专利名称：火花点火式内燃发动机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种火花点火式内燃发动机。
背景技术：
在内燃发动机中，进气门的闭合正时越延迟，换言之，进气门的 闭合正时越接近压缩上止点，则在压缩行程时从燃烧室内部往回推压 到进气口内部的进气量越大，因此燃烧室中密封的空气量一一即送入 燃烧室的进气量一一越小。因此，通过控制进气门的闭合正时，可控
制iH^燃烧室的进气量。
因此，本领域已知一种火花点火式内燃发动机，其设置有可变正 时机构，该可变正时机构能够控制进气门的闭合正时并控制进气门在 发动机起动时的闭合正时使得起动所需的进气量被送入燃烧室(例如， 参见日本专利公报(A) No. 2006-138299)。在这种内燃发动机中，当 发动机起动并且发动机转速提高时，通过改变进气门的闭合正时从而 控制被送入燃烧室内的进气量来防止在发动机起动时发动机转速提高 过多而超过目标怠速，即，在发动机起动时尽可能防止发动机超速。
然而，即使以这种方式改变进气门的闭合正时从而控制被送入燃 烧室内的进气量，也不可能在发动机起动时防止发动机超速。
即，在上述内燃发动机中，在发动机起动时，必须将送入燃烧室 的进气量降至较小的量以防止发动机超速。为此，在发动机起动时， 必须适度延迟进气门的闭合正时。然而，如果延迟进气门的闭合正时， 则实际开始压缩作用的正时变成延迟，因此实际压缩比停止下降并且 不可能停止点火。
因此，在上述内燃发动机中，为了提高用于点火的实际压缩比， 必须提前进气门的闭合正时而超过用于防止超速的最佳闭合正时。其结果是，在发动机起动时发动机不可避免地超速。因此，如上所述，
即使改变进气门的闭合正时来控制被iH^燃烧室内的进气量，也不可
能在发动机起动时防止发动机a。
发明内容
本发明的一个目的是提供一种火花点火式内燃发动机，其能够在 发动机起动及进行提高期望的发动机转速的作用时完成可靠的点火。
根据本发明，提供一种火花点火式内燃发动机，其设置有能够控
制进气门的闭合正时的可变正时机构和能够改变机械压缩比的可变压 缩比机构，其中，在发动机起动时，将进气门的闭合正时控制为使得 起动所需的进气量被送入燃烧室内，并且将机械压缩比设在高压缩比侧。
图l是一种火花点火式内燃发动机的总图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3是所示内燃发动机的侧视横截面图。
图4是可变气门正时机构的视图。
图5是示出进气门和排气门的升程量的视图。
图6是用于说明发动机压缩比、实际压缩比以及膨胀比的视图。
图7是示出理论热效率和膨胀比之间关系的视图。
图8是用于说明一般循环和超高膨胀比循环的视图。
图9是示出M压缩比等根据发动机负荷变化的视图。
图IO是示出起动控制的时间图。
图11是示出指示扭矩的视图。
图12是用于执行起动控制的^^呈图。
具体实施例方式
图1示出火花点火式内燃发动机的侧视橫截面图。
参照图l， l表示曲轴箱，2表示气釭体，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顶部中心处的火花塞，7表 示进气门，8表示进气口， 9表示排气门，IO表示排气口。进气口 8 通过进气支管11连接到稳压罐12，同时每个进气支管11设置有用于 向相应的进气口 8喷射燃料的燃料喷射器13。应当注意，每个燃料喷 射器13可以设置在每个燃烧室5处而不附接到每个进气支管11。
稳压罐12经由进气管14连接到空气滤清器15,同时进气管14 的内部设置有通过致动器16驱动的节气门17和使用例如热丝等的进 气量检测器18。另一方面，排气口 10通过排气歧管19连接到例如容 纳三元催化剂的催化转化器20，同时排气歧管19内部设置有空燃比 传感器21。应当注意，诸如气压传感器、水温传感器、油温传感器、 用来检测稳压罐12内压力的真空传感器等各类传感器(未在图1中示 出)附接到发动机。
