CN102933816A - 火花点火式内燃机 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种火花点火式内燃机，其切换实施第一机械压缩比控制和第二机械压缩比控制，并通过第一机械压缩比控制，从而在低载荷侧运转区域中，与高载荷侧运转区域相比而提高机械压缩比，进而使膨胀比被提高；通过第二机械压缩比控制，从而与第一机械压缩比控制时相比而降低低载荷侧运转区域的膨胀比；通过增压控制，从而在内燃机载荷成为低载荷侧运转区域内的设定载荷以上时，阶跃性地提高增压，并且，在所述火花点火式内燃机中，在实施第二机械压缩比控制时，与实施第一机械压缩比控制时相比而提高增压控制的设定载荷。

Description

火花点火式内燃机
技术领域
本发明涉及一种火花点火式内燃机。
背景技术
在火花点火式内燃机中，通常，载荷越低则热效率越差，因此提出了如下方案，即，通过利用可变压缩比机构，来使低载荷侧运转区域与高载荷侧运转区域相比而提高机械压缩比，进而提高膨胀比，从而改善热效率(参照专利文献1)。
在具有这样的可变压缩比机构的火花点火式内燃机中，优选采用如下方式，即，即使在低载荷侧运转区域中，也将在达到设定载荷以上时通过增压来提高内燃机的输出。为此，当内燃机载荷达到设定载荷时，例如通过电磁式离合器来使内燃机驱动轴与增压器连结，并将增压器从非工作状态设定为工作状态，从而阶跃性地提高增压。
专利文献
专利文献1：日本特开2007-303423
专利文献2：日本特开2005-067591
专利文献3：日本特开2006-283601
专利文献4：日本特开2002-038961
发明内容
发明所要解决的课题
但是，由于当提高热效率时，废气温度降低，因此在从内燃机刚刚启动到催化装置被预热为止的期间，优选为采用如下方式，即，即使在低载荷侧运转区域中，也使机械压缩比与高载荷侧运转区域的机械压缩比同样低，以降低膨胀比，从而使热效率不会提高。
但是，当以这种方式降低低载荷侧运转区域的热效率时，会使实现低燃料消耗率的工作区域向低旋转高载荷侧移动，因此，优选以使用变速器来维持内燃机输出的方式使内燃机转数降低，从而提高内燃机载荷。由此，内燃机载荷被置于所述设定载荷附近的运转机会将增加，从而内燃机载荷会频繁地超过、或低于所述设定载荷，增压反复被阶跃性地提高、或降低，因此驾驶性能会严重恶化。
因此，本发明的目的在于，在如下的火花点火式内燃机中，抑制在实施第二机械压缩比控制时的驾驶性能的恶化，所述火花点火式内燃机为，切换实施第一机械压缩比控制和第二机械压缩比控制，并通过第一机械压缩比控制，从而在低载荷侧运转区域中，与高载荷侧运转区域相比而提高机械压缩比，进而使膨胀比被提高；通过第二机械压缩比控制，从而与第一机械压缩比控制时相比而降低低载荷侧运转区域的膨胀比；通过增压控制，从而在内燃机载荷达到低荷载侧运转区域内的设定载荷以上时，阶跃性地提高增压的内燃机。
用于解决课题的方法
本发明的技术方案1所述的火花点火式内燃机，其切换实施第一机械压缩比控制和第二机械压缩比控制，并通过所述第一机械压缩比控制，从而在低载荷侧运转区域中，与高载荷侧运转区域相比而提高机械压缩比，进而使膨胀比被提高；通过所述第二机械压缩比控制，从而与所述第一机械压缩比控制时相比而降低所述低载荷侧运转区域的膨胀比；通过增压控制，从而在内燃机载荷成为所述低荷载侧运转区域内的设定载荷以上时，阶跃性地提高增压，所述火花点火式内燃机的特征在于，在实施所述第二机械压缩比控制时，与实施所述第一机械压缩比控制时相比，提高所述增压控制的所述设定载荷。
本发明的技术方案2所述的火花点火式内燃机的特征在于，在技术方案1记载的火花点火式内燃机中，所述增压控制为，在内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，将内燃机驱动式或电动式的增压器从非工作状态置于工作状态，并阶跃性地提高增压。
本发明的技术方案3所述的火花点火式内燃机的特征在于，在技术方案1记载的火花点火式内燃机中，所述增压控制为，在内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，减小废气旁通阀的开度，并通过涡轮增压器而阶跃性地提高增压。
