ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ИСКРОВЫМ ЗАЖИГАНИЕМ

ОБЛАСТЬ ТЕХНИКИ

Настоящее изобретение относится к двигателю внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

ПРЕДШЕСТВУЮЩИЙ УРОВЕНЬ ТЕХНИКИ

В уровне техники известен двигатель внутреннего сгорания с искровым зажиганием, который снабжен механизмом изменения степени сжатия, способным изменять механическую степень сжатия, и механизмом изменения момента открытия или закрытия клапана, способным регулировать время закрытия впускного клапана и который повышает механическую степень сжатия и задерживает момент закрытия впускного клапана, когда нагрузка на двигатель снижается (например, см. патентный документ 1). В этом двигателе внутреннего сгорания фактическая степень сжатия поддерживается максимально высокой в пределах диапазона, в котором не возникает детонация, в результате чего повышается тепловой кпд.

Список аналогов

Патентные документы

Патентный документ 1: Опубликованная японская патентная заявка (А) №2007-303423

Краткое описание сущности изобретения

Техническая задача

Однако в этом двигателе внутреннего сгорания совсем не рассматривается повышение теплового кпд, когда температура двигателя является низкой, такой как при пуске двигателя, или когда температура всасываемого воздуха является низкой, такой как в зимнее время.

Целью настоящего изобретения является обеспечение двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, который может повысить тепловой кпд при низкой температуре двигателя или при низкой температуре всасываемого воздуха.

Решение задачи

Согласно настоящему изобретению обеспечивается двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием, содержащий механизм изменения степени сжатия, способный изменять механическую степень сжатия, и механизм изменения момента открытия или закрытия клапана, способный регулировать момент закрытия впускного клапана, при этом фактическую степень сжатия и момент зажигания в заданном нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя предварительно сохраняют как базовую фактическую степень сжатия и базовый момент зажигания в соответствии с каждым рабочим состоянием двигателя, когда температура, которая представляет собой температуру двигателя, ниже температуры в нормальном состоянии, или когда температура всасываемого воздуха ниже температуры всасываемого воздуха в нормальном состоянии, при работе двигателя с высоким числом оборотов фактическую степень сжатия увеличивают относительно базовой фактической степени сжатия, чтобы повысить тепловой кпд, в то время как при работе двигателя на низких оборотах момент зажигания устанавливают на более ранний срок относительно базового момента зажигания, чтобы повысить тепловой кпд.

Полезные эффекты изобретения

Когда температура, представляющая собой температуру двигателя, ниже температуры в нормальном состоянии, или когда температура всасываемого воздуха ниже температуры всасываемого воздуха в нормальном состоянии, тепловой кпд можно повысить без возникновения детонации.

Краткое описание чертежей

Фиг.1 представляет собой вид двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием в общих чертах.

Фиг.2 представляет собой общий вид механизма изменения степени сжатия в разобранном состоянии.

Фиг.3 представляет собой продольный разрез показанного двигателя внутреннего сгорания.

Фиг.4 представляет собой вид, на которым показан механизм изменения момента открытия или закрытия клапана.

Фиг.5 представляет собой вид, на котором показаны величины подъема впускного клапана и выпускного клапана.

Фиг.6 представляет собой вид, на котором поясняются механическая степень сжатия, фактическая степень сжатия и степень расширения.

Фиг.7 представляет собой вид, на котором показана взаимосвязь между теоретическим тепловым кпд и степенью расширения.

Фиг.8 представляет собой вид, на котором поясняются обычный цикл и цикл со сверхвысокой степенью расширения.

Фиг.9 представляет собой вид, на котором показано изменение механической степени сжатия и т.д. в соответствии с требуемым крутящим моментом.

Фиг.10 представляет собой вид, на котором показан массив данных искомого момента закрытия (IC) впускного клапана и т.д.

Фиг.11 представляет собой вид, на котором показана взаимосвязь между крутящим моментом, создаваемым двигателем, и моментом зажигания.

Фиг.12 представляет собой вид, на котором поясняется взаимосвязь между величиной изменения ∆AC фактической степени сжатия и величиной изменения момента зажигания ∆IG и их взаимосвязь с тепловым кпд.

Фиг.13 представляет собой вид, на котором показан массив данных базовой фактической степени сжатия (AC) и т.д.

Фиг.14 представляет собой вид, на котором поясняется регулирование фактической степени сжатия и момента зажигания.

Фиг.15 представляет собой вид, на котором поясняется регулирование фактической степени сжатия и момента зажигания.

Фиг.16 представляет собой последовательность действий операционного управления.

Фиг.17 представляет собой последовательность действий операционного управления.

Описание примеров осуществления изобретения

На Фиг.1 показано продольное сечение двигателя внутреннего сгорания с искровым зажиганием.

На фиг.1 позицией 1 обозначен картер двигателя, позицией 2 - блок цилиндров, позицией 3 - головка блока цилиндров, позицией 4 - поршень, позицией 5 - камера сгорания, позицией 6 - свеча зажигания, расположенная вверху в центре камеры сгорания 5, позицией 7 - впускной клапан, позицией 8 - впускное отверстие, позицией 9 - выпускной клапан и позицией 10 - выпускное отверстие. Каждое впускное отверстие 8 сообщается через впускной патрубок 11 с расширителем 12, причем у каждого впускного патрубка 11 расположена топливная форсунка 13 для впрыскивания топлива в соответствующее впускное отверстие 8. Следует отметить, что каждую топливную форсунку 13 можно расположить у каждой камеры сгорания 5, а не прикреплять к каждому впускному патрубку 11.

Расширитель 12 сообщен через впускной канал 14 с воздушным фильтром 15, причем впускной канал 14 снабжен внутри дроссельной заслонкой 17, которую приводит в действие исполнительный механизм 16, и датчиком 18 количества всасываемого воздуха, в котором используется, например, проволока высокого сопротивления. С другой стороны, выпускное отверстие 10 сообщается через выпускную трубу 19 с каталитическим преобразователем 20, в котором установлен, например, катализатор тройного действия, причем в выпускной трубе 19 расположен измеритель 21 соотношения воздуха и топлива. Кроме того, как показано на фиг.1, блок 2 цилиндров имеет прикрепленный к нему датчик температуры 22 для определения температуры воды, охлаждающей двигатель, расширитель 12 имеет прикрепленный к нему датчик температуры 23 для определения температуры всасываемого воздуха, а каталитический преобразователь 20 имеет прикрепленный к нему датчик температуры (24) для определения температуры катализатора тройного действия.