另一方面，在图1中所示的实施方式中，曲轴箱1和气釭体2的 连接部分i殳置有可变压缩比机构A，所述可变压缩比机构A能够沿气 缸轴向改变曲轴箱1和气缸体2的相对位置，从而改变当活塞4位于 压缩上止点时燃烧室5的容积，并且还^L置有实际压缩作用开始正时 改变机构B，其能够改变实际压缩作用的开始正时。应当注意，在图1 中所示的实施方式中，该实际压缩作用开始正时改变机构B包括能够 控制进气门7的闭合正时的可变气门正时^。
电子控制单元30包括数字计算机，设置有通过双向总线31彼此 连接的部件，例如ROM (只读存储器)32、 RAM (随M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的输出信号和空燃比传感器21的输出信号通it^目应的AD转 换器37输入到输入端口 35。另外，加速器踏板40连接到负荷传感器 41，所述负荷传感器41产生与加速器踏板40的推压量L成正比的输 出电压。负荷传感器41的输出电压通it^目应的AD转换器37输入到 输入端口 35。另外，输入端口 35连接到曲轴转角传感器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通过驱动电路38连接到火花塞6、燃料喷射器13、节气 门驱动致动器16、可变压缩比机构A以及可变气门正时机构B。
图2是图1中所示可变压缩比机构A的分解立体图，而图3是所 示内燃发动机的侧视横截面图。参照图2，在气釭体2的两个侧壁的 底部处形成有多个以特定距离彼此分开的突起部50。每个突起部50 都形成有横截面为圆形的凸轮插入孔51。另一方面，曲轴箱l的顶表 面上形成有多个以特定距离彼此分开并且装配在相应的突起部50之 间的突起部52。这些突起部52也形成有横截面为圆形的凸轮插入孔53。
如图2中所示，设置有一对凸轮轴54、 55。每个凸轮轴54、 55 都具有圆形凸轮56，所述圆形凸轮56固定在凸轮轴上并且每隔一个 地以可旋转方式插入到凸轮插入孔51中。这些圆形凸轮56与凸轮轴
54、 55的旋转轴线同轴。另一方面，如图3中的阴影线所示，在圆形 凸轮56之间延伸有相对于凸轮轴54、 55的旋转轴线偏心设置的偏心 轴57。每个偏心轴57都具有以可旋转方式偏心地附接到其上的其它 的圆形凸轮58。如图2中所示，这些圆形凸轮58设置在圆形凸轮56 之间。这些圆形凸轮58以可旋转方式插入到相应的凸轮插入孔53中。
当紧固到凸轮轴54、 55的圆形凸轮56从图3 (A)中所示的状态 如图3 (A)中的实线箭头所示地沿相反的方向旋转时，偏心轴57朝 向底部中心处移动，因此圆形凸轮58在凸轮插入孔53中如图3 (A) 中的虚线箭头所示地沿着与圆形凸轮56相反的方向旋转。如图3 (B) 中所示，当偏心轴57朝向底部中心处移动时，圆形凸轮58的中心移 动至低于偏心轴57。
比较图3 (A)和图3 (B)可以理解，曲轴箱1和气缸体2的相 对位置由圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离确定。 圆形凸轮56的中心和圆形凸轮58的中心之间的距离越大，则气缸体 2距离曲轴箱1越远。如果气缸体2远离曲轴箱1，则当活塞4位于压 缩上止点时燃烧室5的容积增加，因此通过使凸轮轴54、 55旋转，能 够改变当活塞4位于压缩上止点时燃烧室5的容积。
如图2中所示，为了使凸轮轴54、 55沿相反的方向旋转，驱动马达59的轴设置有一对具有相反的螺旋方向的蜗轮61、 62。与这些蜗 轮61、 62啮合的齿轮63、 64紧固到凸轮轴54、 55的端部。在此实施 方式中，可以驱动驱动马达59以在大范围内改变当活塞4位于压缩上 止点时燃烧室5的容积。应当注意，图1至图3所示的可变压缩比机 构A示出了一个示例。可以使用任意类型的可变压缩比机构。