本发明的技术方案4所述的火花点火式内燃机的特征在于，在技术方案1记载的火花点火式内燃机中，所述增压控制为，在内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，使可变喷嘴式涡轮增压器的可变喷嘴的角度变化，从而通过所述可变喷嘴式涡轮增压器而阶跃性地提高增压。
发明的效果
在实施第一机械压缩比控制时，当内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，增压将被阶跃性地提高，从而内燃机输出将被良好地提高。另一方面，由于在例如为了对催化装置进行预热而实施第二机械压缩比控制时，与第一机械压缩比控制时相比而降低了低载荷侧运转区域的膨胀比，从而降低了热效率，因此使实现低燃料消耗率的工作区域向低旋转高载荷侧移动。因此，优选为，以使用变速器来维持内燃机输出的方式使内燃机转数降低而提高内燃机载荷。其结果为，由于当增压控制的设定载荷维持不变时，内燃机载荷被置于设定载荷附近的运转机会将增加，从而内燃机载荷会频繁地超过、或低于所述设定载荷，进而增压会反复被阶跃性地提高、或降低，因此操纵性能会严重恶化。但是，根据本发明的技术方案1所述的火花点火式内燃机，由于在实施第二机械压缩比控制时，与实施第一机械压缩比控制时相比提高了增压控制的设定载荷，因而即使以使用变速器来维持内燃机输出的方式使内燃机转数降低而提高内燃机载荷，也不会使内燃机载荷频繁地超过、或低于设定载荷，从而能够抑制伴随增压的变动而产生的驾驶性能的恶化。
根据本发明的技术方案2所述的火花点火式内燃机，在技术方案1所述的火花点火式内燃机中，增压控制为，在内燃机载荷成为设定载荷以上时，将内燃机驱动式或电动式的增压器从非工作状态置于工作状态，从而阶跃性地提高增压，因而能够容易地实现阶跃性地提高增压。
根据本发明的技术方案3所述的火花点火式内燃机，在技术方案1所述的火花点火式内燃机中，增压控制为，在内燃机载荷成为设定载荷以上时，减小废气旁通阀的开度，并通过涡轮增压器而阶跃性地提高增压，因而能够容易地实现阶跃性地提高增压。
根据本发明的技术方案4所述的火花点火式内燃机，在技术方案1所述的火花点火式内燃机中，增压控制为，在内燃机载荷成为设定载荷以上时，使可变喷嘴式涡轮增压器的可变喷嘴的角度发生了变化，并通过可变喷嘴式涡轮增压器而阶跃性地提高了增压，从而能够容易地实现阶跃性地提高增压。
附图说明
图1为内燃机的整体图。
图2为可变压缩比机构的分解立体图。
图3为以图解方式表示的内燃机的侧视剖视图
图4为表示可变气门正时机构的图。
图5为表示进气阀以及排气阀的升程量的图。
图6为用于对机械压缩比、实际压缩比以及膨胀比进行说明的图。
图7为表示理论热效率与膨胀比之间的关系的图。
图8为用于对普通的循环和超高膨胀比循环进行说明的图。
图9为表示与内燃机载荷相对应的机械压缩比等的变化的图。
图10为表示增压控制的第一流程图。
图11为表示内燃机载荷与增压之间的关系的曲线图。
图12为表示第一机械压缩比控制与第二机械压缩比控制的切换控制的第二流程图。
图13为常用工作区域的示意图，其中，(A)表示实施第一机械压缩比控制的情况，(B)表示实施第二机械压缩比控制的情况。
具体实施方式
图1表示本发明的火花点火式内燃机的侧视剖视图。参照图1，其中，1表示曲轴箱，2表示气缸体，3表示气缸盖，4表示活塞，5表示燃烧室，6表示设置在燃烧室5顶面中央部的火花塞，7表示进气阀，8表示进气口，9表示排气阀，10表示排气口。进气口8通过进气支管11而与浪涌调整槽12相连接，在各进气支管11上，设置有用于朝向各自所对应的进气口8内喷射燃料的燃料喷射阀13。另外，也可以取代将燃料喷射阀13配置在各进气支管11上的方式，而将其配置在燃烧室5内。
浪涌调整槽12通过进气管14而与空气滤清器15相连接，在进气管14内设置有，通过作动器16而被驱动的节气门17、和使用了例如热线的进气量检测器18。另一方面，排气口10通过排气歧管19而与内置有例如三元催化剂的催化装置20相连接，在排气歧管19内设置有空燃比传感器21。
