Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа

Авторы патента:


Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа
Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа

 


Владельцы патента RU 2496019:

ТОЙОТА ДЗИДОСЯ КАБУСИКИ КАЙСЯ (JP)

Изобретение может быть использовано в двигателях внутреннего сгорания. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа снабжен механизмом регулирования фаз газораспределения, выполненным с возможностью изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизмом, заставляющим часть отработавшего газа протекать обратно в камеру сгорания в качестве EGR-газа. EGR-механизм управляется таким образом, что чем дальше момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону запаздывания, тем больше уменьшается величина соотношения EGR-газа, только в области, где момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания от конкретного момента закрытия. Раскрыт вариант выполнения двигателя. Технический результат заключается в исключении варьирования между цилиндрами соотношения воздуха-топливо. 2 н. и 10 з.п. ф-лы, 33 ил.

 

Область техники

Настоящее изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа.

Предшествующий уровень техники

Заявитель предложил в японской патентной публикации (A) №2007-303423 двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, который снабжен механизмом переменной степени сжатия, который может изменять механическую степень сжатия, и механизмом регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана, при этом во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия повышается по сравнению с работой двигателя при высокой нагрузке, чтобы делать степень расширения равной 20 или более.

В таком двигателе внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия (степень расширения) задается равной 20 или более, а момент закрытия впускного клапана задается моментом, отдаленным от нижней мертвой точки впуска, с тем чтобы сохранять фактическую степень сжатия относительно низкой по сравнению с механической степенью сжатия, пресекать появление детонации вследствие того, что фактическая степень сжатия становится выше, и в то же время выполняя управление так, чтобы реализовывать очень высокий тепловой КПД.

В этом отношении, если уменьшать объем всасываемого воздуха, поступающего в камеру сгорания, посредством задержки момента закрытия впускного клапана так, чтобы отодвигать его от нижней мертвой точки впуска, часть всасываемого газа, который, после того как поступил в камеру сгорания, выталкивается поднимающимся поршнем и выдувается обратно во впускной канал двигателя. Объем впускного газа, обратно выдуваемого внутрь впускного канала двигателя, становится тем больше, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана. Дополнительно, мощность обратного выдувания впускного газа внутрь впускного канала двигателя становится тем сильнее, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана. В двигателе внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, описанном в японской патентной публикации (A) №2007-303423, иногда момент закрытия впускного клапана сильно задерживается. В таком случае объем обратно выдуваемого впускного газа становится очень большим, и сила обратного выдувания впускного газа становится очень сильной.

В условиях, когда обратное выдувание всасываемого газа является большим и сильным, в этом направлении, если операция рециркуляции отработавшего газа (EGR) выполняется, чтобы заставлять, например, часть отработавшего газа протекать снова в камеру сгорания, то распределение EGR-газа между цилиндрами будет ухудшаться, и степень налипания отложений будет варьироваться между цилиндрами.

Т.е., если обратное выдувание всасываемого газа внутрь впускного канала двигателя является большим и сильным, часть всасываемого газа будет выдуваться обратно в сглаживающий ресивер (т.е. общую часть впускных патрубков). В этом случае часть всасываемого газа, который обратно выдулся в сглаживающий ресивер, будет всосана не в исходный цилиндр, а, например, в цилиндр, который граничит с исходным цилиндром, или цилиндр, который находится в середине такта впуска, когда всасываемый газ выдувается обратно внутрь сглаживающего ресивера.

Если выполняется EGR в это время, EGR-газ будет содержаться во всасываемом газе, который выдувается обратно во впускной канал двигателя. Следовательно, если обратное выдувание всасываемого газа внутрь впускного канала двигателя является большим и сильным, часть EGR-газа будет всасываться не в исходный цилиндр, а в цилиндр, который граничит с исходным цилиндром, или цилиндр, который находится в середине такта впуска, когда всасываемый газ выдувается обратно внутрь сглаживающего ресивера. Объем EGR-газа, который всасывается в цилиндр, отличный от исходного цилиндра, изменяется в зависимости от потока всасываемого газа в сглаживающем ресивере, в последовательности, в которой выполняется такт впуска, и т.д. Следовательно, будут цилиндры, где объем EGR-газа во всасываемом газе становится больше, и цилиндры, где объем EGR-газа во всасываемом газе становится меньше.

Как результат, объем EGR-газа будет изменяться между цилиндрами. Вместе с этим соотношение воздух-топливо будет изменяться между цилиндрами. Кроме того, чем больше объем потока EGR-газа, тем легче отложениям прилипать к боковым поверхностям впускных отверстий. Следовательно, в цилиндрах, где объем EGR-газа становится больше, количество отложений, которые прилипают к боковым поверхностям впускных отверстий становится больше, в то же время в цилиндрах, где объем EGR-газа становится небольшим, количество отложений, которые прилипают к боковым поверхностям впускных отверстий, становится меньше, и, в результате, между цилиндрами сопротивление впуску всасываемого газа будет различаться. Если изменение происходит между цилиндрами в соотношении воздух-топливо и сопротивлении впуску таким образом, то будет возникать ухудшение сгорания и ухудшение КПД топлива.

Сущность изобретения

Задачей настоящего изобретения является пресечение появления варьирования между цилиндрами в соотношении воздух-топливо и сопротивлении впуску в двигателе внутреннего сгорания, содержащем механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, чтобы заставлять часть отработавшего газа снова протекать в камеру сгорания в качестве EGR-газа.

Настоящее изобретение предоставляет в качестве средства решения этой задачи двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, описанный в формуле изобретения.

В первом аспекте настоящего изобретения двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа содержит механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, заставляющий часть отработавшего газа протекать опять в камеру сгорания в качестве EGR-газа, при этом объем EGR-газа уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения.

В третьем аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда нагрузка на двигатель является высокой, по сравнению с тем, когда нагрузка низкая.

В четвертом аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда скорость вращения двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда скорость низкая.

В пятом аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда температура охлаждающей жидкости двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда температура низкая.

В шестом аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньшим, когда концентрация этанола в топливе является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В седьмом аспекте настоящего изобретения объем EGR-газа, который должен быть подан в камеру сгорания, вычисляется на основе не только момента закрытия впускного клапана, но также температуры охлаждающей жидкости двигателя, и вышеупомянутый EGR-механизм управляется, чтобы предоставлять меньший объем EGR-газа между объемом EGR-газа, который вычислен на основе момента закрытия впускного клапана, и объемом EGR-газа, который вычислен на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

В восьмом аспекте настоящего изобретения вышеупомянутый EGR-механизм снабжается EGR-каналом, который соединяет выпускной канал двигателя и впускной канал двигателя, и EGR-клапаном, который предусмотрен в EGR-канале, и степень открытия EGR-клапана задается меньшей, когда объем EGR-газа должен уменьшаться.

В девятом аспекте настоящего изобретения вышеупомянутый EGR-клапан управляется относительно степени открытия так, что объем EGR-газа, который возвращается в сглаживающий ресивер, становится определенным объемом или меньшим.

В 10-м аспекте настоящего изобретения предоставляется двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, содержащий механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, который заставляет часть отработавшего газа протекать обратно в камеру сгорания в качестве EGR-газа, при этом объем всасываемого газа, который подается в камеру сгорания, главным образом, управляется посредством изменения момента закрытия впускного клапана, и момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, когда объем EGR-газа является большим, по сравнению с тем, когда он небольшой.

В 11-м аспекте настоящего изобретения двигатель дополнительно снабжается дроссельной заслонкой, которая размещается во впускном канале двигателя, при этом объем всасываемого воздуха, который подается в камеру сгорания, управляется посредством изменения степени открытия дроссельной заслонки в дополнение к изменению момента закрытия впускного клапана, и вышеупомянутый объем EGR-газа задается большим, когда степень открытия дроссельной заслонки является небольшой, по сравнению с тем, когда она большая.

В 12-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда нагрузка на двигатель является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 13-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда скорость вращения двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 14-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда температура охлаждающей жидкости двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 15-м аспекте настоящего изобретения предельный диапазон, на который момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, задается меньшим, когда концентрация этанола в топливе является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

В 16-м аспекте настоящего изобретения двигатель дополнительно снабжается механизмом переменной степени сжатия, который может изменять механическую степень сжатия, при этом механическая степень сжатия задается более высокой во время работы двигателя при низкой нагрузке по сравнению со временем работы двигателя при высокой нагрузке.

В 17-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия задается максимальной механической степенью сжатия.

В 18-м аспекте настоящего изобретения во время работы двигателя при низкой нагрузке степень расширения задается равной 20 или более.

В 19-м аспекте настоящего изобретения предоставляется двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, содержащий механизм регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, заставляющий часть отработавшего газа протекать опять в камеру сгорания в качестве EGR-газа, при этом объем EGR-газа уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения, объем EGR-газа, который должен быть подан в камеру сгорания, вычисляется на основе не только момента закрытия впускного клапана, но также температуры охлаждающей жидкости двигателя, и вышеупомянутый EGR-механизм управляется так, чтобы предоставлять меньший объем EGR-газа между объемом EGR-газа, который вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана, и объемом EGR-газа, который вычисляется на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

Краткое описание чертежей

Ниже настоящее изобретение будет более понятно из приложенных чертежей и описания предпочтительных вариантов осуществления настоящего изобретения со ссылками на чертежи, на которых:

фиг.1 изображает общий вид двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа;

фиг.2 - подетальный общий вид механизма переменной степени сжатия;

фиг.3A и фиг.3B - виды сбоку в разрезе схематически иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания;

фиг.4 - механизм регулирования фаз газораспределения;

фиг.5A и фиг.5B - диаграммы, показывающие величины подъема впускного клапана и выпускного клапана;

фиг.6A-6C - схемы для пояснения механической степени сжатия, фактической степени сжатия и степени расширения;

фиг.7 - диаграммы соотношений между стехиометрическим тепловым КПД и степенью расширения;

фиг.8A и фиг.8B - схемы для пояснения обычного цикла и цикла сверхвысокой степени расширения;

фиг.9 - диаграммы изменения в механической степени сжатия и т.д. в соответствии с нагрузкой на двигатель;

фиг.10A и фиг.10B - виды, показывающие состояние, когда всасываемый газ выдувается обратно изнутри камеры сгорания внутрь впускного канала двигателя;

фиг.11 - схема для пояснения соотношения между обратным выдуванием всасываемого газа и изменением между цилиндрами в соотношении воздух-топливо;

фиг.12 - диаграмма для пояснения соотношения между моментом закрытия впускного клапана и целевой степенью открытия EGR-клапана;

фиг.13A и фиг.13B - диаграммы, показывающие различные соответствия, которые используются для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана;

фиг.14 - диаграмма соответствия, используемого для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана;

фиг.15 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана в первом варианте осуществления;

фиг.16 - диаграмма для пояснения соотношения между моментом закрытия впускного клапана и целевой степенью открытия EGR-клапана;

фиг.17A-17C - диаграммы, показывающие соотношение между скоростью вращения двигателя, нагрузкой на двигатель и концентрацией этанола и поправочным коэффициентом момента закрытия впускного клапана;

фиг.18 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана во втором варианте осуществления;

фиг.19A и 19B - диаграммы, показывающие соответствия, используемые для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя;

фиг.20 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана в третьем варианте осуществления;

фиг.21 - диаграмма, показывающая соотношение между объемом EGR-газа, который подается во всасываемый газ, и защитным моментом запаздывания момента закрытия впускного клапана;

фиг.22 - диаграммы различных изменений в моменте закрытия впускного клапана 7, механической степени сжатия и фактической степени сжатия в соответствии с нагрузкой на двигатель в области относительно низкой нагрузки на двигатель;

фиг.23 - блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу операционного управления в четвертом варианте осуществления.