另一方面，图4示出图1中附接到凸轮轴70的端部上的用于驱动 进气门7的可变气门正时机构B。参照图4，这种可变气门正时机构B 设置有由发动机曲轴通过正时皮带沿箭头方向旋转的正时带轮71、与 正时皮带71 —起旋转的筒形壳体72、能够和进气门驱动凸轮轴70 — 起旋转并-M目对于筒形外壳72旋转的轴73、从筒形外壳72的内周延 伸到轴73的外周的多个隔离件74以及从轴73的外周在隔离件74之 间延伸到筒形外壳72的内周的叶片75,叶片75的两侧形成有用于提 前的液压室76和用于延迟的液压室77。
工作油向液压室76、 77的给送受到工作油给送控制岡78的控制。 此工作油给送控制阀78设置有连接到液压室76、 77的液压端口 79、 80;用于从'妙泵81排放的工作油的给送端口 82; —对排出端口 83、 84;以及用于控制端口79、 80、 82、 83、 84的连接和断开的滑岡84。
为了提前进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位，在图4中，使滑阀 85向右移动，从给送端口 82给送的工作油通过液压端口 79给送到用 于提前的液压室76,并且用于延迟的液压室77中的工作油从排出端 口84排出。此时，轴73相对于筒形壳体72沿箭头方向旋转。
与此相反，为了使进气门驱动凸轮轴70的凸轮的相位延迟，在图 4中，使滑阀85向左移动，从给送端口 82给送的工作油通过液压端 口 80给送到用于延迟的液压室77,用于提前的液压室76中的工作油 从排出端口83排出。此时，轴73相对于筒形壳体72沿与箭头相反的 方向旋转。
当轴73相对于筒形壳体72旋转时，如果滑阀85返回到图4中所 示的中间位置，则用于使轴73相对旋转的操作结束，并且轴73保持 在当时的相对旋转位置处。因此，可以利用可变气门正时W^B来使 进气门驱动凸轮轴70的凸^"相位精确地提前或延迟所需量。
在图5中，实线示出当使用可变气门正时^J B最大程度地使进气门驱动凸轮轴70的凸轮相位提前时的情形，而虚线示出当使用可变 气门正时机构B以最大程度地使进气门驱动凸轮轴70的凸轮相位延迟 时的情形。因此，能够在由图5中实线所示范围和虚线所示范围之间 自由地设定进气门7的打开正时，因此进气门7的闭合正时能够^殳定 为由图5中箭头C所示范围中的任意曲轴转角。
图1和图4中所示的可变气门正时机构B是一个示例。例如，可 以使用能够仅改变进气门的闭合正时同时维持进气门的打开正时恒定 的可变气门正时机构或其它各种类型的可变气门正时机构。
接下来将参照图6解释本申请中所使用的术语的含意。应当注意， 图6(A)、 (B)和(C)以说明为目的示出具有燃烧室容积为50亳升 并且活塞的行程容积为500亳升的发动机。在这些图6 (A)、 (B)和 (C)中，燃烧室容积示出当活塞处于压缩上止点时燃烧室的容积。
图6 (A)解释机械压缩比。；tOfe压缩比是由压缩行程时燃烧室容 积与活塞的朽，呈容积机喊地确定的值。此机械压缩比由(燃烧室容积+ 行程容积)/燃烧室容积表示。在图6 (A)中所示的示例中，此机械 压缩比为(50亳升+500亳升)/50亳升-11。
图6 (B)解释实际压缩比。此实际压缩比是由燃烧室容积与从压 缩作用实际开始时到活塞达到上止点时活塞的实际行程容积确定的 值。此实际压缩比由(燃烧室容积+实际#^容积)/燃烧室容积表示。 即，如图6(B)中所示，即使在压缩行程中活塞开始上升，在进气门 打开时也没有执行压缩作用。实际压缩作用在进气门闭合之后开始。 因此，实际压缩比使用实际行程容积表示如下。在图6(B)中所示的 示例中，实际压缩比为(50亳升+450毫升)/50亳升=10。
图6 (C)解释膨胀比。膨胀比是由燃烧室容积与在膨胀行程时活 塞的行程容积确定的值。此膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃烧 室容积表示。在图6 (C)中所示的示例中，此膨胀比为(50亳升+500 毫升)/50亳升=11。