С другой стороны, в примере осуществления, показанном на фиг.1, соединительная часть картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров снабжена механизмом А изменения степени сжатия, который способен изменять взаимное положение картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров в осевом направлении цилиндров, чтобы изменять объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке при сжатии. Кроме того, обеспечивается механизм В изменения момента начала фактического действия сжатия, который способен изменять момент начала фактического действия сжатия. Необходимо отметить, что в примере осуществления, показанном на фиг.1, этот механизм В изменения момента начала фактического действия сжатия содержит механизм изменения момента открытия или закрытия клапана, способный регулировать момент закрытия впускного клапана 7.

Электронный блок управления 30 содержит цифровой компьютер, снабженный ПЗУ (постоянным запоминающим устройством) 32, ОЗУ (оперативным запоминающим устройством) 33, центральным процессором ЦП (микропроцессором) 34, входным портом 35 и выходным портом 36, которые соединены друг с другом двунаправленной шиной 31. Выходные сигналы датчика 18 количества всасываемого воздуха, измерителя 21 соотношения воздуха и топлива и датчиков температуры 22, 23 и 24 подаются через соответствующие аналогово-цифровые преобразователи (АЦП) 37 на входной порт 35. Кроме того, педаль 40 акселератора подключена к датчику нагрузки 41, который генерирует выходное напряжение, пропорциональное величине нажатия L на педаль 40 акселератора. Выходное напряжение датчика нагрузки 41 подается через соответствующий АЦП 37 на входной порт 35. Кроме того, входной порт 35 соединен с датчиком 42 угла поворота коленчатого вала, который генерирует выходной импульс при каждом повороте коленчатого вала, например, на 30°. С другой стороны, выходной порт 36 подключен через схему возбуждения 38 к свечам зажигания 6, топливным форсункам 13, исполнительному механизму 16 дроссельной заслонки, механизму А изменения степени сжатия и механизму В изменения момента открытия или закрытия клапана.

Фиг.2 представляет собой общий вид механизма А изменения степени сжатия в разобранном состоянии, который показан на фиг.1, а фиг.3 представляет собой продольный разрез показанного двигателя внутреннего сгорания. Согласно фиг.2 внизу двух боковых стенок блока 2 цилиндров выполнено множество выступающих частей 50, которые отделены друг от друга на определенное расстояние. Каждая выступающая часть 50 выполнена с отверстием 51 круглого поперечного сечения под кулачок. С другой стороны, верхняя поверхность картера 1 двигателя выполнена с множеством выступающих частей 52, которые отделены друг от друга на некоторое расстояние и которые входят между выступающими частями 50. Эти выступающие части 52 также выполнены с отверстиями 53 круглого поперечного сечения под кулачки.

Как показано на фиг.2, имеется пара распределительных валов 54 и 55. Каждый из распределительных валов 54 и 55 имеет дисковые кулачки 56, закрепленные на нем и способные при вращении входить в отверстия 51 под кулачок в одном положении из двух. Эти дисковые кулачки 56 соосны осям вращения распределительных валов 54 и 55. С другой стороны, между дисковыми кулачками 56, как показано штриховкой на фиг.3, проходят эксцентриковые валы 57, установленные эксцентрично по отношению к осям вращения распределительных валов 54 и 55. Каждый эксцентриковый вал 57 имеет и другие дисковые кулачки 58, эксцентрично присоединенные к нему с возможностью вращения. Как показано на фиг.2, эти дисковые кулачки 58 расположены между дисковыми кулачками 56. При вращении дисковые кулачки 58 входят в соответствующие отверстия 53 под кулачки.

Если дисковые кулачки 56, которые прикреплены к распределительным валам 54 и 55, вращаются в противоположных направлениях, как показано сплошными стрелками на фиг.3(A), из положения, показанного на фиг.3(A), эксцентриковые валы 57 перемещаются к нижней мертвой точке, поэтому дисковые кулачки 58 вращаются в противоположных направлениях от дисковых кулачков 56 в отверстиях 53 под кулачки, как показано пунктирными стрелками на фиг.3(A). Как показано на фиг.3(B), когда эксцентриковые валы 57 перемещаются к нижней мертвой точке, центры дисковых кулачков 58 перемещаются ниже эксцентриковых валов 57.

Как можно понять из сравнения фиг.3(A) и фиг.3(B), относительные положения картера 1 двигателя и блока 2 цилиндров определяются расстоянием между центрами дисковых кулачков 56 и 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 отделяется от картера 1 двигателя, объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке при сжатии, увеличивается, поэтому за счет вращающихся распределительных валов 54 и 55 объем камеры сгорания 5 может быть изменен, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке при сжатии.

Как показано на фиг.2, чтобы распределительные валы 54 и 55 вращались в противоположных направлениях, вал приводного электродвигателя 59 снабжен парой червячных шестерен 61 и 62 с противоположным направлением резьбы. Шестерни 63 и 64, взаимодействующие с этими червячными шестернями 61 и 62, прикреплены к концам распределительных валов 54 и 55. В этом примере осуществления при приведении в действие приводного электродвигателя 59 можно в широком диапазоне изменять объем камеры сгорания 5, когда поршень 4 находится в верхней мертвой точке при сжатии. Необходимо отметить, что механизм A изменения степени сжатия, показанный на фиг.1-3, приведен лишь в качестве примера. Может использоваться любой тип механизма изменения степени сжатия.

С другой стороны, на фиг.4 показан механизм В изменения момента открытия или закрытия клапана, который присоединен к концу распределительного вала 70 для приведения в действие впускного клапана 7 на фиг.1. Согласно фиг.4 этот механизм В изменения момента открытия или закрытия клапана снабжен синхронным шкивом 71, который приводится во вращение от коленчатого вала двигателя с помощью зубчатого ремня в направлении стрелки; цилиндрическим корпусом 72, который вращается вместе с синхронным шкивом 71; валом 73, который способен вращаться относительно цилиндрического корпуса 72 вместе с распределительным валом 70 привода впускного клапана; множеством перемычек 74, которые расположены от внутренней окружности цилиндрического корпуса 72 до наружной окружности вала 73; и лопатками 75, которые расположены между перемычками 74 от наружной окружности вала 73 до внутренней окружности цилиндрического корпуса 72, причем по обеим сторонам лопаток 75 образованы гидравлические камеры 76, используемые для опережения и гидравлические камеры 77, используемые для отставания.