另一方面，在图1所示的实施例中，在曲轴箱1与气缸体2的连接部处设置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A通过改变曲轴箱1与气缸体2在气缸轴线方向上的相对位置，从而能够改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积，并且还设置有能够变更实际压缩作用的开始时刻的实际压缩作用开始时刻变更机构B。另外，在图1所示的实施例中，此实际压缩作用开始时刻变更机构B由能够控制进气阀7的闭合时刻的可变气门正时机构构成。此外，本实施例的火花点火式内燃机构成为，在进气管14上配置有增压器的压缩机CP，从而能够通过增压来提高内燃机输出。压缩机CP是内燃机驱动式的，并通过电磁离合器(未图示)而与内燃机的驱动轴机械性地连接。
如图1所示，在曲轴箱1与气缸体2上设置有用于检测曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置关系的相对位置传感器22，由该相对位置传感器22输出表示曲轴箱1与气缸体2之间的间隔变化的输出信号。此外，在可变气门正时机构B上安装有气门正时传感器23，所述气门正时传感器23用于产生表示进气阀7的闭合时刻的输出信号，在节气门驱动用的作动器16上安装有节气门开度传感器24，所述节气门开度传感器24用于产生表示节气门开度的输出信号。
电控装置30由数字计算机构成，其具备：通过双向总线31而相互连接的ROM(只读存储器)32、RAM(随机存取存储器)33、CPU(微处理器)34、输入端口35以及输出端口36。进气量检测器18、空燃比传感器21、相对位置传感器22、气门正时传感器23以及节气门开度传感器24的输出信号，通过各自所对应的AD转换器37而被输入至输入端口35。此外，在加速踏板40上连接有载荷传感器41，此载荷传感器41用于产生与加速踏板的踏入量L成比例的输出电压，载荷传感器41的输出电压经由所对应的AD转换器37而被输入至输入端口35。并且，在输入端口35处连接有曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在曲轴每旋转例如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36经由对应的驱动电路38而与火花塞6、燃料喷射阀13、节气门驱动用作动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B相连接。此外，增压器的电磁离合器也经由对应的驱动电路38而与输出端口36相连接。
图2表示图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，图3表示以图解的方式图示的内燃机的侧剖视图。参照图2，在气缸体2的两侧壁的下方形成有相互隔开间隔的多个突出部50，在各突出部50内分别形成有截面呈圆形的凸轮***孔51。另一方面，在曲轴箱1的上壁面上形成有，以相互隔开间隔的方式而被嵌入各自所对应的突出部50之间的多个突出部52，在这些突出部52内也分别形成有截面呈圆形的凸轮***孔53。
以图2所示的方式设置有一对凸轮轴54、55，在各个凸轮轴54、55上，以相互隔开一个的方式而固定有可旋转地***各个凸轮***孔53内的圆形凸轮58。这些圆形凸轮58与凸轮轴54、55的旋转轴线构成同轴。另一方面，如图3所示，在各个圆形凸轮58的两侧延伸有相对于各凸轮轴54、55的旋转轴线而被偏心设置的偏心轴57，在该偏心轴57上，以偏心且可旋转的方式安装有另外的圆形凸轮56。如图2所示，这些圆形凸轮56被配置在各圆形凸轮58的两侧，这些圆形凸轮56可旋转地***对应的各凸轮***孔51内。此外，如图2所示，在凸轮轴55上安装有凸轮旋转角度传感器25，所述凸轮旋转角度传感器25用于产生表示凸轮轴55的旋转角度的输出信号。
当从图3(A)所示的状态起，使固定在各凸轮轴54、55上的圆形凸轮58如图3(A)中箭头所示向互为相反的方向旋转时，由于偏心轴57向相互远离的方向移动，因而圆形凸轮56将在凸轮***孔51内向与圆形凸轮58相反的方向旋转，从而如图3(B)所示，偏心轴57的位置从高的位置到达中间高度的位置。接着，当进一步使圆形凸轮58向箭头所示的方向旋转时，如图3(C)所示，偏心轴57将处于最低的位置。
另外，图3(A)、图3(B)、图3(C)中图示了在各状态下的圆形凸轮58的中心a、偏心轴57的中心b、和圆形凸轮56的中心c之间的位置关系。