接下来将参照图7和图8解释在本发明中使用的超高膨胀比循环。 应当注意，图7示出理论热效率和膨胀比之间的关系，而图8示出在 本发明中根据负荷选择性地使用的一般循环和超高膨胀比循环之间的 对比。图8 (A)示出当接近下止点时进气门闭合并且活塞的压缩作用大 致从压缩下止点附近开始时的一般循环。在此图8(A)中所示的示例 中，以与图6 (A)、 (B)和(C)中所示示例相同的方式，使燃烧室 容积为50毫升，使活塞的行程容积为500亳升。从图8 (A)中可以 理解，在一般循环中，机械压缩比是(50亳升+500亳升)/50亳升=11， 实际压缩比也大约是ll，并且膨胀比也为(50毫升+500亳升)/50亳
升-ii。即，在一般的内燃发动机中，机械压缩比和实际压缩比以;sj^
胀比基本相等。
图7中的实线示出在实际压缩比和膨胀比基;M目等的情况下一_
即在一般循环的情况下一一理论热效率的变化。在这种情况下，可以 知道，膨胀比越大，即实际压缩比越大，则理论热效率越高。因此， 在一般循环中，要提高理论热效率，则应该使实际压缩比变大。但是， 由于在发动机高负荷运转时发生爆燃的限制，所以即4吏在最大值时实
际压缩比也只能达到约12,因而，在一般:循环中，不能使理论热效率
足够高。
另一方面，在这种情形下，发明人严格区分了机械压缩比和实际 压缩比，并且研究了理论热效率，结果发现在理论热效率中，膨胀比 是主导的，并且理论热效率基本上不太受实际压缩比的影响。即，如 果提高实际压缩比，则爆发力增大，但是压缩需要的能量多，因而即 使提高实际压缩比，理论热效率也才艮本不会提高太多。
与此相反，如果提高膨胀比，则在膨胀行程时向下推压活塞的力 作用时间段越长，则活塞向曲轴施加旋转力的时间越长。因此，膨胀
比越大，则理论热效率变得越高。图7中的虚线示出在将实际压缩比 固定在10并且在这种状态下提高膨胀比的情况下的理论热效率。以这 种方式，可以知道，当在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比 时的理论热效率的提高量与如图7中的实线所示的在实际压缩比和膨 胀比一起提高的情况下理论热效率的提高量的差别不大。
如果实际压缩比以这种方式維持在低值，则不会发生爆燃，因此 如果在实际压縮比维持在低值的情况下提高膨胀比，则能够防止爆燃 的发生并且能够大大提高理论热效率。图8 (B)示出当使用可变压缩 比机构A和可变气门正时机构B来将实际压缩比维持在低值并且提高 膨胀比的情形的示例。参照图8(B)，在此示例中，使用可变压缩比机构A来将燃烧室 容积从50亳升降低到20亳升。另一方面，使用可变气门正时机构B 使进气门的闭合正时延迟，直到活塞的实际行程容积从500亳升改变 到200亳升。结果，在此示例中，实际压缩比为(20亳升+200亳升) /20亳升=11并且膨胀比为(20亳升+500亳升)/20亳升=26。在图8 (A)中所示的一般循环中，如上所述，实际压缩比为约11，膨胀比 为ll。与这种情;;U目比，在图8(B)中所示的情况下，可以知道，仅 膨胀比提高到26。这就是将其称为"超高膨胀比循环"的原因。
如上所述， 一般而言，在内燃发动机中，发动机的负荷越低，则 热效率越差，因此要提高车辆运转时的热效率，即要改善燃料消耗， 就必须提高发动机低负荷运行时的热效率。另一方面，在图8(B)中 所示的超高膨胀比循环中，在压缩行程时的活塞的实际行程容积较小， 因此能够吸入到燃烧室5中的进气量较小，所以此超高膨胀比循环仅 在发动机负荷较低时采用。因此，在本发明中，在发动机低负荷运转 时，设定如图8(B)中所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负荷运 转时，i殳定如图8(A)中的一舶:循环。
接下来参照图9粗略地说明根据本发明的整体运转控制。