Подача рабочего масла в гидравлические камеры 76 и 77 регулируется регулирующим клапаном 78 подачи рабочего масла. Этот регулирующий клапан 78 подачи рабочего масла снабжен гидравлическими каналами 79 и 80, которые сообщаются с гидравлическими камерами 76 и 77, каналом 82 подачи для рабочего масла, которое подается от гидравлического насоса 81, парой дренажных каналов 83 и 84 и золотниковым клапаном 85 для управления сообщением и разобщением каналов 79, 81, 82, 83 и 84.

Для обеспечения опережения фазы кулачков распределительного вала 70 привода впускного клапана (см. фиг.4) золотниковый клапан 85 перемещается вправо, рабочее масло, которое подается по каналу 82 подачи, проходит через гидравлический канал 79 в гидравлические камеры 76, используемые для опережения, а рабочее масло из гидравлических камер 77, используемых для отставания, выводится по дренажному каналу 84. При этом вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении стрелки.

И наоборот, для обеспечения отставания фазы кулачков распределительного вала 70 для приведение в действие впускных клапанов (см. фиг.4) золотниковый клапан 85 перемещается влево, рабочее масло, которое подается по каналу 82 подачи, проходит через гидравлический канал 80 в гидравлические камеры 77, используемые для отставания, а рабочее масло из гидравлических камер 76, используемых для опережения, отводится по дренажному каналу 83. При этом вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72 в направлении, противоположном стрелке.

Когда вал 73 вращается относительно цилиндрического корпуса 72, то если золотниковый клапан 85 возвращается в нейтральное положение, показанное на фиг.4, относительное вращение вала 73 прекращается, и вал 73 в это время удерживается в положении относительного вращения. Поэтому можно использовать механизм В изменения момента открытия или закрытия клапана таким образом, чтобы обеспечить опережение или отставание фазы кулачков распределительного вала 70 для приведения в действие впускных клапанов точно на желаемую величину.

На фиг.5 сплошной линией показан случай, когда механизм В изменения момента открытия или закрытия клапана используется для максимального опережения фазы кулачков распределительного вала 70 для приведения в действие впускных клапанов, а пунктирной линией показан случай, когда этот механизм используется для максимального отставания фазы кулачков распределительного вала 70 для приведения в действие впускных клапанов. Поэтому момент открытия впускного клапана 7 можно свободно устанавливать между диапазоном, показанным сплошной линией на фиг.5, и диапазоном, показанным на фиг.5 пунктирной линией, а момент закрытия впускного клапана 7 можно устанавливать на любой угол поворота коленчатого вала в диапазоне, показанном стрелкой С на фиг.5.

Механизм В изменения момента открытия или закрытия клапана, показанный на фиг.1 и фиг.4, представляет собой один пример. Например, можно использовать механизм изменения момента открытия или закрытия клапана или другие типы механизмов изменения момента открытия или закрытия клапана, позволяющие изменять только момент закрытия впускного клапана при сохранении момента открытия впускного клапана постоянным.

Далее значение терминов, используемых в настоящей заявке, будет объяснено со ссылкой на фиг.6. Необходимо отметить, что на фиг.6(A), (B) и (C) для пояснительных целей показан двигатель с объемом камер сгорания 50 мл и рабочим объемом цилиндра поршня 500 мл. На этих фиг.6(A), (B) и (C) объем камеры сгорания показан как объем камеры сгорания, когда поршень находится в верхней мертвой точке при сжатии.

Фиг.6(A) объясняет механическую степень сжатия. Механическая степень сжатия представляет собой величину, определяемую механически по рабочему объему цилиндра поршня и объему камеры сгорания во время такта сжатия. Эта механическая степень сжатия выражается как (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(A), эта механическая степень сжатия определяется как (50 мл+500 мл)/50 мл=11.

Фиг.6(B) объясняет фактическую степень сжатия. Эта фактическая степень сжатия представляет собой величину, определяемую по фактическому рабочему объему цилиндра поршня с момента, когда действие сжатия фактически началось, до момента, когда поршень достигает верхней мертвой точки сжатия, и объему камеры сгорания. Эта фактическая степень сжатия выражается как (объем камеры сгорания + фактический рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. То есть, как показано на фиг.6(B), даже если поршень начинает подниматься на такте сжатия, действие сжатия не будет осуществляться, пока впускной клапан открыт. Фактическое действие сжатия начинается после закрытия впускного клапана. Поэтому фактическая степень сжатия выражается так, как указано выше, с использованием фактического рабочего объема цилиндра. В примере, показанном на фиг.6(B), фактическая степень сжатия определяется как (50 мл + 450 мл)/50 мл = 10.

Фиг.6(C) объясняет степень расширения. Степень расширения представляет собой величину, определяемую по рабочему объему цилиндра поршня во время такта расширения и объему камеры сгорания. Эта степень расширения выражается как (объем камеры сгорания + рабочий объем цилиндра)/объем камеры сгорания. В примере, показанном на фиг.6(C), эта степень расширения определяется как (50 мл+500 мл)/50 мл=11.

Далее, цикл со сверхвысокой степенью расширения, который используется в настоящем изобретении, будет пояснен со ссылкой на фиг.7 и 8. Необходимо отметить, что на фиг.7 показана взаимосвязь между теоретическим тепловым кпд и степенью расширения, а на фиг.8 показано сравнение обычного цикла и цикла со сверхвысокой степенью расширения, используемого в настоящем изобретении выборочно в соответствии с нагрузкой.

На фиг.8(A) показан обычный цикл, когда впускной клапан закрывается около нижней мертвой точки, и действие сжатия посредством поршня начинается по существу около нижней мертвой точки при сжатии. В примере, показанном на фиг.8(А), как и в примерах, показанных на фиг.6(A), (B) и (C), объем камеры сгорания равен 50 мл, а рабочий объем цилиндра поршня - 500 мл. Как можно понять из фиг.8(A), в обычном цикле механическая степень сжатия равна (50 мл + 500 мл)/50 мл = 11, фактическая степень сжатия также равна приблизительно 11, степень расширения также становится равной (50 мл+500 мл)/50 мл=11. То есть, в обычном двигателе внутреннего сгорания механическая степень сжатия и фактическая степень сжатия, и степень расширения становятся по существу одинаковыми.