Предпочтительный вариант осуществления изобретения

Далее поясняются варианты осуществления настоящего изобретения со ссылкой на чертежи. Отметим, что одинаковые или похожие компоненты на чертежах обозначаются одинаковыми обозначениями.

Фиг.1 показывает боковой вид в разрезе двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа.

Двигатель содержит картер 1 двигателя, блок 2 цилиндров, головку 3 цилиндра, поршень 4, камеру 5 сгорания, свечу 6 зажигания, размещенную в верхней мертвой точке камеры 5 сгорания, впускной клапан 7, впускное отверстие 8, выпускной клапан 9, выпускное отверстие 10. Впускное отверстие 8 соединяется через впускной патрубок 11 со сглаживающим ресивером 12, в то время как каждый впускной патрубок 11 снабжается топливным инжектором 13 для впрыска топлива в соответствующее впускное отверстие 8. Отметим, что каждый топливный инжектор 13 может быть размещен в каждой камере 5 сгорания вместо прикрепления к каждому впускному патрубку 11.

Сглаживающий ресивер 12 соединяется через канал 14 воздухозаборника с воздушным фильтром 15. Канал 14 воздухозаборника снабжен внутри дроссельной заслонкой 17, приводимой в действие актюатором 16, и датчиком 18 объема всасываемого воздуха, использующим, например, нить накала. С другой стороны, выпускное отверстие 10 соединяется через выпускной коллектор 19 с каталитическим нейтрализатором 20, содержащим, например, трехкомпонентный нейтрализатор. Выпускной коллектор 19 снабжен внутри датчиком 21 соотношения воздух-топливо.

Выпускной коллектор 19 и впускной патрубок 11 (или впускное отверстие 8) соединяются друг с другом через EGR-канал 23 для рециркуляционного отработавшего газа (ниже называемого "EGR-газом"). Внутри этого EGR-канала 23 размещается клапан 24 управления EGR. Дополнительно, вокруг EGR-канала 23 размещается устройство 25 охлаждения EGR для охлаждения EGR-газа, протекающего через внутреннее пространство EGR-канала 23. В двигателе внутреннего сгорания, показанном на фиг.1, охлаждающая жидкость двигателя подводится к устройству 25 охлаждения EGR, и охлаждающая жидкость двигателя используется, чтобы охлаждать EGR-газ. Отметим, что в последующем пояснении впускное отверстие 8, впускной патрубок 11, сглаживающий ресивер 12 и канал 14 воздухозаборника все вместе называются "впускным каналом двигателя".

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.1, в части соединения картера 1 и блока 2 цилиндров предусмотрен механизм A переменной степени сжатия, который может изменять относительное положение картера 1 и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндра так, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 располагается в верхней мертвой точке сжатия. Кроме того, предусматривается механизм B регулирования фаз газораспределения, который может изменять момент закрытия впускного клапана 7.

Электронный блок 30 управления состоит из цифрового компьютера, снабженного компонентами, соединенными друг с другом через двунаправленную шину 31, такими как ROM (постоянное запоминающее устройство) 32, RAM (оперативное запоминающее устройство) 33, CPU (микропроцессор) 34, порт 35 ввода и порт 36 вывода. Выходной сигнал датчика 18 объема всасываемого воздуха и выходной сигнал датчика 21 соотношения воздух-топливо вводятся через соответствующие AD-преобразователи 37 в порт 35 ввода. Дополнительно, педаль 40 акселератора соединяется с датчиком 41 нагрузки, формирующим выходное напряжение, пропорциональное величине надавливания на педаль 40 акселератора. Выходное напряжение датчика 41 нагрузки вводится через соответствующий AD-преобразователь 37 в порт 35 ввода. Кроме того, порт 35 ввода соединяется с датчиком 42 угла поворота коленчатого вала, формирующим выходной импульс каждый раз, когда коленчатый вал поворачивается, например, на 30°. С другой стороны, порт 36 вывода соединяется через соответствующие управляющие схемы 38 со свечой 6 зажигания, топливным инжектором 13, актюатором 16 дроссельной заслонки, клапаном 24 управления EGR, механизмом A переменной степени сжатия и механизмом B регулирования фаз газораспределения.

На фиг.2 показан общий вид в разобранном состоянии в перспективе механизма A переменной степени сжатия, показанного на фиг.1, в то время как фиг.3A и фиг.3B являются боковыми поперечно-рассеченными видами схематически иллюстрированного двигателя внутреннего сгорания. Обращаясь к фиг.2, в нижней части двух боковых стенок блока 2 цилиндров сформированы множество выступающих частей 50, отделенных 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 1 двигателя сформирована с множеством выступающих частей 52, отделенных 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.2, 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 другой 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.3A и фиг.3B, протягивающиеся эксцентриковые валы 57 размещены эксцентрично по отношению к осям вращения кулачковых валов 54, 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет другие дисковые кулачки 58, прикрепленные с возможностью вращения к ним эксцентрично. Как показано на фиг.2, эти дисковые кулачки 58 размещаются между дисковыми кулачками 56. Эти дисковые кулачки 58 вставляются с возможностью вращения 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.3A, из состояния, показанного на фиг.3A, 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.3A. Как показано на фиг.3B, когда эксцентриковые валы 57 движутся к нижней точке, центры дисковых кулачков 58 движутся ниже эксцентриковых валов 57.

Как будет понятно из сравнения фиг.3A и фиг.3B, относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 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 2 цилиндров от картера 1 двигателя. Если блок 2 цилиндров движется от картера 1 двигателя, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, увеличивается, следовательно, создавая вращение кулачковых валов 54, 55, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, может изменяться.

Как показано на фиг.2, чтобы заставить кулачковые валы 54, 55 вращаться в противоположных направлениях, вал 60 приводного двигателя 59 снабжается парой червячных шестерней 61, 62 с противоположными направлениями резьбы. Шестерни 63, 64, сцепляющиеся с этими червячными шестернями 61, 62, прикрепляются к концам кулачковых валов 54, 55. В этом варианте осуществления приводной электродвигатель 59 может приводиться в движение, чтобы изменять объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 расположен в верхней мертвой точке сжатия, в широком диапазоне. Отметим, что механизм А переменной степени сжатия, показанный на фиг.1-3 является примером выполнения. Может быть использован любой тип механизма переменной степени сжатия.

С другой стороны, дополнительно, фиг.4 показывает механизм В регулирования фаз газораспределения впускных клапанов, прикрепленный к кулачковому валу 70 для приведения в движение впускного клапана 7 на фиг.1. Как показано на фиг.4, механизм В распределения фаз газораспределения впускных клапанов состоит из устройства В1 изменения фаз кулачка, прикрепленного к одному концу кулачкового вала 70 и изменяющего фазу кулачка кулачкового вала 70, и устройства В2 изменения угла срабатывания кулачка, размещенного между кулачковым валом 70 и толкателем 26 впускного клапана 7 и изменяющего угол срабатывания (рабочий угол) кулачков кулачкового вала 70 на другие углы срабатывания для передачи впускному клапану 7. Отметим, что фиг.4 является боковым видом в разрезе и видом сверху устройства В2 изменения угла срабатывания кулачка.

Сначала поясняется устройство В1 изменения фаз кулачка механизма В регулирования фаз газораспределения впускных клапанов. Это устройство В1 изменения фаз кулачка снабжено зубчатым шкивом 71, выполненным так, чтобы вращаться посредством коленчатого вала двигателя через зубчатый ремень привода в направлении стрелки, цилиндрическим корпусом 72, вращающимся вместе с зубчатым шкивом 71, валом 73 вращения, который может вращаться вместе с кулачковым валом 70 и вращаться относительно цилиндрического корпуса 72, множеством частей 74, проходящих от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 к внешней окружности вала 73 вращения, и лопастями 75, проходящими между частями 74 от внешней окружности вала 73 вращения к внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, две стороны лопастей 75 сформированы с гидравлическими камерами 76 для опережения и гидравлическими камерами 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 гидравлическими отверстиями 79, 80, 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, 84.

Чтобы сдвинуть в сторону опережения фазу кулачков кулачкового вала 70, золотниковый клапан 85 двигается вниз на фиг.4, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 79 в гидравлические камеры 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 вращения поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки Х.

В противоположность этому, чтобы задерживать фазу кулачков кулачкового вала 70, золотниковый клапан 85 двигается вверх, на фиг.4, рабочая жидкость на масляной основе, подаваемая из подающего отверстия 82, подается через гидравлическое отверстие 80 в гидравлические камеры 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 вращения поворачивается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелкам X.

Когда вал 73 вращения вращается относительно цилиндрического корпуса 72, если золотниковый клапан 85 возвращается в нейтральную позицию, показанную на фиг.4, операция относительного вращения вала 73 вращения заканчивается, и вал 73 вращения удерживается в относительном угловом положении в это время. Следовательно, возможно использовать устройство B1 изменения фаз кулачка так, чтобы сдвигать вперед или назад фазу кулачка кулачкового вала 70 на точно требуемую величину, как показано на фиг.5A. Т.е. устройство B1 изменения фаз кулачка может свободно сдвигать в сторону опережения или задержки момент открытия впускного клапана 7.

Далее поясняется устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка механизма B регулирования фаз газораспределения, это устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка снабжено управляющим стержнем 90, размещенным параллельно кулачковому валу 70 и выполненным так, чтобы двигаться посредством актюатора 91 в осевом направлении, промежуточным кулачком 94, сцепляющимся с кулачком 92 кулачкового вала 70 и сцепленным с возможностью сдвига с шлицевым соединением 93, сформированным на управляющем стержне 90 и проходящим в осевом направлении, и поворотным кулачком 96, сцепляющимся с толкателем 26 клапана для приведения в движение впускного клапана 7 и сцепленным с возможностью сдвига со шлицевым соединением 95, проходящее по спирали и сформированное на управляющем стержне 90. Поворотный кулачок 96 сформирован с кулачком 97.

Когда кулачковый вал 70 вращается, кулачок 92 заставляет промежуточный кулачок 94 поворачиваться на точный постоянный угол все время. В это время поворотный кулачок 96 также поворачивается на точный постоянный угол. С другой стороны, промежуточный кулачок 94 и поворотный кулачок 96 поддерживаются неподвижно в осевом направлении управляющего стержня 90, следовательно, когда управляющий стержень 90 двигается посредством актюатора 91 в осевом направлении, поворотный кулачок 96 поворачивается относительно промежуточного кулачка 94.

Если кулачок 97 поворотного кулачка 96 начинает зацеплять толкатель 26 клапана, когда кулачок 92 кулачкового вала 70 начинает сцепляться с промежуточным кулачком 94 вследствие относительного углового взаимного расположения между промежуточным кулачком 94 и поворотным кулачком 96, как показано буквой «a» на фиг.5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся максимальными. В противоположность этому, когда актюатор 91 используется, чтобы вращать поворотный кулачок 96 относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг.4, кулачок 92 кулачкового вала 70 сцепляется с промежуточным кулачком 94 через некоторое время после того, как кулачок 97 поворотного кулачка 96 сцепляется с толкателем 26 клапана. В этом случае, как показано буквой «b» на фиг.5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся меньше, чем «a».