对图3(A)～图3(C)进行比较可知，曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置根据圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离来决定，圆形凸轮58的中心a与圆形凸轮56的中心c的距离越大，气缸体2越向远离曲轴箱1的一侧移动。即，可变压缩比机构A通过使用了旋转凸轮的曲轴机构，从而使曲轴箱1与气缸体2之间的相对位置发生变化。当气缸体2远离曲轴箱1时，活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积将增大，因此，能够通过使各凸轮轴54、55旋转，从而改变活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积。
如图2所示，为了使各凸轮轴54、55分别向相反方向旋转，从而在驱动电机59的旋转轴上安装有各自的螺旋方向相反的一对蜗杆61、62，与这些蜗杆61、62啮合的蜗轮63、64分别被固定在各个凸轮轴54、55的端部。在该实施例中，通过对驱动电机59进行驱动，从而能够在较广范围内对活塞4位于压缩上止点时的燃烧室5的容积进行变更。
另一方面，图4图示了在图1中被安装在用于对进气阀7进行驱动的凸轮轴70端部上的可变气门正时机构B。参照图4，此可变气门正时机构B包括：正时带轮71，其利用内燃机的曲轴，并通过正时带而向箭头方向旋转；圆筒状外壳72，其与正时带轮71一起旋转；旋转轴73，其能够与进气阀驱动用凸轮轴70一起旋转、且相对于圆筒状外壳72而进行相对旋转；多个隔壁74，其从圆筒状外壳72的内周面起延伸到旋转轴73的外周面为止；叶片75，其在各隔壁74之间从旋转轴73的外周面起延伸到圆筒状外壳72的内周面为止，并且在各叶片75的两侧分别形成有提前角用油压室76和滞后角用油压室77。
向各油压室76、77供给的工作油的供给控制通过工作油供给控制阀78来实施。该工作油供给控制阀78包括：油压口79、80，其分别与各油压室76、77相连接；供给口82，其为从液压泵81喷出的工作油的供给口；一对排放口83、84；滑阀85，其在各个口79、80、82、83、84之间进行连通切断控制。
在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位提前时，在图4中使滑阀85向右侧移动，从而使由供给口82供给的工作油通过油压口79而被供给至提前角油压室76，并且使滞后角油压室77内的工作油从排放口84被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而向箭头方向进行相对旋转。
相对于此，在应当使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位滞后时，在图4中使滑阀85向左侧移动，从而使由供给口82供给的工作油通过液压口80而被供给至滞后油压室77，并且使提前角油压室76内的工作油从排放口83被排出。此时，使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而向箭头的相反方向进行相对旋转。
在使旋转轴73相对于圆筒状外壳72而进行相对旋转时，如果滑阀85回到图4中所示的中立位置，则旋转轴73的相对旋转动作将被停止，从而旋转轴73将被保持在当时的相对旋转位置处。因此，通过可变气门正时机构B，能够使进气阀驱动用凸轮轴70的凸轮的相位以所需的量而进行提前，并以所需的量而进行滞后。
在图5中，实线表示通过可变气门正时机构Ｂ而使进气阀驱动凸轮轴70的凸轮的相位最大程度地提前时的情形，虚线表示使进气阀驱动凸轮轴70的相位最大程度地滞后时的情形。因此，进气阀7的开阀期间能够在图5中的实线所示的范围和虚线所示的范围之间任意地进行设定，因此进气阀7的闭合时刻也可以设定为，在图5中箭头C所示范围内的任意的曲轴转角。
图1与图4所示的可变气门正时机构B表示一个示例，还可以使用各种形式的可变气门正时机构，例如可以使用，能够在将进气阀的开阀时刻维持固定的条件下只改变进气阀的闭阀时刻的可变气门正时机构等。
接下来，参照图6对本申请中所使用的术语的含义进行说明。另外，为了进行说明，在图6的(A)、(B)、(C)中图示了燃烧室容积为50ml、且活塞行程容积为500ml的发动机，在上述图6的(A)、(B)、(C)中，燃烧室容积表示，活塞位于压缩上止点时的燃烧室的容积。