Сплошной линией на фиг.7 показано изменение теоретического теплового кпд в том случае, когда фактическая степень сжатия и степень расширения являются по существу одинаковыми, т.е. в обычном цикле. В этом случае понятно, что чем выше степень расширения, т.е. чем выше фактическая степень сжатия, тем выше теоретический тепловой кпд. Поэтому в обычном цикле, чтобы увеличить теоретический тепловой кпд, следует увеличить фактическую степень сжатия. Однако из-за ограничений, связанных с детонацией в тот период времени, когда двигатель работает с высокой нагрузкой, фактическая степень сжатия может быть увеличена только до максимального значения, равного приблизительно 12, соответственно в обычном цикле теоретический тепловой кпд не может быть достаточно высоким.

С другой стороны, чтобы повысить теоретический тепловой кпд, были проведены исследования при строгом различении механической степени сжатии и фактической степени сжатия, и в результате было обнаружено, что в теоретическом тепловом кпд преобладает степень расширения и на него во многом не влияет фактическая степень сжатия. То есть, если увеличить фактическую степень сжатия, сила взрыва возрастет, но сжатие потребует большой энергии, соответственно даже если увеличить фактическую степень сжатия, теоретический тепловой кпд намного не увеличится.

Наоборот, если увеличить степень расширения, то чем длительнее будет период, в течение которого действует сила, нажимающая на поршень во время такта расширения, тем продолжительнее будет время, когда поршень создает вращательное усилие на коленчатый вал. Поэтому чем больше степень расширения, тем выше становится теоретический тепловой кпд. Пунктирная линия ε=10 на фиг.7 показывает теоретический тепловой кпд при сохранении фактической степени сжатия при 10 и увеличении степени расширения в этом состоянии. Таким образом, понятно, что величина повышения теоретического теплового кпд при повышении степени расширения в состоянии, когда фактическая степень сжатия поддерживается на низком уровне, и величина повышения теоретического теплового кпд в случае, когда фактическая степень сжатия увеличивается вместе со степенью расширения, как показано сплошной линией на фиг.7, не будут намного отличаться друг от друга.

Если фактическая степень сжатия поддерживается на низком уровне таким образом, детонации не произойдет, поэтому если повысить степень расширения в состоянии, когда фактическая степень сжатия поддерживается на низком уровне, возникновение детонации можно предотвратить и можно значительно увеличить теоретический тепловой кпд. На фиг.8(B) показан пример случая использования механизма A изменения степени сжатия и механизма В изменения момента открытия или закрытия клапана для поддержания фактической степени сжатия на низком уровне и повышения степени расширения.

В примере на фиг.8(B) механизм A изменения степени сжатия используется для уменьшения объема камеры сгорания с 50 мл до 20 мл. С другой стороны, механизм В изменения момента открытия или закрытия клапана используется для замедления времени закрытия впускного клапана до тех пор, пока фактический рабочий объем цилиндра поршня не изменится с 500 мл до 200 мл. В результате в этом примере фактическая степень сжатия становится (20 мл + 200 мл)/20 мл = 11 и степень расширения становится (20 мл + 500 мл)/20 мл = 26. В обычном цикле, показанном на фиг.8(A), как объяснено выше, фактическая степень сжатия приблизительно равна 11 и степень расширения равна 11. По сравнению с этим случаем в случае, показанном на фиг.8(B), понятно, что только степень расширения увеличивается до 26. Именно поэтому такой цикл называется циклом со сверхвысокой степенью расширения.

Вообще говоря, в двигателе внутреннего сгорания, чем меньше нагрузка на двигатель, тем хуже тепловой кпд, поэтому для повышения теплового кпд во время работы транспортного средства, то есть, для повышения топливной экономичности, становится необходимым повышение теплового кпд во время работы двигателя с низкой нагрузкой. С другой стороны, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.8(B), фактический рабочий объем цилиндра поршня во время такта сжатия становится меньше, поэтому количество всасываемого воздуха, который может поступать в камеру сгорания 5, становится меньше, следовательно, такой цикл со сверхвысокой степенью расширения может использоваться только тогда, когда нагрузка на двигатель является относительно низкой. Поэтому в этом примере осуществления настоящего изобретения во время работы двигателя с низкой нагрузкой используется цикл со сверхвысокой степенью расширения, показанный на фиг.8(B), а во время работы двигателя с высокой нагрузкой используется обычный цикл, показанный на фиг.8(A).

Далее со ссылкой на фиг.9 будет кратко объяснено операционное управление в целом после завершения прогрева двигателя.

На фиг.9 показаны изменения количества всасываемого воздуха, момента закрытия впускного клапана, механической степени сжатия, степени расширения, фактической степени сжатия и степени открытия дроссельной заслонки 17 в зависимости от требуемого крутящего момента двигателя при частоте вращения двигателя, являющейся некоторой частотой вращения после завершения прогрева двигателя. Необходимо отметить, что на фиг.9 показан случай, когда среднее соотношение воздуха и топлива в камере сгорания 5 регулируется с использованием обратной связи по стехиометрическому соотношению воздуха и топлива на основании выходного сигнала измерителя 21 соотношения воздуха и топлива, так что катализатор тройного действия в каталитическом преобразователе 20 может одновременно уменьшать количество несгоревших углеводородов, CО, и NO_x в выхлопном газе.

Теперь, как объяснено выше, во время работы двигателя при высокой нагрузке, то есть, когда требуемый крутящий момент TQ является высоким, выполняется обычный цикл, показанный на фиг.8(A). Поэтому, в это время, как показано на фиг.9, поскольку механическая степень сжатия снижается, степень расширения становится низкой. Как показано на фиг.9 сплошными линиями, момент закрытия впускного клапана 7 смещен на опережение, как показано сплошной линией на фиг.5. Кроме того, в это время количество всасываемого воздуха является большим. При этом степень открытия дроссельной заслонки 17 поддерживается полностью открытой.

С другой стороны, как показано на фиг.9 сплошными линиями, если требуемый крутящий момент TQ двигателя становится ниже, то вместе с ним отстает момент закрытия впускного клапана 7, чтобы уменьшить количество всасываемого воздуха. Кроме того, в это время механическая степень сжатия увеличивается по мере уменьшения требуемого крутящего момента TQ двигателя, так что фактическая степень сжатия повышается понемногу по мере того как требуемый крутящий момент TQ двигателя становится ниже. Следовательно, при этом также повышается степень расширения по мере того как требуемый крутящий момент TQ двигателя становится ниже. Необходимо отметить, что также при этом дроссельная заслонка 17 поддерживается в полностью открытом состоянии. Поэтому количество всасываемого воздуха, который подается в камеру сгорания 5, регулируется не дроссельной заслонкой 17, а путем изменения момента закрытия впускного клапана 7.