Когда поворотный кулачок 96 дополнительно поворачивается относительно промежуточного кулачка 94 в направлении стрелки Y на фиг.4, как показано символом c на фиг.5B, период времени открытия и величина поднятия впускного клапана 7 становятся еще меньше. Т.е. используя актюатор 91, чтобы изменять относительную угловую позицию промежуточного кулачка 94 и поворотного кулачка 96, временной период открытия впускного клапана 7 может быть свободно изменен. Однако в этом случае величина подъема впускного клапана 7 становится тем меньше, чем короче время открытия впускного клапана 7.

Устройство B1 изменения фаз кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия впускного клапана 7, а устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка может использоваться, чтобы свободно изменять период времени открытия впускного клапана 7 таким способом, таким образом, и устройство B1 изменения фаз кулачка, и устройство B2 изменения угла срабатывания кулачка, т.е. механизм B регулирования фаз газораспределения, могут использоваться, чтобы свободно изменять момент открытия и период времени открытия впускного клапана 7, т.е. момент открытия и момент закрытия впускного клапана 7.

Отметим, что механизм B регулирования фаз газораспределения впускных клапанов, показанный на фиг.1 и 4, является вариантом воплощения. Также возможно использовать различные типы механизма регулирования фаз газораспределения, отличные от примера, показанного на фиг.1 и 4. В частности, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, пока механизм синхронизации закрытия может изменять момент закрытия впускного клапана 7, любой тип механизма может быть использован. Дополнительно, также и для выпускного клапана 9 механизм регулирования фаз газораспределения, аналогичный механизму B регулирования фаз газораспределения впускного клапана 7, может быть предусмотрен.

Далее значение терминов, используемых в настоящей заявке, будет пояснено со ссылкой на фиг.6A-6C. Отметим, что фиг.6A-6C показывают в целях пояснения двигатель с объемом камер сгорания, равным 50 мл, и рабочим объемом цилиндра в 500 мл. На этих фиг.6A-6C объем камеры сгорания показывает объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке сжатия.

Фиг.6A поясняет механическую степень сжатия.

Механическая степень сжатия является величиной, определенной механически из рабочего объема цилиндра и объема камеры сгорания в момент такта сжатия. Эта механическая степень сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6A, эта механическая степень сжатия становится (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Фиг.6B поясняет фактическую степень сжатия. Эта фактическая степень сжатия является величиной, определенной из объема камеры сгорания и фактического рабочего объема цилиндра от момента, когда действие сжатия фактически началось, до момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки. Эта фактическая степень сжатия выражается значением (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем)/объем камеры сгорания. Т.е., как показано на фиг.6B, даже если поршень начинает подниматься в такте сжатия, действие сжатия не выполняется, пока открыт впускной клапан. Фактическое действие сжатия начинается после того, как впускной клапан закрывается. Следовательно, фактическая степень сжатия выражается, как указано выше, с помощью фактического рабочего объема. В примере, показанном на фиг.6B, фактическая степень сжатия становится (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

Фиг.6C 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 цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.7A, эта степень расширения становится равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11.

Далее наиболее существенные признаки настоящего изобретения будут пояснены со ссылкой на фиг.7, фиг.8A и фиг.8B. Отметим, что фиг.7 показывает соотношение между теоретическим тепловым КПД и степенью расширения, в то время как фиг.8A и фиг.8B показывают сравнение между обычным циклом и циклом сверхвысокой степени расширения, используемыми выборочно в соответствии с нагрузкой в настоящем изобретении.

Фиг.8A показывает обычный цикл, в котором 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.8A, точно так же, как и в примерах, показанных на фиг.6A-6C, объем камеры сгорания задан равным 50 мл, а рабочий объем цилиндра задан равным 500 мл. Как будет понятно из фиг.8A, в обычном цикле механическая степень сжатия равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, фактическая степень сжатия также равна приблизительно 11, и степень расширения также становится равной (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11. Т.е. в обычном двигателе внутреннего сгорания механическая степень сжатия и фактическая степень сжатия и степень расширения становятся, по существу, одинаковыми.

Сплошная линия на фиг.7 показывает изменение в теоретическом тепловом КПД в случае, когда фактическая степень сжатия и степень расширения, по существу, равны, т.е. в обычном цикле. В этом случае, изучено, что чем больше степень расширения, т.е. выше фактическая степень сжатия, тем выше теоретический тепловой КПД. Следовательно, в обычном цикле, чтобы повысить теоретический тепловой КПД, фактическая степень сжатия должна быть более высокой. Однако вследствие ограничений на возникновение детонации во время работы двигателя при высокой нагрузке фактическая степень сжатия может быть повышена даже при максимуме приблизительно до 12, соответственно, в обычном цикле, теоретический тепловой КПД не может быть задан достаточно высоким.

С другой стороны, в такой ситуации изобретатели строго различали между механической степенью сжатия и фактической степенью сжатия и изучаемым теоретическим тепловым КПД и в результате обнаружили, что в теоретическом тепловом КПД степень расширения является доминирующей, и на теоретический тепловой КПД почти совсем не влияет фактическая степень сжатия. Т.е., если фактическая степень сжатия повышается, взрывная сила растет, но сжатие требует большой энергии, соответственно, даже если фактическая степень сжатия повышается, теоретический тепловой 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 тепловой КПД. Прерывистая линия e=10 на фиг.7 показывает теоретический тепловой КПД в случае фиксирования фактической степени сжатия в значении 10 и повышения степени расширения в этом состоянии. Изучено, что величина роста теоретического теплового КПД при повышении степени расширения в состоянии, где фактическая степень сжатия сохраняется на низком значении вышеуказанным образом, и величина роста теоретического теплового КПД в случае, когда фактическая степень сжатия повышается вместе со степенью расширения, как показано сплошной линией на фиг.7, почти не будут отличаться.

Если фактическая степень сжатия удерживается на низком значении таким образом, детонация не возникнет, следовательно, при повышении степени расширения в состоянии, где фактическая степень сжатия удерживается в низком значении, возникновение детонации может быть предотвращено, и теоретический тепловой КПД может быть значительно повышен. Фиг.8B показывает пример случая, когда используется механизм A переменной степени сжатия и механизм B регулирования фаз газораспределения, чтобы поддерживать фактическую степень сжатия в низком значении и повышать степень расширения.

Обращаясь к фиг.8B, в этом примере механизм A переменной степени сжатия используется, чтобы уменьшать объем камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм B регулирования фаз газораспределения используется, чтобы задерживать момент закрытия впускного клапана до тех пор, пока фактический рабочий объем поршня не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате, в этом примере фактическая степень сжатия становится равной (20 мл + 200 мл)/20 мл = 11, а степень расширения становится равной (20 мл + 500 мл)/20 мл = 26. В обычном цикле, показанном на фиг.8A, как пояснено выше, фактическая степень сжатия равна приблизительно 11, и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем в случае, показанном на фиг.8B, изучено, что только степень расширения повышается до 26. Т.е. причина в так называемом "цикле сверхвысокой степени расширения".

Как пояснено выше, вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания, чем ниже нагрузка на двигатель, тем хуже тепловой КПД, следовательно, чтобы повысить тепловой КПД во время эксплуатации транспортного средства, т.е. улучшить расход топлива, становится необходимым повышение теплового КПД во время работы двигателя при низкой нагрузке. С другой стороны, в цикле сверхвысокой степени расширения, показанном на фиг.8B, фактический рабочий объем цилиндра во время такта сжатия задается меньшим, таким образом, объем всасываемого воздуха, который может всасываться в камеру 5 сгорания, становится меньшим, следовательно, этот цикл сверхвысокой степени расширения может применяться только, когда нагрузка на двигатель относительна низкая. Следовательно, в настоящем изобретении во время работы двигателя при низкой нагрузке устанавливается цикл сверхвысокой степени расширения, показанный на фиг.8B, в то время как во время работы двигателя при высокой нагрузке устанавливается обычный цикл, показанный на фиг.8A.

Далее оперативное управление в целом будет пояснено со ссылкой на фиг.9.

Фиг.9 показывает различные изменения в параметрах в соответствии с нагрузкой на двигатель при конкретной скорости вращения двигателя, таких как механическая степень сжатия, степень расширения, момент закрытия впускного клапана 7, фактическая степень сжатия, объем всасываемого воздуха, степень открытия дроссельной заслонки 17 и насосные потери. Отметим, что в этом варианте осуществления согласно настоящему изобретению трехкомпонентный нейтрализатор в каталитическом нейтрализаторе 20 выполнен с возможностью одновременно уменьшать несгоревшие HC, CO и NOx в выхлопном газе на среднюю величину соотношения воздух-топливо в камере 5 сгорания, обычно управляемой по обратной связи, до стехиометрического соотношения воздух-топливо на основе выходного сигнала датчика 21 контроля состава смеси воздух-топливо.

Итак, как пояснено выше, во время работы двигателя при высокой нагрузке выполняется обычный цикл, показанный на фиг.8A. Следовательно, как показано на фиг.9, в это время механическая степень сжатия задается более низкой, таким образом, степень расширения является низкой, а момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается на более раннее время. Дополнительно, в это время объем всасываемого воздуха является большим.

В это же время степень открытия дроссельной заслонки 17 удерживается полностью открытой или, по существу, полностью открытой, таким образом, насосные потери становятся нулевыми.

С другой стороны, как показано на фиг.9, если нагрузка на двигатель становится ниже, вместе с этим момент закрытия впускного клапана 7 задерживается так, чтобы уменьшать объем всасываемого воздуха. Дополнительно, в это время, как показано на фиг.9, механическая степень сжатия увеличивается, когда нагрузка на двигатель становится ниже, так что фактическая степень сжатия удерживается, по существу, постоянной. Следовательно, когда нагрузка на двигатель становится ниже, степень расширения также увеличивается. Отметим, что также в это время дроссельная заслонка 17 удерживается в полностью открытом или, по существу, полностью открытом состоянии, следовательно, объем всасываемого воздуха, который подается в камеру 5 сгорания, управляется не на основе дроссельной заслонки 17, а посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7. Также в это время насосные потери становятся нулевыми.

Таким образом, когда нагрузка на двигатель становится ниже из рабочего состояния двигателя при высокой нагрузке, по существу, при постоянной фактической степени сжатия, механическая степень сжатия увеличивается, когда объем всасываемого воздуха уменьшается. Т.е. объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, уменьшается пропорционально уменьшению в объеме всасываемого воздуха. Следовательно, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально объему всасываемого воздуха. Отметим, что в это время соотношение воздух-топливо в камере 5 сгорания становится стехиометрическим соотношением воздух-топливо, таким образом, объем камеры 5 сгорания, когда поршень 4 достигает верхней мертвой точки сжатия, изменяется пропорционально объему топлива.

Если нагрузка на двигатель становится еще более низкой, механическая степень сжатия дополнительно увеличивается. Если нагрузка на двигатель падает до средней нагрузки L1, близкой к низкой нагрузке, механическая степень сжатия достигает предельной механической степени сжатия, которая соответствует конструктивному ограничению камеры 5 сгорания. Если механическая степень сжатия достигает предельной механической степени сжатия, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка L1 на двигатель, когда механическая степень сжатия достигает предельной механической степени сжатия, механическая степень сжатия удерживается на предельной механической степени сжатия. Следовательно, во время работы двигателя со средней нагрузкой на стороне низкой нагрузки и во время работы двигателя с низкой нагрузкой механическая степень сжатия становится максимальной, и фактическая степень расширения также становится максимальной. Другими словами, во время работы двигателя при средней нагрузке на стороне низкой нагрузки и во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия задается максимальной, так что получается максимальная степень расширения.

