель, и который может накапливать электрическую мощность, генерируемую, когда электродвигатель-генератор работает как генератор, причем двигатель останавливается, когда транспортное средство движется задним ходом, и накопленный заряд аккумулятора больше или равен заданному нижнему предельному значению, и двигатель приводится в действие, когда транспортное средство движется задним ходом, и накопленный заряд аккумулятора падает ниже нижнего предельного значения.

5. Система по п.1, в которой система регулировки выходной мощности содержит механизм планетарной передачи, состоящий из солнечной шестерни, коронной шестерни и планетарных шестерен, переносимых водилом планетарной передачи, выходной вал двигателя соединен с водилом планетарной передачи, один электродвигатель-генератор соединен с коронной шестерней, коронная шестерня соединена с выходным валом для приведения транспортного средства в движение, и другой электродвигатель-генератор соединен с солнечной шестерней.



 

Похожие патенты:

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано при эксплуатации, контроле, испытании и диагностировании двигателей внутреннего сгорания (ДВС). .

Изобретение относится к области транспорта и может быть использовано для определения детонации двигателя внутреннего сгорания на основе формы волны вибрации двигателя внутреннего сгорания.

Изобретение относится к области транспорта и может быть использовано в устройствах управления для модуля привода транспортного средства. .

Изобретение относится к области транспорта и может быть использовано для управления зажиганием двигателя внутреннего сгорания общего назначения. .

Изобретение относится к устройству управления для двигателя внутреннего сгорания и предназначено для точного включения требований, связанных с различными характеристиками двигателя внутреннего сгорания, в работу исполнительных механизмов.

Изобретение относится к технологии отслеживания амплитуды угловой скорости вращения двигателя. .

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к системам управления для силовой установки и двигателя внутреннего сгорания. .

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к устройствам определения цетанового числа в двигателях внутреннего сгорания. .

Изобретение относится к устройствам управления двигателя внутреннего сгорания. .

Изобретение относится к двигателям внутреннего сгорания с искровым зажиганием. .

Изобретение относится к двигателям внутреннего сгорания с искровым зажиганием. .

Изобретение относится к двигателям внутреннего сгорания с искровым зажиганием. .

Изобретение относится к системе управления двигателем. .

Изобретение относится к системе управления двигателем. .

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. .
Наверх