图9示出;Wfe压缩比、膨胀比、进气门7的闭合正时、实际压缩 比、进气量、节气门17的开度以及泵气损失l^iL动机负荷的改变。应 当注意，在根据本发明的实施方式中，燃烧室5中的平均空燃比一般 基于空燃比传感器21的输出信号^Jt控制为化学计量空燃比，4吏得催 化转化器20中的三元催化剂能够同时地减少排气中的未燃烧HC、CO 以及NOx。
现在，如上所述，在发动机高负荷运转时，执行图8 (A)中所示 的一般:循环。因此，如图9中所示，此时由于;Wfe压缩比变低，即， 机械压缩比在低压缩比侧，所以膨胀比变低，从而如图9中的低处的 实线所示，进气门7的闭合正时如图5中的实线所示提前。另外，此 时，进气量大。此时，节气门17的开度维持完全打开或者基本上完全 打开，因此泵气损失为零。
另一方面，如图9中所示，随着发动机负荷降低，机械压缩比增 大，因此膨胀比也增大。另外，此时，进气门7的闭合正时如图9的实线所示随着发动机负荷变低而延迟，从而实际压缩比保持基本恒
定。应当注意，此时节气门7也保持在完全打开或基本上完全打开的 状态。因此被iH^燃烧室5的进气量不受节气门17的控制，而是受进 气门7的闭合正时的变化控制。此时泵气损失也为零。
这样，当发动机负荷^UL动机高负荷运转状态变低时，机械压缩 比随着进气量在基本恒定的实际压缩比下的减小而增大。即，当活塞 4到达压缩上止点时燃烧室5的容积与进气量的减小成正比地减小。 因此当活塞4到i^缩上止点时燃烧室5的容积与进气量成正比地变 化。应当注意，此时，燃烧室5中的空燃比变为化学计量空燃比，因 此当活塞4到达压缩上止点时燃烧室5的容积与燃料量成正比地变化。
如果发动机负荷进一步变低，则机械压缩比进一步增大并且在高 压缩比侧。当机械压缩比达到形成燃烧室5的结构极限的极PH^L械压 缩比时，在低于当机械压缩比达到极PH^L械压缩比时的发动机负荷L 的负荷区域中，机械压缩比保持在极限发动机压缩比。因此在发动机 低负荷运转时，机械压缩比为最大值，并且膨胀比也为最大值。换句 话说，在本发明中，为了在发动机低负荷运转时获得最大膨胀比，机 械压缩比应为最大值。另外，此时，实际压缩比维持在与在发动机中
负荷和高负荷运转时的实际压缩比大致相同的实际压缩比。
另一方面，如图9中的实线所示，随着发动机负荷变低进气门7 的闭合正时延迟到能够控制送入燃烧室5的进气量的极限闭合正时。 在低于当进气门7的闭合正时达到极限闭合正时时的发动机负荷L2的 负荷区域中，进气门7的闭合正时保持在极限闭合正时。如果进气门 7的闭合正时保持在极限闭合正时，则进气量将不能再由进气门7的 闭合正时的改变控制。因此，必须用其它方法控制进气量。
在图9中所示的实施方式中，此时，即在低于当进气门7的闭合 正时达到极限闭合正时时的发动机负荷L2的负荷区域中，使用节气门 17控制送入燃烧室5的进气量。但是，如果使用节气门17控制进气 量，则如图9中所示，泵气损失增加。
应当注意，为了防止这些泵气损失，在低于当进气门7的闭合正 时达到极限闭合正时时的发动机负荷L2的负荷区域中，节气门17保 持完全打开或者基本完全打开。在这种状态下，发动机负荷越低，则使得空燃比越大。此时，燃烧喷射器13优选地设置在燃烧室5中以执 行分层燃烧。
如图9中所示，在发动机低速运转时，不论发动机负荷如何，实 际压缩比都保持基本恒定。但是，如果发动机转速升高，则燃烧室5 中的混合气受到扰动，因此爆燃难以发生，从而在根据本发明的实施 方式中，发动机转速越高，则实际压缩比越大。另一方面，如上所述， 在如图8(B)中所示的超高膨胀比循环中，膨胀比为26。此膨胀比越 高越好，但是如果为20或更高，就能够获得相当高的理论热效率。因 此,在本发明中，可变压缩比机构A被形成为使得膨胀比为20或更高。
另外，在图9中所示的示例中，机械压缩比才艮据发动机负荷连续 地改变。然而，机械压缩比也能够根据发动机负荷分级地改变。
另一方面，如图9中的虚线所示，当发动机负荷变低时，在不依 赖节气门17的情况下，通过使进气门7的闭合正时提前，就可以控制 进气量。因此，在图9中，如果综合地表示由实线所示的情形和由虚 线所示的情形，在根据本发明的实施方式中，随着发动机负荷的变低， 进气门7的闭合正时沿着离开压缩下止点BDC的方向变化，即，4吏得 进气门7的闭合正时远离BDC，直到能够控制iH^燃烧室内的进气量 的极限闭合正时L2。