С другой стороны, в варианте осуществления, показанном на фиг.9, даже если нагрузка на двигатель становится ниже чем L1, момент закрытия впускного клапана 7 задерживается больше, поскольку нагрузка на двигатель становится ниже. Если нагрузка на двигатель падает до L2, момент закрытия впускного клапана 7 становится предельным моментом закрытия, который может управлять объемом всасываемого воздуха, который подается в камеру 5 сгорания. Если момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка L2 на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, момент закрытия впускного клапана 7 удерживается в предельном моменте закрытия.

Если момент закрытия впускного клапана 7 удерживается в предельном моменте закрытия, объем всасываемого воздуха не может больше управляться посредством изменения момента закрытия впускного клапана 7. В варианте осуществления, показанном на фиг.9, в это время, т.е. в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка L2 на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, дроссельная заслонка 17 используется, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха, который подается в камеру 5 сгорания. Однако если использовать дроссельную заслонку 17, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха, как показано на фиг.9, насосные потери возрастают.

Отметим, что для того, чтобы предотвратить появление таких насосных потерь, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка L2 на двигатель, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, также возможно увеличивать соотношение смеси воздух-топливо еще больше, когда нагрузка на двигатель становится более низкой в состоянии удержания дроссельной заслонки 17 полностью открытой или, по существу, полностью открытой. В это же время топливный инжектор 13 предпочтительно размещается внутри камеры 5 сгорания, чтобы выполнять послойное сгорание.

Дополнительно, в области нагрузки, более низкой, чем нагрузка L1 на двигатель, когда механическая степень сжатия достигает предельной механической степени сжатия, необязательно требуется управлять моментом закрытия впускного клапана 7 и степенью открытия дроссельной заслонки 17 аналогично тому, как пояснено выше. В этой рабочей области достаточно управлять одним или другим из момента закрытия впускного клапана 7 и степени открытия дроссельной заслонки 17 с тем, чтобы управлять объемом всасываемого воздуха.

С другой стороны, как показано на фиг.9, когда нагрузка на двигатель выше, чем L1, т.е. во время работы двигателя при средней нагрузке на стороне высокой нагрузки и во время работы двигателя при высокой нагрузке, фактическая степень сжатия сохраняется, по существу, в той же фактической степени сжатия для той же скорости вращения двигателя. В противоположность этому, когда нагрузка на двигатель ниже, чем L1, т.е. когда механическая степень сжатия удерживается в предельной механической степени сжатия, фактическая степень сжатия определяется моментом закрытия впускного клапана 7. Если нагрузка на двигатель находится между L1 и L2, фактическая степень сжатия падает вследствие того, что момент закрытия впускного клапана 7 задерживается. Если нагрузка на двигатель находится в рабочей области, более низкой, чем L2, фактическая степень сжатия сохраняется постоянной вследствие того, что момент закрытия впускного клапана 7 удерживается в предельном моменте закрытия.

Отметим, что, если скорость вращения двигателя становится выше, воздушно-топливная смесь в камере 5 сгорания становится возмущенной, и затрудняется возникновение детонации. Следовательно, в варианте осуществления согласно настоящему изобретению, чем выше становится скорость вращения двигателя, тем более высокой задается фактическая степень сжатия.

С другой стороны, как пояснено выше, в цикле сверхвысокой степени расширения, показанном на фиг.8B, степень расширения задается равной 26. Эта степень расширения предпочтительно является настолько высокой, насколько возможно, но как будет понятно из фиг.7, даже относительно фактически осуществимой более низкой предельной фактической степени сжатия e=5, если равна 20 или более, очень высокий стехиометрический тепловой КПД может быть получен. Следовательно, в настоящем изобретении механизм A переменной степени сжатия сформирован так, что степень расширения становится равной 20 или более.

Дополнительно, в примере, показанном на фиг.9, механическая степень сжатия изменяется непрерывно в соответствии с нагрузкой на двигатель. Однако механическая степень сжатия может также быть изменена поэтапно в соответствии с нагрузкой на двигатель.

В этом отношении при управлении моментом закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, если момент закрытия впускного клапана задерживается, часть всасываемого газа, который однажды уже был подан в камеру 5 сгорания, будет выдуваться обратно изнутри камеры 5 сгорания во впускной канал двигателя. Т.е., как показано на фиг.10A, если впускной клапан 7 открыт во время такта впуска, т.е., когда поршень 4 опускается, всасываемый газ будет всасываться в камеру 5 сгорания вместе с опусканием поршня 4. Когда EGR-клапан 24 открыт, и EGR-газ подается через EGR-канал 23 во впускной патрубок 11, всасываемый газ будет содержать не только воздух, но также и EGR-газ.

С другой стороны, как показано на фиг.10B, если впускной клапан 7 открыт во время такта сжатия, т.е., когда поршень 4 поднимается, часть всасываемого газа, который был подан в камеру 5 сгорания, будет выдуваться обратно изнутри камеры 5 сгорания во впускной канал двигателя вместе с поднятием поршня 4. Когда EGR-газ подается через EGR-канал 23 во впускной патрубок 11, всасываемый газ, который выдувается обратно изнутри камеры 5 сгорания во впускной канал двигателя, будет содержать EGR-газ, в то время как всасываемый газ, протекающий обратно в сглаживающий ресивер 12, будет вновь поданным EGR-газом из EGR-канала 23. Следовательно, в этом случае всасываемый газ, который выдувается обратно через внутренность впускного канала двигателя, будет также содержать EGR-газ.

Дополнительно, объем всасываемого газа, выдуваемого обратно внутрь впускного канала двигателя, становится тем больше, чем дольше время, в течение которого впускной клапан 7 открыт во время поднятия поршня 4, т.е. чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана 7. Дополнительно, мощность обратного выдувания воздушно-топливной смеси внутрь впускного канала двигателя становится тем сильнее, чем быстрее скорость поднятия поршня 4 в то время, когда впускной клапан 7 закрывается, т.е. чем больше момент закрытия впускного клапана 7 относительно задерживается.

В частности, при выполнении цикла сверхвысокой степени сжатия во время работы двигателя при низкой нагрузке, как пояснено выше, момент закрытия впускного клапана 7 задерживается до предельного момента закрытия, где момент закрытия впускного клапана 7 не может быть использован для управления объемом всасываемого воздуха. По этой причине во время поднятия поршня 4 время, когда впускной клапан 7 открыт, является очень продолжительным. Следовательно, обратное выдувание воздушно-топливной смеси изнутри камеры 5 сгорания внутрь впускного канала двигателя становится очень большим и мощным.

Когда обратное выдувание воздушно-топливной смеси изнутри камеры 5 сгорания внутрь впускного канала двигателя является очень большим и сильным, так что, если степень открытия EGR-клапана 24 большая (или если объем EGR-газа, который подается во впускной газ, большой), изменения будут происходить между цилиндрами и между циклами в соотношении воздух-топливо, и изменения будут происходить между цилиндрами в сопротивлении впуску потока всасываемого воздуха, проходящего через впускной патрубок 11 и внутри впускного отверстия 8. Ниже будут пояснены причины со ссылкой на фиг.11.

Если обратное выдувание всасываемого газа изнутри камеры сгорания 5 внутрь впускного канала двигателя является большим и сильным, часть всасываемого газа будет выдуваться обратно в сглаживающий ресивер 12 (т.е. общую часть впускных патрубков 11). В этом случае часть всасываемого газа, который выдулся обратно в сглаживающий ресивер, будет всасываться не в исходный цилиндр, а, например, цилиндр, граничащий с исходным цилиндром, или цилиндр в середине такта впуска, когда всасываемый газ выдулся обратно в сглаживающий ресивер 12. Если ссылаться на пример, показанный на фиг.11, часть всасываемого газа, который возвращается через впускной патрубок 11a, который соединяется с конкретным цилиндром 5a, в сглаживающий ресивер 12, не будет протекать во впускной патрубок 11a, а будет протекать во впускной патрубок 11b, отличный от впускного патрубка 11a, и, в результате, будет всасываться в цилиндр 5b (цилиндр, соединенный с впускным патрубком 11b), отличный от исходного цилиндра 5a.

Т.е., если степень открытия EGR-клапана 24 является большой, всасываемый газ, который выдулся обратно в сглаживающий ресивер 12, будет содержать большой объем EGR-газа. По этой причине, если часть всасываемого газа, который выдулся обратно через впускной патрубок 11a в сглаживающий ресивер 12, всасывается в цилиндр 5b, который отличается от исходного цилиндра 5a, объем EGR-газа во всасываемом газе, который всасывается в цилиндр 5b, будет увеличиваться, в то время как объем EGR-газа во всасываемом газе, который всасывается в исходный цилиндр 5a, будет уменьшаться.

Если всасываемый газ, который выдулся обратно в сглаживающий ресивер 12, перемещается между цилиндрами равномерно между всеми цилиндрами, то объем всасываемого газа, который перемещается от одного цилиндра к другому цилиндру, станет идентичным объему всасываемого газа, который перемещается от другого цилиндра к этому цилиндру, таким образом, как результат, объемы EGR-газа, которые в конце концов всасываются, станут одинаковыми во всех цилиндрах. Однако в действительности, в зависимости от формы сглаживающего ресивера 12, потока всасываемого газа внутри сглаживающего ресивера 12, порядка тактов впуска и т.д., существуют цилиндры, которые всасывают большой объем всасываемого воздуха, который выдулся обратно из другого цилиндра в сглаживающий ресивер 12, и цилиндры, которые всасывают небольшой объем. В цилиндрах, которые всасывают большой объем всасываемого газа, который выдулся обратно из другого цилиндра в сглаживающий ресивер 12, объем EGR-газа во впускном газе становится больше, и, следовательно, воздуха становится меньше. С другой стороны, в цилиндрах, которые всасывают небольшой объем всасываемого газа, который выдулся обратно из другого цилиндра в сглаживающий ресивер 12, объем EGR-газа во всасываемом газе становится меньше, и, следовательно, воздуха становится больше. Если изменение происходит в объемах воздуха, которые всасываются в камеры сгорания между цилиндрами таким образом, то как результат, будет происходить варьирование в соотношении воздух-топливо между цилиндрами.

Дополнительно, в цилиндре, который всасывает большой объем всасываемого воздуха, который выдулся обратно из другого цилиндра в сглаживающий ресивер 12, по сравнению с другими цилиндрами, объем EGR-газа, который проходит через внутренность впускного патрубка 11 и впускное отверстие 8, становится больше, и, как результат, отложения легко налипают на боковые поверхности впускного патрубка 11 и впускного отверстия 8. Наоборот, в цилиндре, который всасывает небольшой объем всасываемого воздуха, который выдулся обратно из другого цилиндра в сглаживающий ресивер 12, по сравнению с другими цилиндрами, объем EGR-газа, который проходит через внутренность впускного патрубка 11 и впускное отверстие 8, становится меньше, и, как результат, отложениям трудно налипать на боковые поверхности впускного патрубка 11 и впускного отверстия 8. По этой причине возникают варьирования между цилиндрами в количестве отложений, которые налипают на боковые поверхности впускного патрубка 11 и впускного отверстия 8, и, как результат, возникают варьирования между цилиндрами в сопротивляемости впуску потока всасываемого газа, проходящего через внутренности впускного патрубка 11 и впускного отверстия 8.