Если требуемый крутящий момент TQ двигателя продолжает снижаться, продолжается увеличение механической степени сжатия. Если требуемый крутящий момент TQ двигателя падает до крутящего момента TХ на стороне низкой нагрузки, механическая степень сжатия становится максимальной механической степенью сжатия. В области, где требуемый крутящий момент TQ ниже крутящего момента TХ, когда механическая степень сжатия является максимальной механической степенью сжатия, механическая степень сжатия поддерживается на максимальном значении.

Таким образом, во время работы двигателя с низкой нагрузкой механическая степень сжатия становится максимальной и степень расширения также становится максимальной.

С другой стороны, в показанном на фиг.9 примере осуществления, если требуемый крутящий момент TQ двигателя падает до крутящего момента TХ, то момент закрытия впускного клапана 7 становится предельным моментом закрытия, при котором объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания 5, может быть регулируемым. Если момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, в области, где требуемый крутящий момент TQ двигателя ниже крутящего момента TХ, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает предельного момента закрытия, момент закрытия впускного клапана 7 поддерживается на его предельном значении.

Если момент закрытия впускного клапана 7 поддерживается на его предельном значении, изменение момента закрытия впускного клапана 7 не может быть дольше использовано для регулирования объема всасываемого воздуха. В примере осуществления, показанном на фиг.9, то есть, в области, где требуемый крутящий момент TQ двигателя ниже крутящего момента TХ, когда момент закрытия впускного клапана 7 достигает своего предельного значения, дроссельная заслонка 17 используется для регулирования объема всасываемого воздуха, подаваемого внутрь камеры сгорания 5. Степень открытия дроссельной заслонки 17 уменьшается со снижением требуемого крутящего момента TQ двигателя.

С другой стороны, как показано пунктирной линией на фиг.9, существует возможность регулировать объем всасываемого воздуха безотносительно к дроссельной заслонке 17, если только установить на опережение момент закрытия впускного клапана 7, так как требуемый крутящий момент TQ двигателя снижается. Поэтому, если обобщить это как для случая, показанного на фиг.9 сплошной линией, так и для случая, показанного пунктирной линией, в данном примере осуществления в соответствии с настоящим изобретением, когда требуемый крутящий момент TQ двигателя становится ниже, момент закрытия впускного клапана (7) должен перемещаться в направлении от нижней мертвой точки (НМТ) до предельного момента закрытия ТХ, при котором может регулироваться объем всасываемого воздуха, подаваемого внутрь камеры сгорания 5.

В связи с этим, как пояснялось выше, в цикле со сверхвысокой степенью расширения, показанном на фиг.8(B), степень расширения равна 26. Чем выше степень расширения, тем лучше, но, как можно понять из фиг.7, даже при значении 20 и более по отношению к используемой на практике нижней предельной фактической степени сжатия ε=5 может быть получен значительно высокий теоретический тепловой кпд. Поэтому в примере осуществления в соответствии с настоящим изобретением механизм А изменения степени сжатия сформирован так, что степень расширения становится равной 20 или более.

Как было объяснено выше, в этом примере осуществления в соответствии с настоящим изобретением объем всасываемого воздуха, подаваемого в камеру сгорания 5, в основном регулируется путем регулирования момента закрытия впускного клапана 7. Объем всасываемого воздуха регулируется дроссельной заслонкой 17 только в период работы с пониженной нагрузкой. В этом случае, в данном примере осуществления в соответствии с настоящим изобретением искомый момент закрытия IC впускного клапана 7, который требуется для получения объема всасываемого воздуха, удовлетворяющего требуемому крутящему моменту TQ, предварительно сохраняют в ПЗУ 32 как функцию запрошенного крутящего момента TQ двигателя и частоты вращения двигателя N в виде массива данных, такого как показан на фиг.10(A). Далее, искомая степень открытия 9 дроссельной заслонки 17 также предварительно сохраняется в ПЗУ 32 как функция запрошенного крутящего момента TQ двигателя и частоты вращения двигателя N в виде массива данных, такого, как показан на фиг.10(B).

С другой стороны, на фиг.11A показана взаимосвязь между крутящим моментом, создаваемым двигателем, и моментом зажигания, когда требуемый крутящий момент TQ двигателя является определенным крутящим моментом. Необходимо отметить, что на фиг.11(A) абсцисса указывает угол поворота коленчатого вала на основании оптимального момента зажигания МВТ (minimum advance for best torque -минимальное опережение для наилучшего крутящего момента). То есть, на фиг.11(A) - 15° на абсциссе означает, что величина задержки момента зажигания относительно оптимального момента зажигания МВТ составляет 15°. С другой стороны, на фиг.11(B) показана взаимосвязь величины задержки ∆IG момента зажигания относительно оптимального момента зажигания МВТ и частоты вращения двигателя.

Как можно понять из фиг.11(A), когда момент зажигания обеспечивается такой, как оптимальный момент зажигания МВТ, получают максимально создаваемый крутящий момент. Поэтому предпочтительно момент зажигания обеспечивают таким, как оптимальный момент зажигания МВТ. Однако во время работы двигателя с низким числом оборотов возмущения, возникающие внутри камеры сгорания 5, малы, поэтому скорость распространения пламени при зажигании низкая. Если в это время обеспечить оптимальный момент зажигания МВТ, несгоревшие газы вблизи камеры сгорания 5 самовоспламенятся с одновременным повышением давления в камере сгорания 5, что приведет к детонации. Поэтому при работе двигателя с низким числом оборотов момент зажигания не может быть оптимальным моментом зажигания МВТ. Для предотвращения возникновения детонации в этом случае момент зажигания должен быть обеспечен с задержкой относительно оптимального момента зажигания МВТ.