图6(A)对机械压缩比进行了说明。机械压缩比为，仅根据压缩行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积而机械性地确定的值，该机械压缩比用(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6(A)所示的示例中，此机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml=11。
图6(B)对实际压缩比进行了说明。该实际压缩比为，根据实际情况下从压缩作用被开始时起到活塞到达上止点为止的实际的活塞行程容积与燃烧室容积而确定的值，该实际压缩比用(燃烧室容积+实际的行程容积)/燃烧室容积来表示。即，如图6(B)所示，在压缩行程中，即使活塞开始上升，但在进气阀打开的期间也不会发挥压缩作用，而是从进气阀闭阀时起，开始发挥实际的压缩作用。因此，实际压缩比利用实际的行程容积而被表示为上述形式。在图6(B)所示的示例中，实际压缩比为(50ml+450ml)/50ml=10。
图6(C)对膨胀比进行了说明。膨胀比为，根据膨胀行程时的活塞的行程容积与燃烧室容积而确定的值，该膨胀比用(燃烧室容积+行程容积)/燃烧室容积来表示。在图6(C)所示的示例中，此膨胀比为(50ml+500ml)/50ml=11。
接下来，参照图7以及图8对本发明中所使用的超高膨胀比循环进行说明。另外，图7图示了理论热效率与膨胀比之间的关系，图8图示了在本发明中按照载荷而被区分使用的、普通的循环和超高膨胀比循环之间的比较。
图8(A)图示了普通的循环，即，进气阀在下止点附近闭阀，且从大致进气下止点附近起使活塞的压缩作用开始发挥的情况下的循环。在该图8(A)所示的示例中，也与图6(A)、(B)、(C)所示的示例同样，设定燃烧室容积为50ml，且设定活塞的行程容积为500ml。从图8(A)中可知，在普通的循环中，机械压缩比为(50ml+500ml)/50ml=11，实际压缩比也大致为11，膨胀比也为(50ml+500ml)/50ml=11。即，在普通的内燃机中，机械压缩比与实际压缩比以及膨胀比大致相等。
图7中的实线图示了，实际压缩比与膨胀比大致相等时的理论热效率的变化、即普通循环中的理论热效率的变化。已知在此情况下，膨胀比越大、即实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在普通的循环中，欲提高理论热效率，只需提高实际压缩比即可。但是，由于受到内燃机高载荷运转时会发生爆燃的制约，从而实际压缩比最大也只能升高到12左右，因此在普通的循环中无法充分地提高理论热效率。
另一方面，对在此情况下在严格地区分机械压缩比与实际压缩比的同时提高理论热效率进行了研究，其结果发现，理论热效率由膨胀比支配，而实际压缩比对于理论热效率几乎没有影响。即，虽然当提高实际压缩比时爆发力会增加，但是为进行压缩而需要大量的能量，如此即使提高实际压缩比，理论热效率也并不太会提高。
相对于此，当增大膨胀比时，在膨胀行程时下压力对活塞作用的期间变长，如此，活塞对曲轴施加转矩的期间变长。因此，膨胀比越大则理论热效率越高。图7中的虚线ε=10图示了，在将实际压缩比固定为10的状态下提高了膨胀比时的理论热效率。可以看出，在以此方式将实际压缩比ε维持在较低值的状态下提高了膨胀比时的、理论热效率的提高量，与图7中的实线所示的这种实际压缩比也与膨胀比一起被增大时的、理论热效率的提高量相比，不存在较大差别。
当以此方式而将实际压缩比维持在较低值时，不会发生爆燃，因此如果在将实际压缩比维持在较低值的状态下提高膨胀比，则能够在阻止爆燃的发生的同时大幅度地提高理论热效率。图8(B)图示了，使用可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B而将实际压缩比维持在低值的同时提高膨胀比的情况的一个示例。
参照图8（B），在该示例中，通过可变压缩比机构A，而使燃烧室容积从50ml减少到20ml。另一方面，通过可变气门正时机构B而使进气阀的闭阀时刻滞后，直至实际的活塞行程容积从500ml变为200ml。其结果为，在该示例中，实际压缩比为(20ml+200ml)/20ml=11，膨胀比为(20ml+500ml)/20ml=26。在图8(A)所示的普通的循环中，如上文所述，实际压缩比约为11，膨胀比为11，与此情况相比，在图8(B)所示的情况下，可以看出只有膨胀比被提高到了26。这就是被称为超高膨胀比循环的原因。