Если возникают варьирования в соотношении состава воздушно-топливной смеси двигателя между цилиндрами и между циклами, или если возникают варьирования между цилиндрами в сопротивляемости впуску, таким образом, может возникать ухудшение сгорания воздушно-топливной смеси и ухудшение КПД топлива.

Следовательно, в первом варианте осуществления настоящего изобретения, чтобы пресекать варьирование между цилиндрами и циклами в соотношении состава воздушно-топливной смеси двигателя во время введения EGR-газа, объем EGR-газа уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения.

На фиг.12 показано соотношение между моментом закрытия впускного клапана 7 и степенью открытия EGR-клапана 24. Как показано на фиг.12, в условиях одинаковой скорости вращения двигателя и нагрузки на двигатель степень открытия EGR-клапана 24 задается меньшей, когда момент закрытия впускного клапана 7 находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения. В частности, как показано на фиг.12, в области на стороне запаздывания от конкретного момента VCX закрытия, когда момент закрытия впускного клапана 7 задерживается, степень открытия EGR-клапана 24 задается меньшей.

В условиях одинаковой скорости вращения двигателя и нагрузки на двигатель, чем меньше степень открытия EGR-клапана 24, тем больше уменьшается объем EGR-газа, таким образом, в настоящем варианте осуществления, когда момент закрытия впускного клапана 7 задерживается, объем EGR-газа уменьшается.

В ситуации, когда всасываемый газ выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, при уменьшении объема EGR-газа объем EGR-газа, который включается во всасываемый газ, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, уменьшается. В настоящем варианте осуществления, поскольку момент закрытия впускного клапана 7 задерживается, т.е. поскольку объем всасываемого газа, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, увеличивается, объем EGR-газа уменьшается, и, в результате, объем EGR-газа, который включается во всасываемый газ, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, уменьшается. Если объем EGR-газа, который включается во всасываемый газ, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, уменьшается таким образом, даже если всасываемый газ, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, перемещается между цилиндрами, объем EGR-газа, который перемещается между цилиндрами, становится очень небольшим, и, следовательно, варьирования, которые возникают между цилиндрами в объеме воздуха, который всасывается в камеру 5 сгорания, могут быть пресечены, и варьирования, которые возникают между цилиндрами в количестве отложений, которые налипают на боковые стенки впускного отверстия 8 и впускного патрубка 11, могут быть пресечены.

Отметим, что вышеуказанный конкретный момент VCX закрытия управляется так, что, когда момент закрытия впускного клапана 7 находится в области со стороны опережения от этого конкретного момента VCX закрытия, даже если всасываемый газ выдувается обратно из камеры 5 сгорания, всасываемый газ не будет выдуваться назад в сглаживающий ресивер 12. Дополнительно, степень открытия EGR-клапана 24 задается тем меньше, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана 7, так что объем EGR-газа, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, становится определенным объемом или меньшим.

Далее, обращаясь к фиг.13A и фиг.13B, будет пояснен конкретный способ вычисления целевой степени открытия EGR-клапана 24. Фиг.13A и фиг.13B - это виды, показывающие различные соответствия, которые используются для вычисления целевой степени открытия EGR-клапана 24, при этом фиг.13A показывает соотношение между скоростью вращения двигателя и нагрузкой на двигатель и степенью открытия EGR-клапана 24, а фиг.13B показывает соотношение между моментом закрытия впускного клапана 7 и поправочным коэффициентом момента закрытия. Дополнительно, на фиг.13A линии с "a" по "d" показывают соотношения скорости вращения двигателя и нагрузки на двигатель с одной и той же целевой степенью открытия EGR-клапана 24. Целевая степень открытия EGR-клапана 24 задается большей в порядке линий "a", "b", "c" и "d".

При вычислении целевой степени открытия EGR-клапана 24 сначала целевая степень открытия EGR-клапана 24 вычисляется на основе нагрузки на двигатель и скорости вращения двигателя. Здесь, целевая степень открытия EGR-клапана 24, в целом, как показано на фиг.13A, задается тем больше, чем выше нагрузка на двигатель и чем выше скорость вращения двигателя. Однако когда нагрузка на двигатель, по существу, равна 0, и когда нагрузка на двигатель, по существу, максимальна (полная нагрузка), целевая степень открытия EGR-клапана задается равной 0. В этом варианте осуществления также, аналогичным образом целевая степень открытия EGR-клапана 24 вычисляется на основе нагрузки на двигатель и скорости вращения двигателя с помощью соответствия, такого как показано на фиг.13A.

Далее в настоящем варианте осуществления, целевая степень открытия EGR-клапана 24, которая была вычислена с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.13A, корректируется в соответствии с моментом закрытия впускного клапана 7. При корректировке целевой степени открытия EGR-клапана 24 поправочный коэффициент момента закрытия вычисляется на основе соответствия, показанного на фиг.13B, в зависимости от момента закрытия впускного клапана 7.

Как будет понятно из фиг.13B, поправочный коэффициент момента закрытия является коэффициентом, который равен "1", когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне опережения, и который становится тем меньше, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана 7. Поправочный коэффициент момента закрытия, который вычисляется таким образом, умножается на целевую степень открытия EGR-клапана 24, которая была вычислена с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.13A, так что вычисляется конечная целевая степень открытия EGR-клапана 24. Отметим, что в вышеописанном варианте осуществления соответствие, показанное на фиг.13A, показывающее соотношение между нагрузкой на двигатель и скоростью вращения двигателя и степенью открытия EGR-клапана 24, и соответствие, показывающее соотношение между моментом закрытия впускного клапана 7 и поправочным коэффициентом момента закрытия, используются, чтобы вычислять конечную целевую степень открытия EGR-клапана 24. Однако, например, как показано на фиг.14, также возможно вычислять конечную целевую степень открытия EGR-клапана с помощью соответствия, показывающего, для каждого момента закрытия впускного клапана 7, соотношение между нагрузкой на двигатель и скоростью вращения двигателя и целевой степенью открытия EGR-клапана 24. Заметим, что на фиг.14 сплошная линия показывает целевую степень открытия EGR-клапана 24, когда момент закрытия впускного клапана 7 находится на стороне опережения (например, 90°BDC), прерывистая линия показывает целевую степень открытия EGR-клапана 24, когда момент закрытия впускного клапана 7 является средней степенью момента (например, 60°BDC), а пунктирная линия показывает целевую степень открытия EGR-клапана 24, когда момент закрытия впускного клапана 7 находится на стороне запаздывания (например, 30°BDC).

На фиг.15 представлена блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана в настоящем варианте осуществления. Как показано на фиг.15, сначала, на этапе S11, оценивается, выдерживается ли условие для выполнения EGR-управления. В качестве случаев, где условие EGR-управления не выдерживаются, например, может быть упомянут случай сразу после запуска двигателя внутреннего сгорания, или когда величина изменения степени открытия дроссельной заслонки 17 является отрицательной (во время торможения). Когда оценивается на этапе S11, что условие для выполнения EGR-управления не выдерживается, программа переходит к этапу S12, где EGR запрещается.

С другой стороны, когда оценивается на этапе S11, что условие для выполнения EGR-управления выдерживается, программа переходит к этапу S13. На этапе S13 предварительная целевая степень tegr открытия EGR-клапана вычисляется на основе нагрузки KL на двигатель и скорости NE двигателя с помощью соответствия, показанного на фиг.13A. Далее, на этапе S14, оценивается, является ли предварительная целевая степень tegr открытия EGR-клапана полностью открытой. Когда оценивается, что предварительная целевая степень tegr открытия EGR-клапана является полностью открытой, программа переходит к этапу S15, где конечная целевая степень TEGR открытия EGR-клапана задается той же степенью открытия, что и предварительная целевая степень tegr открытия EGR-клапана, т.е. полностью открытой, и степень открытия EGR-клапана 24 управляется на основе конечной целевой степени TEGR открытия EGR-клапана. Следовательно, в соответствии, показанном на фиг.13A, в области, где целевая степень открытия EGR-клапана 24 задается полностью открытой, степень открытия EGR-клапана 24 никогда не корректируется в соответствии с моментом закрытия впускного клапана 7.

С другой стороны, когда на этапе S14 оценивается, что предварительная степень tegr открытия EGR-клапана не является полностью открытой, программа переходит к этапу S16. На этапе S16 поправочный коэффициент kivc момента закрытия вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана 7 с помощью соответствия, показанного на фиг.13B. Далее, на этапе S17, значение предварительной целевой степени tegr открытия EGR-клапана, которое было вычислено на этапе S13, умноженное на поправочный коэффициент kivc момента закрытия, который был вычислен на этапе S16, задается конечной целевой степенью TEGR открытия EGR-клапана. Степень открытия EGR-клапана 24 управляется на основе этой конечной целевой степени TEGR открытия EGR-клапана.

Далее будет пояснен второй вариант осуществления настоящего изобретения. Конфигурация двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа второго варианта осуществления в основном такая же, что и конфигурация двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа первого варианта осуществления. Однако в первом варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 изменялась в соответствии только с моментом закрытия впускного клапана 7, в то время как во втором варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 изменяется в соответствии не только с моментом закрытия впускного клапана 7, но также в соответствии со скоростью вращения двигателя, нагрузкой на двигатель и свойствами топлива. Ниже, обращаясь к фиг.16 и фиг.17A-17C, изменение степени открытия EGR-клапана в соответствии со скоростью вращения двигателя, нагрузкой на двигатель и свойствами топлива будет пояснено.

Фиг.16 - это вид, аналогичный виду на фиг.12. Сплошная линия A на чертеже показывает соотношение между моментом закрытия впускного клапана и степенью открытия EGR-клапана в случае, когда скорость вращения двигателя является низкой, и нагрузка на двигатель является низкой, прерывистая линия B показывает соотношение в случае, когда скорость вращения двигателя высокая, а нагрузка на двигатель - низкая, штрихпунктирная линия C с одной точкой показывает соотношение в случае, когда скорость вращения двигателя низкая, а нагрузка на двигатель - высокая, а штрихпунктирная линия D с двумя точками показывает соотношение в случае, когда концентрация этанола в топливе высокая.

Как будет понятно из фиг.16, в настоящем варианте осуществления, тем же образом, что и в первом варианте осуществления, в частности, в области на стороне запаздывания от конкретного момента VCX закрытия, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана 7, тем меньшей задается степень открытия EGR-клапана 24. Кроме того, в настоящем варианте осуществления, когда скорость вращения двигателя высокая (прерывистая линия B на чертеже) по сравнению с тем, когда скорость вращения двигателя низкая (сплошная линия A на чертеже), предельный диапазон уменьшения степени открытия EGR-клапана 24 (величина уменьшения степени открытия EGR-клапана 24) задается меньшим.

Т.е., как показано на фиг.16, в области со стороны запаздывания от конкретного момента VCX закрытия, чем больше задерживается момент закрытия впускного клапана 7, тем больше величина уменьшения M степени открытия EGR-клапана 24, но в настоящем варианте осуществления величина уменьшения M степени открытия EGR-клапана 24 задается тем меньше, чем выше скорость вращения двигателя. В частности, величина уменьшения M степени открытия EGR-клапана 24, которая была вычислена на основе момента закрытия впускного клапана 7, умножается на поправочный коэффициент скорости, такой как показанный на фиг.17A, таким образом, величина уменьшения N конечной степени открытия EGR-клапана 24 вычисляется, и, следовательно, вычисляется конечная целевая степень открытия EGR-клапана.