В противоположность этому, во время работы двигателя с высоким числом оборотов внутри камеры сгорания 5 возникают мощные возмущения, поэтому даже при обеспечении оптимального момента зажигания МВТ детонация не произойдет. Поэтому при работе двигателя с высоким числом оборотов момент зажигания обеспечивают равным оптимальному моменту зажигания МВТ. Поэтому, как показано на фиг.11(B), величину задержки ∆IG момента зажигания делают увеличенной относительно оптимального момента зажигания МВТ по мере понижения скорости двигателя. Необходимо отметить, что, как можно понять из фиг.11(A), если величину задержки ∆IG относительно оптимального момента зажигания МВТ делают увеличенной, создаваемый двигателем крутящий момент снижается.

В этой связи, при увеличении фактической степени сжатия детонация возникает легче, и при установке раннего зажигания детонация возникает легче. Поэтому, в случае момента зажигания с задержкой при увеличении фактической степени сжатия становится возможным предотвратить возникновение детонации, в то время как, напротив, в случае момента зажигания с опережением, детонация может быть предотвращена путем понижения фактической степени сжатия. На фиг.12(A) показана взаимосвязь между величиной изменения ∆АС фактической степени сжатия и величиной изменения ∆IG момента зажигания, способная предотвратить возникновение детонации.

Из фиг.12(A) можно понять, что детонацию можно предотвратить, увеличивая задержку ∆IG момента зажигания при возрастании величины ∆AC фактической степени сжатия, и детонацию можно предотвратить, повышая величину уменьшения ∆AC фактической степени сжатия при возрастании величины опережения ∆IG момента зажигания. Необходимо отметить, что на фиг.12(A) показана взаимосвязь между ∆AC и ∆IG в двигателе внутреннего сгорания, показанном на фиг.1. В показанном на фиг.1 двигателе внутреннего сгорания имеет место соотношение ∆АС:∆IG=1:6.

С другой стороны, на фиг.12(B) показана взаимосвязь между тепловым кпд и величиной изменения ∆IG момента зажигания в показанном на фиг.1 двигателе внутреннего сгорания, в то время как на фиг.12(C) показаны величина изменения ∆AC фактической степени сжатия и теплового кпд в показанном на фиг.1 двигателе внутреннего сгорания. Как можно понять из фиг.12(B), если величина задержки ∆IG момента зажигания увеличивается относительно оптимального момента зажигания МВТ, величина уменьшения постепенно возрастает. В противоположность этому, как можно понять из фиг.12(C), при увеличении фактической степени сжатия тепловой кпд стабильно возрастает.

С другой стороны, на фигурах 12(B) и (C) показаны изменения теплового кпд, вызывающие изменение фактической степени сжатия и момента зажигания в соответствии с соотношением ΔAC:ΔIG=1:6 в случае, когда момент зажигания представляет собой оптимальный момент зажигания МВТ, а также изменения теплового кпд при изменении момента зажигания и фактической степени сжатия в соответствии с соотношением ∆AC2:∆IG2=1:6, когда момент зажигания отстает на 15° относительно оптимального момента зажигания МВТ.

Как пояснялось выше, при работе двигателя с высоким числом оборотов момент зажигания устанавливают равным оптимальному моменту зажигания МВТ. Как можно понять из фиг.12(B), вблизи оптимального момента зажигания МВТ, даже если момент зажигания изменяется на некоторую величину, тепловой кпд намного не изменится. Поэтому по сравнению с величиной уменьшения E1 теплового кпд при задержке момента зажигания относительно оптимального момента зажигания МВТ точно на ∆IG1, величина возрастания F1 теплового кпд при увеличении фактической степени сжатия точно на ∆AC1 становится больше. Поэтому при работе двигателя с высоким числом оборотов возможно предотвратить возникновение детонации и повысить тепловой кпд за счет увеличения фактической степени сжатия и за счет задержки момента зажигания.

В этом случае существуют фактическая степень сжатия и момент зажигания, при которых разность (F1-E1) между величиной возрастания F1 теплового кпд за счет увеличения фактической степени сжатия и величиной уменьшения Е1 теплового кпд за счет задержки момента зажигания становится максимальной, а фактическую степень сжатия и момент зажигания, при которых вышеуказанная разность (F1-E1) становится максимальной в заданном нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя, то есть, фактическую степень сжатия и момент зажигания, которые дают максимальный тепловой кпд, делают базовой фактической степенью сжатия и базовым моментом зажигания во время работы двигателя с высоким числом оборотов. Необходимо отметить, что «заданное нормальное состояние» означает, например, атмосферное давление, равное нормальному атмосферному давлению (0,1 МПа), и температуру воздуха, т.е. температуру всасываемого воздуха, 20°C.

С другой стороны, как объяснено выше, во время работы двигателя с низким числом оборотов момент зажигания значительно отстает относительно оптимального момента зажигания МВТ. В это время, как можно понять из фиг.12(В), если момент зажигания изменяется, произойдет значительное изменение теплового кпд. Поэтому по сравнению с величиной уменьшения F2 теплового кпд при снижении фактической степени сжатия точно на ∆АС2, величина возрастания Е2 теплового кпд становится больше при опережении момента зажигания точно на ∆IG2. Поэтому при работе двигателя с низким числом оборотов возможно предотвратить возникновение детонации при повышении теплового кпд за счет опережения момента зажигания и за счет снижения фактической степени сжатия.

В этом случае также существуют момент зажигания и фактическая степень сжатия, при которых разность (E2-F2) между величиной возрастания Е2 теплового кпд за счет опережения момента зажигания и величиной уменьшения F2 теплового кпд за счет уменьшения фактической степени сжатия становится максимальной, и момент зажигания и фактическую степень сжатия, при которых вышеуказанная разность (E2-F2) становится максимальной в заданном нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя, то есть, момент зажигания и фактическую степень сжатия, которые дают максимальный тепловой кпд, делают базовым моментом зажигания и базовой фактической степенью сжатия во время работы двигателя с низким числом оборотов.

В данном варианте осуществления в соответствии с настоящим изобретением, указанные базовая фактическая степень сжатия AС и базовый момент зажигания IG в заданном нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя предварительно сохраняются в ПЗУ 32 как функции требуемого крутящего момента TQ двигателя и частоты вращения двигателя N в виде массивов данных, таких как показаны на фиг.13(A) и (B). После завершения прогрева двигателя эти массивы данных используются как база для расчета фактической степени сжатия и момента зажигания.