接下来将说明根据本发明的发动机的起动控制。
在本发明中，在发动机起动时，通过控制进气门7的闭合正时将 送入燃烧室5的进气量控制为必需的进气量。应当注意，在发动初^起 动时，不论节气门17是否打开或闭合，当进气门7闭合时燃烧室5内 的压力都变成大气压力或基本变成大气压力。因此，此时，不论节气 门17是否打开或闭合，n燃烧室5内的进气量都受进气门7的闭合 正时的控制。因此，在发动机起动时，节气门17可打开或闭合。
图10是根据本发明的发动机起动控制的示例的时间图。此图10 示出点火正时、进气门7的闭合正时的变化、^压缩比的变化以及 发动机转速的变化。应当注意，图10示出使得进气门7在进气下止点 之后闭合的情况。因此，在图10中所示的示例中，进气门7的闭合正 时越延迟，则"燃烧室5的进气量越小。另外，在图10中，NX示 出发动机起动时的目标怠速。在发动机起动完成后该目标怠速随着发动机预热而逐渐下降。
参照图10,在发动机起动时，在首次燃烧前，使得进气门7的闭 合正时最大程度地延迟。即，进气门7的闭合正时保持在距离进气下 止点最远的极限闭合正时处。另一方面，在曲轴开始转动前机械压缩 比如实线所示保持在低压缩比侧。应当注意，在图10中的实线所示的 示例中，在曲轴开始转动前，机械压缩比保持在最低压缩比的基准机 械压缩比。
接下来，即使曲轴开始转动，机械压缩比也如图10中的实线所示 暂时保持在低压缩比侧。在图10中所示的示例中，其保持在最低M 压缩比的基准机械压缩比。当曲轴以这种方式转动时，如果机械压缩 比保持在低压缩比侧，则实际压缩比变低，因此可减小活塞4的驱动 力，从而可减小起动机马达的尺寸并可减小动力消耗。
接下来，在首次燃傲良生前^压缩比如图10中的实线所示从低 压缩比侧提高到高压缩比侧。应当注意，此时，在图10中所示的示例 中，将机械压缩比提高到极限机械压缩比，即，最大压缩比。因此， 当首次燃烧发生时，机械压缩比变为在高压缩比侧。应当注意，如图 10中的虚线所示，在发动机起动前，机械压缩比可保持在高压缩比侧， 例如极卩1*>械压缩比，即，最大压缩比。
现在，在本发明中，如图10中所示，当首次燃烧发生时，发动机 转速提高到发动机起动时的目标怠速NX而不会超it^L动机起动时的 目标怠速NX。接下来将参照图ll说明这一点。
图11示出作为发动机冷却水温T的函数的、将发动机转速保持在 目标怠速所需的显示扭矩。在内燃发动机中，发动机冷却7jC温T越低， 则摩擦扭矩越大，因此如图ll所示，显示扭矩越高，则发动机冷却水 温越低。
现在，在根据本发明的实施方式中，首次燃烧在进气门7的闭合 正时最大程度地延迟并且使得机械压缩比为最大压缩比的状态下发 生。此时，4吏得机喊压缩比为最大压缩比，因此实际压缩比高。因此， 执行了良好的点火和燃烧。然而，iHX燃烧室5内的进气量极小，因 此此时的显示扭矩比图11中所示的显示扭矩低。这种情况下，为了将 发动机转速提高到发动机起动时的目标怠速NX，指示扭矩必须大于图11中所示的指示扭矩。
因此，当首次燃M生时，进气门7的闭合正时如图10中所示提 前以增加送入燃烧室5内的进气量，从而产生大于图11中所示的指示 扭矩的指示扭矩。即，使得进气门7的闭合正时接近进气下止点。另 一方面，如果进气门7的闭合正时提前，则降低了机喊压缩比使得实 际压缩比不会变得极高。
此时的机械压缩比以及进气门7的闭合正时成为机械压缩比以及 进气门7的闭合正时，从而发动机转速提高到目标怠速NX而不会超 速。通过实验预先找到发动机转速借以提高到目标怠速NX而不会超 速的机械压缩比以及进气门7的闭合正时，并预先将所述机械压缩比 以及进气门7的闭合正时存储在ROM 32中。