Впускное отверстие 8, впускной клапан 7, поршень 4 и т.д. имеют формы, способствующие протеканию всасываемого газа из впускного канала двигателя внутрь камеры 5 сгорания. С другой стороны они не имеют формы, способствующие протеканию всасываемого газа из камеры 5 сгорания внутрь впускного канала двигателя. По этой причине сопротивление потока, когда всасываемый газ вытекает из камеры 5 сгорания внутрь впускного канала двигателя, больше, чем сопротивление потока, когда всасываемый газ втекает из впускного канала двигателя внутрь камеры 5 сгорания. Разница между сопротивлением потока во время этого втекания всасываемого газа и сопротивлением потока во время вытекания всасываемого газа является тем большей, чем выше скорость потока всасываемого газа, т.е. чем выше скорость вращения двигателя. Следовательно, чем выше скорость вращения двигателя, тем труднее всасываемому газу внутри камеры 5 сгорания вытекать во впускной канал двигателя, и труднее всасываемому газу, который уже поступил в камеру 5 сгорания, выдуваться назад изнутри камеры 5 сгорания во впускной канал двигателя. Другими словами, чем выше скорость вращения двигателя, тем меньше влияние задержки момента закрытия впускного клапана 7 на обратное выдувание всасываемого газа.

В настоящем варианте осуществления, когда скорость вращения двигателя становится выше, величина уменьшения степени открытия EGR-клапана 24 задается меньшей, т.е. степень открытия EGR-клапана 24 задается большей. В вышеупомянутом способе, чем выше скорость вращения двигателя, тем труднее происходить обратному выдуванию всасываемого газа, таким образом, даже если степень открытия EGR-клапана 24 задается большей, и объем EGR-газа, который подается во впускной канал двигателя, увеличивается, варьирование в объеме EGR-газа между цилиндрами пресекается. Кроме того, степень открытия EGR-клапана 24 задается большей, таким образом, объем EGR-газа, который подается в камеру 5 сгорания, может быть увеличен.

Дополнительно, в настоящем варианте осуществления, предельный диапазон, на который степень открытия EGR-клапана 24 уменьшается, задается меньшим, когда нагрузка на двигатель высокая (штрихпунктирная линия C с одной точкой на чертеже), по сравнению с тем, когда нагрузка на двигатель низкая (сплошная линия A на чертеже). Т.е. в настоящем варианте осуществления величина уменьшения M степени открытия EGR-клапана 24 задается тем меньше, чем выше становится нагрузка на двигатель. В частности, величина уменьшения степени открытия EGR-клапана 24, которая вычислена на основе момента закрытия впускного клапана 7, умножается на поправочный коэффициент нагрузки, такой как показанный на фиг.17B, таким образом, величина уменьшения конечной степени открытия EGR-клапана 24 вычисляется, и, следовательно, вычисляется конечная целевая степень открытия EGR-клапана.

Здесь, в целом, чем ниже нагрузка на двигатель, тем больше падает температура сгорания. Дополнительно, чем ниже нагрузка на двигатель, тем выше показатель остаточного газа в камере 5 сгорания. Т.е. пока механическая степень сжатии является постоянной, объем камеры сгорания в верхней мертвой точке выпуска не будет изменяться в соответствии с нагрузкой на двигатель, и, следовательно, объем несгоревшего остаточного газа в камере 5 сгорания будет, по существу, постоянным, несмотря на нагрузку на двигатель. С другой стороны, если нагрузка на двигатель становится ниже, объем всасываемого газа, который подается в камеру 5 сгорания, станет меньшим. По этой причине соотношение остаточного газа во всасываемом газе в камере 5 сгорания во время закрытия впускного клапана 7 становится тем выше, чем ниже нагрузка на двигатель. Таким образом, чем ниже нагрузка на двигатель, тем больше падает температура сгорания, и больше повышается содержание остаточного газа, таким образом, чем ниже нагрузка на двигатель, тем труднее становится воздушно-топливной смеси в камере 5 сгорания сгорать и легче возникает пропуск зажигания. Следовательно, чем ниже нагрузка на двигатель, тем выше восприимчивость к воздействиям изменений между цилиндрами и между циклами в соотношении компонентов воздушно-топливной смеси двигателя, возникающих вследствие обратного выдувания всасываемого газа.

В настоящем варианте осуществления, когда нагрузка на двигатель становится выше, величина уменьшения степени открытия EGR-клапана 24 задается меньшей, т.е. степень открытия EGR-клапана 24 задается большей. В вышеупомянутом способе, чем выше нагрузка на двигатель, тем больше повышается температура сгорания, и ниже становится содержание остаточного газа в камере 5 сгорания, таким образом, даже при увеличении степени открытия EGR-клапана 24, чтобы увеличивать объем EGR-газа, который подается во впускной канал двигателя, возможно стабильно сжигать воздушно-топливную смесь.

Кроме того, в настоящем варианте осуществления, когда концентрация этанола в топливе, которое подается в камеру 5 сгорания, является высокой (штрихпунктирная линия "D" с двумя точками на чертеже) по сравнению с тем, когда концентрация этанола низкая (сплошная линия A на чертеже), предельный диапазон уменьшения степени открытия EGR-клапана 24 задается меньшим. Т.е. в настоящем варианте осуществления величина уменьшения M степени открытия EGR-клапана 24 задается тем меньше, чем выше концентрация этанола в топливе. В частности, величина уменьшения M степени открытия EGR-клапана 24, которая вычислена на основе момента закрытия впускного клапана 7, умножается на поправочный коэффициент свойств топлива, такой как показанный на фиг.17C, таким образом, величина уменьшения конечной степени открытия EGR-клапана 24 вычисляется, и, следовательно, вычисляется конечная целевая степень открытия EGR-клапана.

При использовании этанола в качестве топлива, после того как двигатель внутреннего сгорания прогрелся, сгорание происходит легче, чем с бензином. Следовательно, чем выше концентрация этанола в топливе, тем легче происходит сгорание воздушно-топливной смеси, которая подается в камеру 5 сгорания. Следовательно, чем выше концентрация этанола в топливе, тем выше сопротивление воздействиям изменений между цилиндрами и между циклами в соотношении компонентов воздушно-топливной смеси двигателя, происходящих вследствие обратного выдувания всасываемого воздуха.

В настоящем варианте осуществления, когда концентрация этанола в топливе становится выше, величина уменьшения степени открытия EGR-клапана 24 задается меньшей, т.е. степень открытия EGR-клапана 24 задается большей. В вышеупомянутом способе, чем выше концентрация этанола в топливе, тем легче становится воздушно-топливной смеси сгорать, таким образом, даже при увеличении степени открытия EGR-клапана 24, и увеличении объема EGR-газа, который подается во впускной канал двигателя, возможно стабильно выполнять сжигание воздушно-топливной смеси.

На фиг.18 представлена блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана во втором варианте осуществления. Этапы S21-S25 на фиг.18 аналогичны этапам S11-S15 на фиг.15, таким образом, пояснения будут пропущены.

Когда на этапе S24 оценивается, что предварительная целевая степень tegr открытия EGR-клапана не полностью открытая, программа переходит к этапу S26. На этапе S26 поправочный коэффициент kivc момента закрытия вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана 24 и с помощью соответствия, показанного на фиг.13B. Дополнительно, поправочный коэффициент kne скорости вычисляется на основе скорости вращения двигателя и с помощью соответствия, показанного на фиг.17A. Дополнительно, поправочный коэффициент kkl нагрузки вычисляется на основе нагрузки на двигатель и с помощью соответствия, показанного на фиг.17B. Кроме того, поправочный коэффициент kfl свойств топлива вычисляется на основе концентрации этанола в топливе и с помощью соответствия, показанного на фиг.17C.

Далее, на этапе S27, величина предварительной целевой степени tegr открытия EGR-клапана, которая была вычислена на этапе S23, умноженная на поправочный коэффициент kive момента закрытия, поправочный коэффициент kne скорости, поправочный коэффициент kkl нагрузки и поправочный коэффициент kfl свойств топлива, которые были вычислены на этапе S26, задается конечной целевой степенью TEGR открытия EGR-клапана. На основе конечной целевой степени TEGR открытия EGR-клапана управляется степень открытия EGR-клапана 24.

Далее будет пояснен третий вариант осуществления настоящего изобретения. Конфигурация двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа третьего варианта осуществления в основном такая же, что и конфигурация двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа второго варианта осуществления. Однако во втором варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 изменялась безотносительно температуры охлаждающей жидкости двигателя, в то время как в третьем варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 изменяется с учетом температуры охлаждающей жидкости двигателя. Ниже, изменение степени открытия EGR-клапана с учетом температуры охлаждающей жидкости двигателя, будет пояснено, ссылаясь на фиг.19A и фиг.19B.

В этом отношении, чем ниже температура охлаждающей жидкости двигателя, т.е. чем ниже температура двигателя внутреннего сгорания, тем больше ухудшается сгорание воздушно-топливной смеси в камере 5 сгорания. С другой стороны, чем ниже доля EGR (концентрация EGR-газа во всасываемом газе), тем устойчивее сгорание воздушно-топливной смеси в камере 5 сгорания. По этой причине, в целом, чтобы поддерживать хорошее сгорание воздушно-топливной смеси в камере 5 сгорания, чем ниже температура охлаждающей жидкости двигателя, тем меньшей задается степень открытия EGR-клапана 24.

Дополнительно, как пояснено выше, вследствие обратного выдувания всасываемого газа, содержащего EGR-газ, возникают изменения между цилиндрами в соотношении компонентов воздушно-топливной смеси двигателя, и происходит ухудшение сгорания воздушно-топливной смеси. Следовательно, в вышеописанном первом варианте осуществления и втором варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 устанавливается в соответствии с моментом закрытия впускного клапана 7 и т.д., чтобы пресекать ухудшение сгорания воздушно-топливной смеси.

Здесь, ухудшение сгорания воздушно-топливной смеси, сопровождающее обратное выдувание всасываемого газа, содержащего EGR-газ, нечувствительно к воздействиям температуры охлаждающей жидкости двигателя. Наоборот, ухудшение сгорания воздушно-топливной смеси, сопровождающее падение температуры охлаждающей жидкости двигателя, нечувствительно к воздействиям объема всасываемого газа, который выдувается обратно.

Следовательно, в настоящем варианте осуществления, тем же образом, что и в вышеупомянутом первом варианте осуществления или втором варианте осуществления, целевая степень открытия EGR-клапана 24 вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана 7, скорости вращения двигателя, нагрузки на двигатель и свойств топлива. Помимо этого, целевая степень открытия EGR-клапана 24 вычисляется на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя, и степень открытия EGR-клапана 24 управляется до меньшей целевой степени открытия среди этих вычисленных целевых степеней открытия EGR-клапана 24.

Далее, обращаясь к фиг.19A, будет пояснен конкретный способ вычисления целевой степени открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя. Фиг.19A показывает соотношение между температурой охлаждающей жидкости двигателя и поправочным коэффициентом температуры жидкости.