Теперь, когда температура двигателя низкая, такая как при его пуске, возникновение детонации маловероятно. Поэтому в это время есть возможность повысить фактическую степень сжатия или сделать момент зажигания более ранним с тем, чтобы в дальнейшем повысить тепловой кпд. Кроме того, когда, как в зимний сезон, температура всасываемого воздуха низкая, возникновение детонации маловероятно. Поэтому в это время есть возможность повысить фактическую степень сжатия или сделать момент зажигания более ранним с тем, чтобы в дальнейшем повысить тепловой кпд

В этом случае также соотношение теплового кпд и величины задержки ∆IG момента зажигания становится таким соотношением, как показано на фиг.12(B), в то время как соотношение теплового кпд и величины изменения ∆АС фактической степени сжатия становится таким, как показано на фиг.12(C). То есть, как пояснялось выше, во время работы двигателя с высоким числом оборотов момент зажигания делают вблизи оптимального момента зажигания МВТ. Тепловой кпд намного не изменится вблизи оптимального момента зажигания МВТ, даже если момент зажигания изменяется на некоторую величину. Поэтому во время работы двигателя с высоким числом оборотов по сравнению с опережением момента зажигания увеличение фактической степени сжатия повышает тепловой кпд. Поэтому в настоящем изобретении во время работы двигателя с высоким числом оборотов, когда температура двигателя низкая или температура всасываемого воздуха низкая, фактическую степень сжатия увеличивают по сравнению с базовой фактической степенью сжатия, чтобы повысить тепловой кпд.

С другой стороны, во время работы двигателя с низким числом оборотов, как уже пояснялось выше, если вызвать изменение момента зажигания, то тепловой кпд значительно изменится. Поэтому во время работы двигателя с низким числом оборотов по сравнению с увеличением фактической степени сжатия установка момента зажигания на более ранний повышает тепловой кпд. Поэтому в настоящем изобретении во время работы двигателя с низким числом оборотов, когда температура двигателя низкая или температура всасываемого воздуха низкая, момент зажигания устанавливают на опережение по сравнению с базовым моментом зажигания, чтобы повысить тепловой кпд

То есть, в настоящем изобретении фактическая степень сжатия и момент зажигания в заданном нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя сохраняются предварительно в качестве базовой фактической степени сжатия и базового момента зажигания в соответствии с различными режимами работы двигателя. Когда температура, отображающая температуру двигателя, ниже температуры в нормальном состоянии или когда температура всасываемого воздуха ниже температуры всасываемого воздуха в нормальном состоянии, во время работы двигателя с высоким числом оборотов увеличивают фактическую степени сжатия относительно базовой фактической степени сжатия, в то время как при работе двигателя с низким числом оборотов обеспечивают опережение момента зажигания относительно базового момента зажигания.

В этой связи, когда температура двигателя низкая или когда температура всасываемого воздуха низкая, то, если увеличивать фактическую степень сжатия или установить момент зажигания на более раннее с тем, чтобы повысить тепловой кпд, произойдет падение температуры выхлопных газов. В результате потребуется время до момента, когда активируется катализатор тройного действия, т.е. катализатор очистки выхлопных газов.

Поэтому в одном примере осуществления в соответствии с настоящим изобретением, когда температура, представляющая собой температуру двигателя, ниже температуры в нормальном состоянии или температура всасываемого воздуха ниже температуры всасываемого воздуха в нормальном состоянии и когда активирован катализатор очистки выхлопных газов, во время работы двигателя с высоким числом оборотов фактическую степень сжатия увеличивают относительно базовой фактической степени сжатия, а во время работы двигателя с низким числом оборотов устанавливают момент зажигания на более ранний срок относительно базового момента зажигания.

То есть, в этом примере осуществления, когда катализатор очистки выхлопных газов не актирован, действие по повышению теплового кпд путем увеличения фактической степени сжатия или установки момента зажигания на раннее зажигание прекращается, а когда катализатор очистки выхлопных газов активирован, действие по повышению теплового кпд путем увеличения фактической степени сжатия или установки момента зажигания на раннее зажигание осуществляется.

Необходимо отметить, что когда катализатор очистки выхлопных газов не активирован, есть возможность понизить тепловой кпд и повысить температуру выхлопных газов, чтобы активировать катализатор очистки выхлопных газов раньше. В этом случае, чем ниже фактическая степень сжатия, тем больше понижается тепловой кпд, в то время как чем больше задержка момента зажигания, тем больше понижается тепловой кпд. Поэтому в этом примере осуществления, когда температура, представляющая собой температуру двигателя, ниже температуры в нормальном состоянии или температура всасываемого воздуха ниже температуры всасываемого воздуха в нормальном состоянии и когда катализатор очистки выхлопных газов не активирован, фактическую степень сжатия уменьшают до минимальной фактической степени сжатия, а момент зажигания задерживают на максимальную величину задержки.

Теперь, как пояснялось выше, в настоящем изобретении, когда температура двигателя низкая или когда температура всасываемого воздуха низкая, во время работы двигателя с высоким числом оборотов фактическая степень сжатия увеличивается, в то время как при работе двигателя с низким числом оборотов момент зажигания смещается на более ранний срок. В связи с этим, в это же время, таким же образом, как и в уже поясненном случае нормального состояния после завершения прогрева двигателя, во время работы двигателя с высоким числом оборотов существуют фактическая степень сжатия и момент зажигания, при которых разность между величиной повышения теплового кпд за счет повышения фактической степени сжатия и величиной уменьшения теплового кпд за счет задержки момента зажигания становится максимальной, в то время как во время работы двигателя с низким числом оборотов существуют момент зажигания и фактическая степень сжатия, при которых разность между величиной повышения теплового кпд за счет опережения момента зажигания и величиной уменьшения теплового кпд за счет уменьшения фактической степени сжатия становится максимальной.

Поэтому в другом примере осуществления в соответствии с настоящим изобретением для дальнейшего повышения теплового кпд при предотвращении детонации, как показано на фиг.14(А), во время работы двигателя с высоким числом оборотов увеличивают фактическую степень сжатия и задерживают момент зажигания, а во время работы двигателя с низким числом оборотов момент зажигания осуществляют с опережением и уменьшают фактическую степень сжатия.