一般而言，在内燃机中，内燃机载荷越低则热效率越差，因此为了提高内燃机运转时的热效率、即改善耗油率，需要提高内燃机载荷较低时的热效率。另一方面，在图8(B)所示超高膨胀比循环中，由于压缩行程时的实际的活塞行程容积被设定得较小，因而燃烧室5内能够吸入的进气量较少，因此该超高膨胀比循环只能够在内燃机载荷比较低时采用。因此，在本发明中设定为，在内燃机载荷较低时，采用图8(B)所示的超高膨胀比循环，在内燃机高载荷运转时，采用图8(A)所示的普通的循环。
接下来，参照图9，对运转控制整体进行简要说明。在图9中图示了与某内燃机转数下的内燃机载荷相对应的进气量、进气阀闭阀时刻、机械压缩比、膨胀比、实际压缩比以及节气门17开度的各自的变化。另外，图9图示了如下情况，即，根据空燃比传感器21的输出信号而将燃烧室5内的平均空燃比反馈控制为理论空燃比，以便能够通过催化装置20内的三元催化剂而使废气中的未燃烧的HC、CO以及NOX同时减少。
另外，如上所述，在内燃机高载荷运转时，执行图8(A)所示的普通的循环。因此，如图9所示，由于此时机械压缩比较低，因此膨胀比较低，从而如图9中的实线所示，进气阀7的闭阀时刻以图5中的实线所示的方式而被提前。而且，由于此时进气量较大，且此时节气门17的开度被保持为全开，因此泵气损失为零。
另一方面，当内燃机载荷以图9中实线所示的方式而降低时，为了使进气量随之减少，而将进气阀7的闭合时刻延迟。而且在此时，以使实际压缩比大致保持固定的方式而实施第一机械压缩比控制，即，如图9所示，随着内燃机载荷的降低从而机械压缩比被增大，进而膨胀比也随着内燃机载荷的降低而增大。另外，此时节气门17也被保持为全开的状态，因此，被供给至燃烧室5内的进气量不取决于节气门17，而通过改变进气阀7的闭阀时刻来进行控制。
如此，在内燃机载荷从内燃机高载荷运转状态起降低时，在实际压缩比大致固定的基础上，随着进气量的减少，从而机械压缩比通过第一机械压缩比控制而被增大。即，使活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与进气量的减少成比例地减少。因此，活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积将与进气量成比例地进行变化。另外，此时在图9所示的示例中，由于燃烧室5内的空燃比为理论空燃比，因此活塞4到达压缩上止点时的燃烧室5的容积与燃料量成比例地进行变化。
当内燃机载荷进一步降低时，机械压缩比将被进一步增大，当内燃机载荷降到略靠近低载荷的中载荷L1时，机械压缩比达到作为燃烧室5的结构上极限的极限机械压缩比(上限机械压缩比)。当机械压缩比达到极限机械压缩比时，在与机械压缩比达到极限压缩比时的内燃机载荷L1相比载荷更低的区域中，机械压缩比被保持为极限机械压缩比。因此，在低载荷侧的、内燃机中载荷运转时以及内燃机低载荷运转时、即在内燃机低载荷运转侧，机械压缩比达到最大，膨胀比也达到最大。换句话说，在内燃机低载荷运转侧，将机械压缩比设定为最大以便能够得到最大的膨胀比。
另一方面，在图9所示的实施例中，当内燃机载荷降到L1时，进气阀7的闭阀时刻将成为能够对供给至燃烧室5内的进气量进行控制的极限闭阀时刻。当进气阀7的闭阀时刻到达极限闭阀时刻时，在与进气阀7的闭阀时刻已到达极限闭阀时刻时的内燃机载荷L1相比载荷更低的区域中，进气阀7的闭阀时刻将被保持为极限闭阀时刻。
当进气阀7的闭阀时刻被保持为极限闭阀时刻时，已经无法通过进气阀7的闭阀时刻的变化来控制进气量。在图9所示的实施例中，此时，即在与进气阀7的闭阀时刻已达到极限闭阀时刻时的内燃机载荷L1相比载荷更低的区域中，通过节气门17来控制被供给至燃烧室5内的进气量，内燃机载荷越低则节气门17的开度被设定得越小。
如前文所述，在图8(B)所示的超高膨胀比循环中，膨胀比被设定为26。虽然此膨胀比越高越理想，但从图7中可以看出，即使对于实际上可以使用的下限实际压缩比ε=5而言，只要膨胀比为20以上即可得到相当高的理论热效率。因此，在本实施例中，以使膨胀比达到20以上的方式而形成了可变压缩比机构A。