При вычислении целевой степени открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя сначала целевая степень открытия EGR-клапана 24 вычисляется на основе нагрузки на двигатель и скорости вращения двигателя с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.13A. Далее, в настоящем варианте осуществления, целевая степень открытия EGR-клапана 24, которая вычисляется таким образом, корректируется в соответствии с температурой охлаждающей жидкости двигателя. При корректировке степени открытия EGR-клапана 24 поправочный коэффициент температуры жидкости вычисляется в соответствии с температурой охлаждающей жидкости двигателя на основе соответствия, показанного на фиг.19A. Как будет понятно из фиг.19A, поправочный коэффициент температуры жидкости - это коэффициент, который равен "1", когда температура охлаждающей жидкости двигателя является высокой, и который становится меньше, когда температура охлаждающей жидкости становится ниже. Посредством умножения поправочного коэффициента температуры жидкости, который вычислен таким образом, на целевую степень открытия EGR-клапана 24, которая была вычислена с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.13A, вычисляется целевая степень открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

Заметим, что в вышеописанном варианте осуществления соответствие, показанное на фиг.13A, и соответствие, показанное на фиг.19A, используются, чтобы вычислять целевую степень открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя. Однако, например, как показано на фиг.19B, также возможно использовать соответствие, показывающее соотношение между нагрузкой на двигатель и скоростью вращения двигателя и степенью открытия EGR-клапана 24 для каждой температуры охлаждающей жидкости двигателя с тем, чтобы вычислять целевую степень открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя. Заметим, что на фиг.19B сплошная линия показывает целевую степень открытия EGR-клапана 24, когда температура охлаждающей жидкости двигателя высокая (например, 80°C или более), прерывистая линия показывает целевую степень открытия, когда температура охлаждающей жидкости двигателя имеет среднюю величину (например, 50°C), и штрихпунктирная линия показывает целевую степень открытия, когда температура охлаждающей жидкости двигателя низкая (например, 30°C).

В настоящем варианте осуществления целевая степень открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя, которая вычисляется таким образом, и целевая степень открытия EGR-клапана 24, которая была вычислена, как показано в вышеописанном первом варианте осуществления или втором варианте осуществления, сравниваются, и степень открытия EGR-клапана 24 управляется до меньшей из этих целевых степеней открытия EGR-клапана 24.

В результате, возможно поддерживать долю EGR настолько высокой, насколько возможно, в то же время пресекая ухудшение сгорания воздушно-топливной смеси с точки зрения обратного выдувания всасываемого газа и с точки зрения температуры охлаждающей жидкости двигателя.

Фиг.20 - это блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для управления степенью открытия EGR-клапана в третьем варианте осуществления. Этапы S31-S36 на фиг.20 аналогичны этапам S21-S26 на фиг.18, таким образом, пояснения будут пропущены.

На этапе S37 значение предварительной целевой степени tegr открытия EGR-клапана, которое было вычислено на этапе S33, умноженное на поправочный коэффициент kive открытия клапана, поправочный коэффициент kne скорости, поправочный коэффициент kkl нагрузки и поправочный коэффициент kfl свойств топлива, которые были вычислены на этапе S36, задается первой целевой степенью TEGR1 открытия EGR-клапана.

Далее, на этапе S38, поправочный коэффициент kwt температуры жидкости вычисляется на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя с помощью соответствия, показанного на фиг.19A. Далее, на этапе S39, значение предварительной степени tegr открытия EGR-клапана, которое было вычислено на этапе S33, умноженное на поправочный коэффициент kwt температуры жидкости, который был вычислен на этапе S38, задается второй целевой степенью TEGR2 открытия EGR-клапана.

На этапе S40 оценивается, является ли первая целевая степень TEGR1 открытия EGR-клапана, которая была вычислена на этапе S37, второй целевой степенью TEGR2 открытия EGR-клапана или меньшей. Когда оценивается, что TEGR1 равна TEGR2 или меньше, программа переходит к этапу S41, где первая целевая степень TEGR1 открытия EGR-клапана задается конечной целевой степенью TEGR открытия EGR-клапана. С другой стороны, когда оценивается, что TEGR2 больше, чем TEGR1, программа переходит к этапу S42, где вторая целевая степень TEGR2 открытия EGR-клапана задается конечной целевой степенью открытия EGR-клапана. Т.е. на этапах S40-S42 конечная целевая степень открытия EGR-клапана задается меньшим значением из первой целевой степени TEGR1 открытия EGR-клапана и второй целевой степени TEGR2 открытия EGR-клапана. После этого степень открытия EGR-клапана 24 управляется так, чтобы давать конечную целевую степень TEGR открытия EGR-клапана.

Заметим, что в вышеописанном третьем варианте осуществления целевая степень открытия EGR-клапана 24 на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя и целевая степень открытия EGR-клапана 24, которая вычисляется, как показано в вышеописанном первом варианте осуществления или втором варианте осуществления, вычисляются отдельно. Однако, например, также возможно корректировать целевую степень открытия EGR-клапана 24, которая была вычислена на основе момента закрытия впускного клапана 7 и т.д., на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

Далее будет пояснен четвертый вариант осуществления настоящего изобретения. Конфигурация двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа четвертого варианта осуществления в основном такая же, что и конфигурации двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа с первого по третий варианты осуществления. Однако в вариантах осуществления с первого по третий степень открытия EGR-клапана 24 управляется в соответствии с моментом закрытия впускного клапана 7, в то время как в четвертом варианте осуществления момент закрытия впускного клапана 7 управляется в соответствии со степенью открытия EGR-клапана 24 (или долей EGR).

В этом отношении оптимальное значение степени открытия EGR-клапана 24 определяется в соответствии со скоростью вращения двигателя и нагрузкой на двигатель, как показано на фиг.13A, с точки зрения уменьшения HC, CO и NOx в выхлопном газе, который выпускается из камеры 5 сгорания, и с точки зрения улучшения КПД топлива. Т.е. оптимальное значение объема EGR-газа, который должен быть подан, определяется в соответствии со скоростью вращения двигателя и нагрузкой на двигатель. Однако, как упомянуто выше, при подаче большого объема EGR-газа в состоянии, где обратное выдувание всасываемого воздуха является большим, будет возникать ухудшение состояния сгорания. Следовательно, в вышеупомянутых с первого по третий вариантах осуществления, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, степень открытия EGR-клапана 24 задается меньшей, объем EGR-газа, который подается, уменьшается, с тем чтобы пресекать ухудшение состояния сгорания.

С другой стороны, вышеупомянутое такое ухудшение состояния сгорания может управляться, без уменьшения объема подаваемого EGR-газа, посредством снижения объема обратно выдуваемого всасываемого газа. Следовательно, в настоящем варианте осуществления, когда объем EGR-газа, который должен быть подан, является большим, для того, чтобы пресекать ухудшение сгорания, сопровождающегося обратным выдуванием всасываемого газа, защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана изменяется к моменту на стороне опережения.

Фиг.21 является видом, показывающим соотношение между объемом EGR-газа, который подается во всасываемый газ в настоящем варианте осуществления, и защитным моментом запаздывания закрытия впускного клапана. Здесь, "защитный момент запаздывания" является предельным значением момента закрытия впускного клапана 7 со стороны запаздывания. Соответственно, диапазон, в котором момент закрытия впускного клапана 7 может быть изменен, ограничивается в сторону опережения от защитного момента запаздывания. В области с небольшим объемом EGR-газа защитный момент запаздывания задается предельным моментом закрытия.

Как будет понятно из фиг.21, в настоящем варианте осуществления, чем выше объем EGR-газа, тем больше в сторону опережения устанавливается защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана. Более подробно, защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана сдвигается в сторону опережения, когда объем EGR-газа увеличивается, так что объем EGR-газа, который выдувается обратно в сглаживающий ресивер 12, сохраняется в определенном объеме или меньшем.

Устанавливая защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана таким способом, в области работы двигателя при низкой нагрузке, где момент закрытия впускного клапана 7 задается предельным моментом закрытия, когда момент закрытия впускного клапана не защищается, момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, когда объем EGR-газа является большим по сравнению с тем, когда он является небольшим.

Фиг.22 показывает изменения в моменте закрытия впускного клапана 7, механической степени сжатия и фактической степени сжатия в соответствии с нагрузкой на двигатель в области, где нагрузка на двигатель относительно низкая. На фиг.22 сплошная линия A показывает изменения в случае, когда объем EGR-газа является большим, прерывистая линия B показывает изменения в случае, когда объем EGR-газа является небольшим, а штрихпунктирная линия C показывает изменения в случае, когда объем EGR-газа нулевой.

Как показано на фиг.22, когда объем EGR-газа является большим, защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана устанавливается в сторону опережения. По этой причине момент закрытия впускного клапана не задается моментом на стороне запаздывания от защитного момента запаздывания. В результате, как показано на фиг.13 сплошной линией A, он устанавливается в момент на стороне опережения от случая, когда объем EGR-газа равен нулю (штрихпунктирная линия C на фиг.13).

Таким образом, в области работы двигателя при низкой нагрузке, если момент закрытия впускного клапана 7 устанавливается в момент на стороне опережения от случая, где объем EGR-газа равен нулю, механическая степень сжатия задается меньше в соответствии с величиной опережения. В результате, фактическая степень сжатия задается, по существу, такой же, что и в случае, когда объем EGR-газа равен нулю. Говоря наоборот, механическая степень сжатия задается меньше в соответствии с величиной опережения момента закрытия впускного клапана, так что, даже когда объем EGR-газа является большим, фактическая степень сжатия становится такой же, что и в случае, когда объем EGR-газа равен нулю.

Дополнительно, если объем EGR-газа становится меньше, как показано на фиг.21, защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана изменяется в сторону запаздывания. По этой причине, когда объем EGR-газа мал, момент закрытия впускного клапана 7, как показано на фиг.22 прерывистой линией B, задается моментом на стороне запаздывания от случая, где объем EGR-газа является большим (сплошная линия A на чертеже).

Заметим, что в настоящем варианте осуществления степень открытия дроссельной заслонки 17 управляется тем же образом, что и в случае, когда объем EGR-газа равен нулю.

Таким образом, в настоящем варианте осуществления, когда объем EGR-газа является большим, момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, поэтому, объем обратно выдуваемого всасываемого газа уменьшается. Следовательно, возможно пресекать ухудшение сгорания, сопровождающегося обратным выдуванием всасываемого газа.

Заметим, что, как пояснено выше, чем выше нагрузка на двигатель, тем больше уменьшается доля остаточного газа, таким образом, сгоранию становится труднее ухудшаться. Дополнительно, чем выше скорость вращения двигателя, тем больше сопротивление потока обратно выдуваемого всасываемого газа, и труднее всасываемому газу выдуваться обратно. Кроме того, чем выше концентрация этанола в топливе, тем легче воздушно-топливной смеси сгорать. По этой причине в настоящем варианте осуществления также возможно сделать так, что чем выше нагрузка на двигатель, выше скорость вращения двигателя и выше концентрация этанола в топливе, тем больше уменьшается величина опережения защитного момента закрытия впускного клапана.

Устанавливая защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана таким способом, в области работы двигателя при низкой нагрузке, где момент закрытия впускного клапана 7 задается предельным моментом закрытия, когда момент закрытия впускного клапана 7 не защищается, момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, когда скорость вращения двигателя низкая, по сравнению с тем, когда она высокая. Аналогичным образом, в области работы двигателя при низкой нагрузке момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, когда нагрузка на двигатель низкая, по сравнению с тем, когда она высокая. Кроме того, в области работы двигателя при низкой нагрузке момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, когда концентрация этанола в топливе низкая, по сравнению с тем, когда она высокая.