На фиг.14(B) показана взаимосвязь между величиной увеличения или уменьшения ∆АС1 фактической степени сжатия для различных температур "a", 'b", и "c" всасываемого воздуха и частотой вращения двигателя N в другом примере осуществления, а на фиг.14(С) показана взаимосвязь между величиной опережения или величиной задержки AIG1 момента зажигания для различных температур "a", "b" и "c" всасываемого воздуха и частотой вращения двигателя N в другом примере осуществления. Необходимо отметить, что на фиг.14(В) и (С) температуры всасываемого воздуха находятся в соотношении a>b>c. Поэтому из фиг.14(B) и (C) можно понять, что чем выше частота вращения двигателя N и ниже температура всасываемого воздуха, тем больше повышают величину возрастания ∆АС1 фактической степени сжатия и тем больше увеличивают задержку ∆IG1 момента зажигания, в то время как чем ниже частота вращения двигателя N и ниже температура всасываемого воздуха, тем больше повышают величину уменьшения ∆АС1 фактической степени сжатия и тем больше увеличивают опережение ∆IG1 момента зажигания.

Далее, на фиг.15(A) и (B) показаны взаимосвязи в случае, когда температура воды, охлаждающей двигатель, используется как температура, представляющая собой температуру двигателя в этом другом примере осуществления. То есть, на фиг.15(A) показана взаимосвязь между величиной повышения или величиной уменьшения ∆AC2 фактической степени сжатия и частотой вращения двигателя N для различных температур "a", “b", "c" воды, охлаждающей двигатель, а на фиг.15(В) показана взаимосвязь между величиной опережения или величиной задержки ∆IG2 момента зажигания и частотой вращения двигателя N для различных температур "a", “b", "c" воды, охлаждающей двигатель. Необходимо отметить, что на фиг.15(A) и (B) температуры воды, охлаждающей двигатель, находятся в соотношении a>b>c.

Поэтому из фиг.15(A) и (B) можно понять, что чем выше частота вращения двигателя N и ниже температура воды, охлаждающей двигатель, тем больше повышают величину возрастания ∆АС2 фактической степени сжатия и тем больше повышают величину задержки ∆IG2 момента зажигания, в то время как чем ниже частота вращения двигателя N и ниже температура воды, охлаждающей двигатель, тем больше повышают величину уменьшения ΔAС2 фактической степени сжатия и тем больше повышают величину опережения ∆IG2 момента зажигания.

Последовательность действий операционного управления для другого примера осуществления можно видеть на фиг.16 в качестве типовой последовательности действий операционного управления. Следует отметить, что эту последовательность действий осуществляют путем прерывания в каждый определенный промежуток времени.

Согласно фиг.16, во-первых, на шаге 100 искомое время закрытия 1C впускного клапана (7) рассчитывается по массиву данных, показанному на фиг.10(A). Далее, на этапе 101 по массиву данных, показанному на фиг.13(A) рассчитывают базовую фактическую степень сжатия AC в нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя. Затем на этапе 102 определяют, превышает ли температура катализатора TC, обнаруженная датчиком 24 температуры, температуру активации катализатора ТС₀. Когда ТС≤ТС₀, последовательность действий переходит к этапу 106, на котором искомую фактическую степень сжатия AC₀ устанавливают как минимальную фактическую степень сжатия AC₀. Далее последовательность действий переходит к этапу 107. В противоположность этому, когда TC≤TC₀, последовательность действий переходит к этапу 103.

На этапе 103 величина повышения или величина уменьшения ∆АС1 фактической степени сжатия рассчитывается на основании температуры всасываемого воздуха, обнаруженной датчиком 23 температуры, и частоты вращения N двигателя по зависимости, показанной на фиг.14(В). Затем на этапе 104 величина повышения или величина уменьшения ∆АС2 фактической степени сжатия рассчитывается на основании температуры воды, охлаждающей двигатель, обнаруженной датчиком 22 температуры, и частоты вращения N двигателя по зависимости, показанной на фиг.15(A). Далее на этапе 105 базовую фактическую степень сжатия AC увеличивают на величины ∆АС1 и ∆АС2 для расчета искомой фактической степени сжатия AC0 (=AC+∆AC1+∆AC2). Затем последовательность действий переходит к этапу 107.

На этапе 107 рассчитывается искомая механическая степень сжатия CR, требуемая для получения искомой фактической степени сжатия AC0 с учетом вышеуказанной фактической степени сжатия. Далее на этапе 108 по массиву данных, показанному на фиг.10(B), рассчитывается искомая степень открытия 0 дроссельной заслонки 17. Затем на этапе 109 по массиву данных, показанному на фиг.13(B), рассчитывается базовый момент зажигания IG в нормальном состоянии после завершения прогрева двигателя. После этого на этапе 110 еще раз определяется, превышает ли температура катализатора ТC, обнаруженная датчиком 24 температуры, температуру активации катализатора TС₀. Когда TC≤TC₀, последовательность действий переходит к этапу 114, на котором искомый момент зажигания IG₀ устанавливают как максимальную величину задержки IG₀. Затем последовательность действий переходит к этапу 115. В противоположность этому, когда TC>TC₀, последовательность действий переходит к этапу 111.

На этапе 111 рассчитывается величина опережения или величина задержки ∆IG1 момента зажигания на основании температуры всасываемого воздуха, обнаруженной датчиком 23 температуры, и частоты вращения N двигателя по зависимости, показанной на фиг.14(C). Далее на этапе 112 рассчитывается величина опережения или величина задержки ∆IG2 момента зажигания на основании температуры воды, охлаждающей двигатель и обнаруженной датчиком 22 температуры, и частоты вращения двигателя N по зависимости, показанной на фиг.15(B). После этого на этапе 113 базовый момент зажигания увеличивает на ∆IG1 и ∆IG2 для расчета искомого момента зажигания IG0 (=IG+∆IG1+∆IG2). Затем последовательность действий переходит к этапу 115. На этапе 115 механизм A изменения степени сжатия регулируется так, чтобы механическая степень сжатия стала искомой механической степенью сжатия CR; механизм B изменения момента открытия или закрытия клапана регулируется так, чтобы время закрытия впускного клапана 7 стало искомым временем закрытия IC, действие зажигания посредством свечи зажигания 6 регулируется так, чтобы момент зажигания стал искомым моментом зажигания IGO, а дроссельная заслонка (17) регулируется так, чтобы степень открытия дроссельной заслонки (17) стала искомой степенью открытия 9.

Перечень номеров позиций

1… картер двигателя

2… блок цилиндров

3… головка блока цилиндров

4… поршень

5… камера сгорания

7… впускной клапан

22, 23, 24… датчик температуры

70… распределительный вал для приведение в действие впускного клапана

A… механизм изменения степени сжатия

B… механизм изменения момента открытия или закрытия клапана