如此，在第一机械压缩比控制中，与内燃机载荷为L2以上时的高载荷侧运转区域的机械压缩比相比，使内燃机载荷低于L2时的低载荷侧运转区域(包括内燃机载荷L1)的机械压缩比提高，从而与高载荷侧运转区域的膨胀比相比，使低载荷侧运转区域的膨胀比提高，由此，能够改善低载荷侧运转区域的热效率。
在具备这样的可变压缩比机构A的火花点火式内燃机中，优选为，即使在低载荷侧运转区域中，也会在达到设定载荷以上时通过增压来提高内燃机的输出。图10为表示增压控制的第一流程图，其通过电控装置30而每隔设定时间被反复执行。首先，在步骤101中，基于载荷传感器41的输出来判断当前的内燃机载荷L是否小于设定载荷LC，当该判断为肯定时，则在步骤102中，通过前文所述的电磁离合器而使内燃机驱动轴与压缩机CP分离，从而将压缩机CP设定为非工作状态。另一方面，当当前的内燃机载荷L达到设定载荷LC以上时，步骤101中的判断为否定，则在步骤103中，通过前文所述的电磁离合器而使内燃机驱动轴与压缩机CP相连接，从而将压缩机CP设定为工作状态。
由此，如作为图示了内燃机载荷与增压之间的关系的曲线图的图11所示，当内燃机载荷达到设定载荷LC时，增压将被阶跃性地提高，且在设定载荷LC处的、相对于载荷变化的增压变化成为最大。如此，当内燃机载荷达到设定载荷LC以上时，能够通过压缩机CP来提高增压，从而提高内燃机的输出。图11的曲线图为一个示例，内燃机载荷达到设定载荷LC以上时的增压，根据内燃机驱动轴的转数而变化。
但是，在如内燃机刚刚启动时这种、催化装置20还没有达到催化剂活化温度时，催化装置20不能充分发挥功能，因而需要进行提前预热。如果在此时也提高膨胀比从而提高热效率，则废气温度将会降低，因此不利于对催化装置的提前预热。而且，如果在怠速运转时提高膨胀比，则燃烧容易变得不稳定。
因此，在本实施例的内燃机中，还能够如图9中的虚线所示，实施第二机械压缩比控制，即，即使内燃机载荷变低，也使机械压缩比维持固定，从而使膨胀比也维持固定，由此，即使在低载荷侧运转区域中也不提高热效率。而且，在实施第二机械压缩比控制时，如图9中的虚线所示，无论内燃机载荷如何，进气阀7的闭阀时刻均在紧随进气下止点之后维持固定，实际压缩比也被保持固定。为使进气量随着内燃机载荷的降低而减少，使节气门17的开度逐渐变小。
如此，在第二机械压缩比控制中，使内燃机载荷低于L2时的低载荷侧运转区域(包括内燃机载荷L1)的机械压缩比，与内燃机载荷在L2以上的高载荷侧运转区域的机械压缩比相等，并使低载荷侧运转区域的膨胀比与高载荷侧运转区域的膨胀比相等，且与实施第一机械压缩比控制时的低载荷侧运转区域的膨胀比相比，降低了低载荷侧运转区域的膨胀比。
图12为，表示第一机械压缩比控制与第二机械压缩比控制的切换控制的第二流程图，其通过电控装置30而每隔设定时间被反复执行。首先，在步骤201中，判断冷却水温THW是否在设定温度THW1以上。当该判断为肯定时，则催化装置20已升温至活化温度以上，从而由于不需要催化装置20的预热，因此在步骤202中，实施第一机械压缩比控制，从而与高载荷侧运转区域(≥L2)相比，在低载荷侧运转区域(＜L2)中将机械压缩比提高。由此，与高载荷侧运转区域相比，在低载荷侧运转区域中膨胀比被提高，从而热效率被提高。接着，在步骤203中，决定图10所示的第一流程图中的压缩机CP是否工作的设定载荷LC，被设定为第一设定载荷LC1。
另一方面，在冷却水温THW小于设定温度THW1时，催化装置20还没有升温至活化温度，从而还没有充分发挥功能。此时，由于如果实施第一机械压缩比控制而提高低载荷侧运转区域的热效率，则废气温度会降低，因而不利于对催化装置20的提前预热。因此，在步骤204中，实施第二机械压缩比控制，使低载荷侧运转区域的机械压缩比与实施第一机械压缩比控制时的低载荷侧运转区域的机械压缩比相比被降低，从而使低载荷侧运转区域的膨胀比与实施第一机械压缩比控制时的低载荷侧运转区域的膨胀比相比被降低。如此，由于低载荷运转区域的热效率被降低，因而废气温度将上升，从而有利于对催化装置20的提前预热。如上所述，如果在怠速运转时提高膨胀比，则容燃烧容易变得不稳定，因此也可以在实施怠速运转时，也实施第二机械压缩比控制。