На фиг.23 представлена блок-схема последовательности операций, показывающая управляющую программу для оперативного управления в настоящем варианте осуществления. Как показано на фиг.23, сначала, на этапе S51, целевая механическая степень tem сжатия и целевой момент tivc закрытия впускного клапана 7 вычисляются на основе нагрузки KL на двигатель и скорости NE вращения двигателя с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.9. Далее, на этапе S52, оценивается, выдерживается ли условие для выполнения EGR-управления. Когда оценивается, что условие для выполнения EGR-управления не выдерживается, программа переходит к этапу S53, где EGR запрещается. Далее, на этапе S59, механизм A переменной степени сжатия управляется так, что механическая степень сжатия становится механической степенью em сжатия, которая была вычислена на этапе S51, и механизм B регулирования фаз газораспределения управляется так, что момент закрытия впускного клапана 7 становится целевым моментом tivc закрытия впускного клапана, который был вычислен на этапе S51.

С другой стороны, когда на этапе S52 оценивается, что условие для выполнения EGR-управления выдерживается, программа переходит к этапу S54. На этапе S54 степень tegr открытия EGR-клапана вычисляется на основе нагрузки KL на двигатель и скорости NE вращения двигателя с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.13A. Далее, на этапе S55, защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана givc вычисляется на основе степени tegr открытия EGR-клапана, который был вычислен на этапе S54 с помощью соответствия, такого как показанное на фиг.21. На этапе S56 оценивается, находится ли целевой момент tivc закрытия впускного клапана 7, который был вычислен на этапе S51, на стороне запаздывания от защитного момента запаздывания закрытия впускного клапана givc, который был вычислен на этапе S55.

Когда на этапе S56 оценивается, что целевой момент tivc закрытия впускного клапана 7 является таким же моментом или находится на стороне опережения от защитного момента запаздывания закрытия впускного клапана givc, этапы S57 и S58 пропускаются. С другой стороны, когда на этапе S56 оценивается, что целевой момент tivc закрытия впускного клапана 7 находится на стороне запаздывания от защитного момента запаздывания закрытия впускного клапана givc, программа переходит к этапу S57. На этапе S57 целевой момент tivc закрытия задается защитным моментом запаздывания закрытия впускного клапана givc, затем программа переходит к этапу S58. На этапе S58 на основе целевого момента tivc закрытия, который был вычислен на этапе S57, целевая механическая степень tsm сжатия корректируется так, что фактическая степень сжатия не изменяется. Далее, на этапе S59, механизм B регулирования фаз газораспределения и механизм A переменной степени сжатия управляются так, чтобы предоставлять целевой момент закрытия впускного клапана 7, который был вычислен на этапе S51 или этапе S57, с тем, чтобы предоставить целевую механическую степень сжатия, которая была вычислена на этапе S51 или этапе S58.

Отметим, что при вычислении момента закрытия впускного клапана 7, аналогично вышеупомянутым вариантам осуществления, также возможно использовать степень открытия EGR-клапана 24 и т.д. в качестве основы для вычисления целевого момента закрытия впускного клапана 7 и, отдельно от этого, использовать температуру охлаждающей жидкости двигателя в качестве основы для вычисления целевого момента закрытия впускного клапана 7, и затем управлять моментом закрытия впускного клапана 7, чтобы предоставлять целевой момент закрытия на стороне опережения среди этих целевых моментов закрытия.

Альтернативно, также возможно уменьшать величину опережения защитного момента закрытия впускного клапана, чем выше температура охлаждающей жидкости двигателя. Устанавливая защитный момент запаздывания закрытия впускного клапана таким способом, в области работы двигателя при низкой нагрузке, где момент закрытия впускного клапана 7 задается предельным моментом закрытия, когда момент закрытия впускного клапана 7 не защищается, момент закрытия впускного клапана 7 сдвигается в сторону опережения, когда температура охлаждающей жидкости двигателя низкая, по сравнению с тем, когда она высокая.

Далее будет пояснен пятый вариант осуществления настоящего изобретения. Конфигурация двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа пятого варианта осуществления в основном похожа на конфигурацию двигателя внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа четвертого варианта осуществления. Однако в четвертом варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 управляется, несмотря на степень открытия дроссельной заслонки 17, в то время как в настоящем варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 управляется в соответствии со степенью открытия дроссельной заслонки 17.

В этом отношении в варианте осуществления, показанном на фиг.9, во время работы двигателя при средней нагрузке со стороны низкой нагрузки, где нагрузка на двигатель ниже, чем L1, и во время работы двигателя при низкой нагрузке фактическая степень сжатия падает по сравнению с фактической степенью сжатия во время работы двигателя при высокой нагрузке. Если фактическая степень сжатия падает таким образом, температура внутри камеры 5 сгорания в конце такта сжатия будет падать, и воспламенение и сгорание топлива станет затруднительным. В этом отношении в этом случае, если степень открытия дроссельной заслонки 17 задается меньшей, вследствие суживающего действия посредством дроссельной заслонки 17 на объем всасываемого газа, происходит возмущение внутри камеры 5 сгорания, и, следовательно, воспламенение и сгорание топлива может быть улучшено.

Однако в этом случае, если делать степень открытия дроссельной заслонки 17 меньше, будет возникать увеличение насосных потерь, и будет возникать уменьшение объема воздуха, который подается в камеру 5 сгорания. Следовательно, в настоящем варианте осуществления, когда степень открытия дроссельной заслонки 17 задается небольшой, степень открытия EGR-клапана задается больше, и объем EGR-газа увеличивается, а также момент закрытия впускного клапана корректируется в сторону опережения.

Т.е. задавая степень открытия EGR-клапана 24 большей, возможно не давать давлению внутри впускного канала двигателя ниже по потоку от дроссельной заслонки 17 становиться отрицательным давлением. Следовательно, задавая степень открытия дроссельной заслонки 17 меньшей и вместе с этим задавая степень открытия EGR-клапана 24 большей, возможно компенсировать увеличение насосных потерь.

Следовательно, в вышеупомянутом варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 устанавливается независимо от степени открытия дроссельной заслонки 17 на основе нагрузки на двигатель и скорости вращения двигателя, в то время как в настоящем варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24 устанавливается не только на основе нагрузки на двигатель и скорости вращения двигателя, но также на основе степени открытия дроссельной заслонки 17. Дополнительно, в настоящем варианте осуществления степень открытия EGR-клапана 24, которая была установлена таким образом, используется как основа, как показано на фиг.21, для установки защитного момента запаздывания закрытия впускного клапана.

Отметим, что настоящее изобретение было пояснено подробно на основе конкретных вариантов осуществления, но специалист в данной области техники может сделать различные изменения, модификации и т.д. без отступления от рамок формулы и идеи настоящего изобретения.

Пояснение ссылок

1… картер

2… блок цилиндров

3… головка цилиндра

4… поршень

5… камера сгорания

7… впускной клапан

70… кулачковый вал для привода впускного клапана

A… механизм переменной степени сжатия

B… механизм регулирования фаз газораспределения.

1. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, снабженный механизмом регулирования фаз газораспределения, выполненный с возможностью изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизмом, заставляющим часть отработавшего газа протекать обратно в камеру сгорания в качестве EGR-газа,
при этом EGR-механизм управляется таким образом, что чем дальше момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону запаздывания, тем больше уменьшается величина соотношения EGR-газа, только в области, где момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания от конкретного момента закрытия.

2. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, в котором предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньше, когда нагрузка на двигатель является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

3. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, в котором предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньше, когда скорость вращения двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

4. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, в котором предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньше, когда температура охлаждающей жидкости двигателя является высокой, по сравнению с тем, когда она низкая.

5. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, в котором предельный диапазон, на который объем EGR-газа уменьшается, задается меньше, когда концентрация этанола в топливе высокая, по сравнению с тем, когда она низкая.

6. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, в котором
объем EGR-газа, который должен быть подан в камеру сгорания, вычисляется на основе не только момента закрытия впускного клапана, но также и температуры охлаждающей жидкости двигателя, и
вышеупомянутый EGR-механизм управляется, чтобы предоставлять меньший объем EGR-газа между объемом EGR-газа, который вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана, и объемом EGR-газа, который вычисляется на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.

7. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, в котором вышеупомянутый EGR-механизм снабжен EGR-каналом, который связывает выпускной канал двигателя и впускной канал двигателя, и EGR-клапаном, который предусмотрен в упомянутом EGR-канале, и степень открытия EGR-клапана задается меньшей, когда задается уменьшение объема EGR-газа.

8. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.7, в котором степень открытия EGR-клапана управляется так, что чем дальше момент закрытия впускного клапана сдвигается в сторону запаздывания, тем меньше становится степень открытия.

9. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.1, дополнительно содержащий механизм переменной степени сжатия, который может изменять механическую степень сжатия, при этом механическая степень сжатия задается выше во время работы двигателя при низкой нагрузке по сравнению со временем работы двигателя при высокой нагрузке.

10. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.9, в котором во время работы двигателя при низкой нагрузке механическая степень сжатия задается максимальной механической степенью сжатия.

11. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа по п.10, в котором во время работы двигателя при низкой нагрузке степень расширения задается равной 20 или более.

12. Двигатель внутреннего сгорания с зажиганием искрового типа, содержащий механизм регулирования фаз газораспределения, выполненный с возможностью изменять момент закрытия впускного клапана после нижней мертвой точки впуска, и EGR-механизм, заставляющий часть отработавшего газа протекать обратно в камеру сгорания в качестве EGR-газа,
при этом объем EGR-газа уменьшается, когда момент закрытия впускного клапана находится на стороне запаздывания, по сравнению с тем, когда он находится на стороне опережения,
объем EGR-газа, который должен быть подан в камеру сгорания, вычисляется на основе не только момента закрытия впускного клапана, но также и температуры охлаждающей жидкости двигателя, и
EGR-механизм управляется так, чтобы предоставлять меньший объем EGR-газа между объемом EGR-газа, который вычисляется на основе момента закрытия впускного клапана, и объемом EGR-газа, который вычисляется на основе температуры охлаждающей жидкости двигателя.



 

Похожие патенты:

Изобретение относится к способу эксплуатации двигателя внутреннего сгорания, в частности двигателя внутреннего сгорания транспортного средства, согласно ограничительной части пункта 1 формулы изобретения.

Изобретение относится к устройствам для рециркуляции отработавших газов дизельных двигателей. .

Изобретение относится к способу управления двигателем транспортного средства. .

Изобретение относится к двигателестроению. .

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к способу управления работой двигателя внутреннего сгорания, прежде всего транспортного средства. .

Изобретение относится к двигателестроению, в частности к устройствам для регулирования перепуска отработавших газов. .

Изобретение относится к системе управления двигателем, преимущественно для гибридных транспортных средств. .

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 может быть использовано в двигателях внутреннего сгорания. Двигатель внутреннего сгорания с компрессионным зажиганием и наддувом содержит блок, в котором размещен, по меньшей мере, один цилиндр, головку блока цилиндров, выполненную в соединении с цилиндром и снабженную, по меньшей мере, одним впускным клапаном и, по меньшей мере, одним выпускным клапаном.
Наверх