另一方面，当以这种方式提前进气门7的闭合正时并降低机械压 缩比时，如果降低机械压缩比的作用迟于提前进气门7的闭合正时的 作用，则实际压缩比将停止异常的升高。因此，在才艮据本发明的实施 方式中，此时，执行降低机械压缩比的作用优先于延迟进气门7的闭 合正时的作用。
当发动机转速达到发动机起动时的目标怠速NX时，如果随即控 制进气门7的闭合正时以获得实现图11中所示的指示扭矩的进气量， 则发动机转速保持在目标怠速。因此，如图10所示，当发动机转速提 高到发动机起动时的目标怠速NX时，进气门7的闭合正时延迟以将 发动机转速维持在目标怠速NX。此时，稍迟于延迟进气门7的闭合正 时的作用执行增加机械压缩比的作用。
图12示出起动控制程序。
参照图12，首先，在步骤100，判断是否发出起动发动机的指令。 例如，当起动机开关接通并且曲轴开始转动时，判定已发出发动机起 动指令。接下来，在步骤101，根据发动机的运转状态设定提高发动 机转速的方法，即，是否快速提高发动机转速或緩慢提高发动机转速。
接下来，在步骤102，读取发动机冷却水温、稳压罐12中的压力、 发动机转速和其它发动机运转状态。接下来，在步骤103，基于提高 发动机转速的设定方法计算首次燃烧时、第二次燃烧时、第三次燃烧 时等的目标进气量。接下来，在步骤104,基于目标进气量和发动机运转状态计算首次燃烧时、第二次燃烧时等的目标机械压缩比、点火
正时以及进气门7的目标闭合正时。
接下来，在步骤105,执行处理以将机械压缩比改变为目标压缩比。 接下来，在步骤106，判断将机械压缩比改变为目标压缩比的作用是 否已完成。当完成时，程序前进至步骤107，在步骤107中执行处理 以将进气门7的闭合正时改变为目标闭合正时。接下来，在步骤108， 判断起动控制是否已结束。当起动控制已结束时，程序转换到完成起 动后的怠速运转控制。
权利要求
1. 一种火花点火式内燃发动机，其设置有能够控制进气门的闭合正时的可变正时机构和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构，其中，在发动机起动时，将所述进气门的闭合正时控制为使得起动所需的进气量被送入到燃烧室内，并且将所述机械压缩比设在高压缩比侧。
2. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机 起动时，所述进气门的闭合正时保持在距离进气下止点最远的极限闭合 正时直到首次燃M生。
3. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，首次燃烧 后在发动机转速提高到目标怠速的同时使得所述进气门的闭合正时接 近进气下止点。
4. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机 起动时，当曲轴开始转动时将所述机械压缩比i史在低压缩比侧并且在首 次燃烧发生前将发动机压缩比从所述低压缩比侧提高到所述高压缩比 侧。
5. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机 起动前将所^械压缩比保持在所述高压缩比侧。
6. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，在发动机 起动时，将所述机械压缩比i殳为最大压缩比。
7. 如权利要求1所述的火花点火式内燃发动机，其中，当首次燃 烧发生时，所述^压缩比随即降低。
全文摘要
一种发动机，其设置有能够控制进气门(7)的闭合正时的可变正时机构(B)和能够改变机械压缩比的可变压缩比机构(A)。在发动机起动时，使得进气门(7)的闭合正时在最大程度延迟的位置从而将最少的进气送入到燃烧室(5)内并且使得机械压缩比为最大压缩比。
文档编号F02D13/02GK101548086SQ20078004481
公开日2009年9月30日 申请日期2007年10月26日 优先权日2006年12月4日
发明者中坂幸博, 泽田大作, 神山荣一, 秋久大辅 申请人:丰田自动车株式会社