图13为表示常用工作区域的示意图，其中，(A)表示实施第一机械压缩比控制时的情况。在图13(A)中，以单点划线来表示低燃料消耗率的运转区域，优选实施与这些低燃料消耗率运转区域重叠的、被实线包围的常用运转区域中的运转。如上所述，如果内燃机载荷超过第一设定载荷LC1，则增压将被阶跃性地提高，从而内燃机输出将被良好地提高。
另一方面，图13(B)图示了实施第二机械压缩比控制时的常用工作区域。由于在第二机械压缩比控制中，降低了膨胀比进而降低了热效率，因此用单点划线所示的低燃料消耗率的运转区域与图13(A)相比，向高载荷侧移动，因此，被实线包围的常用运转区域也向高载荷侧移动，所以，使用变速器来降低内燃机的转数并使内燃机载荷提高，以便维持内燃机输出。
其结果为，当将增压控制的设定载荷LC设定为实施第一机械压缩比控制时的第一设定载荷LC1时，内燃机载荷被设定在第一设定载荷LC1附近的运转机会将增加，从而内燃机载荷将频繁地超过、或低于第一设定载荷LC1，且增压会反复被阶跃性地提高、或降低，因此操纵性将会严重恶化。
在本实施例中，在图12的第二流程图中，当在步骤204中实施第二机械压缩比控制时，在步骤205中，决定图10所示第一流程图中的压缩机CP是否工作的设定载荷LC，被设定为高于第一设定载荷LC1的第二设定载荷LC2。由此，如图13(B)所示，内燃机载荷不会频繁地超过、或低于第二设定载荷LC2，从而能够抑制伴随增压的变动而产生的操纵性恶化。
虽然本实施例中的配置在进气管14上的压缩机CP采用了，能够通过电磁离合器而与内燃机的驱动轴连接或与内燃机的驱动轴分离的内燃机驱动式增压器（超级增压器），但也可以采用通过电动机来驱动的电动式增压器。在此情况下，如果在内燃机载荷达到设定载荷LC时使电动机工作，从而将压缩机CP从非工作状态置于工作状态，则能够阶跃性地提高增压压力。
此外，当增压器为利用了排气压力的涡轮增压器时，压缩机CP与内燃机排气***的汽轮机相连接，当内燃机载荷达到了设定载荷LC时，能够通过急剧地减小设置在旁通内燃机排气***的废气旁通通道上的废气旁通阀的开度，从而急剧增加汽轮机的转数，进而通过压缩机CP而阶跃性地提高增压。在此情况下，有时在内燃机载荷小于设定载荷LC1时，也使汽轮机低速旋转，并通过压缩机CP来产生稍高于大气压的增压。
此外，当增压器为可变喷嘴式涡轮增压器的情况下，压缩机CP与内燃机排气***的具有可变喷嘴的汽轮机相连接，当内燃机载荷达到了设定载荷LC时，通过急剧地改变可变喷嘴的角度以使汽轮机转数急剧地增大，从而能够利用压缩机CP来阶跃性地提高增压。在此情况下，有时在内燃机载荷小于设定载荷LC时，也使汽轮机低速旋转，并利用压缩机CP来产生稍高于大气压的增压。
符号说明
A：可变压缩比机构
CP：压缩机
30：电控装置

Claims (4)

1.一种火花点火式内燃机，其切换实施第一机械压缩比控制和第二机械压缩比控制，并通过所述第一机械压缩比控制，从而在低载荷侧运转区域中，与高载荷侧运转区域相比而提高机械压缩比，进而使膨胀比被提高；通过所述第二机械压缩比控制，从而与所述第一机械压缩比控制相比而降低所述低载荷侧运转区域的膨胀比；通过增压控制，从而在内燃机载荷成为所述低荷载侧运转区域内的设定载荷以上时，阶跃性地提高增压，
所述火花点火式内燃机的特征在于，在实施所述第二机械压缩比控制时，与实施所述第一机械压缩比控制时相比而提高所述增压控制的所述设定载荷。
2.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其特征在于，
所述增压控制为，在内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，将内燃机驱动式或电动式的增压器从非工作状态置于工作状态，并阶跃性地提高增压。
3.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其特征在于，
所述增压控制为，在内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，减小废气旁通阀的开度，并通过涡轮增压器而阶跃性地提高增压。
4.如权利要求1所述的火花点火式内燃机，其特征在于，
所述增压控制为，在内燃机载荷成为所述设定载荷以上时，使可变喷嘴式涡轮增压器的可变喷嘴的角度变化，从而通过所述可变喷嘴式涡轮增压器而阶跃性地提高增压。
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