本领域公知一种设置有能改变机械压缩比的可变压缩比机构和能 控制进气门的关闭正时的可变气门正时机构的火花点火式内燃发动机， 其在发动机中负荷运转和发动机高负荷运转时通过增压器执行增压动 作，并且在保持发动机中负荷及高负荷运转时固定的实际压缩比的状态 下，随着发动机负荷变低增加机械压缩比和并延迟进气门的关闭正时 (例如，见日本专利公开(A)No.2004-218522)。
然而，在该内燃发动机中，即使在发动机低负荷运转时，机械压缩 比也被设为高的并且进气门的关闭正时延迟。然而，不清楚如何在发动 机低负荷运转时控制供给至燃烧室内的进气量。
进一步地，一般而言，在内燃发动机中，发动机负荷越低，则热效 率越差，因此要在车辆运转时提高热效率，亦即，要提高燃料效率，有 必要在发动机低负荷运转时提高热效率。
然而，在内燃发动机中，膨胀比越大，则在膨胀行程中向下力作用 在活塞上的时间段越长，因此膨胀比越大，则热效率就提高得越多。相 反，机械压缩比越高，则膨胀比越大。因此要在车辆运转时提高热效率， 优选地在发动机低负荷运转时尽可能多地提升机械压缩比以使在发动 机低负荷运转时能获得最大膨胀比。
进一步地，在内燃发动机中，随着节气门开度变小，泵气损失变大。 这种倾向在发动机低负荷运转时变得明显。如果泵气损失以这种方式变 大，则热效率下降。因此，要在车辆运转时提高热效率，需要增加节气 门的开度从而降低在发动机低负荷运转时的泵气损失。这样，为了增加 在发动机低负荷运转时的节气门开度，亦即，当供给至燃烧室的进气量 小时，优选地改变进气门的关闭正时以控制进气量。
然而，通过改变进气门的关闭正时来控制进气量有局限性。当发动 机负荷极低时，亦即，当要供给至燃烧室内的进气量极小时，立刻就变 得难以通过延迟进气门的关闭正时来适当控制进气量。

因此，本发明的一个目的是提供一种火花点火式内燃发动机，甚至 是在难以通过改变进气门的关闭正时适当控制进气量的区域内所述内 燃发动机也能适当控制进气量。
本发明提供一种在权利要求书中描述的火花点火式内燃发动机作 为用于实现上述目的的装置。
在本发明的一方面中，提供一种火花点火式内燃发动机，包括：能 改变机械压缩比的可变压缩比机构、能控制进气门的关闭正时的可变气 门正时机构、以及控制气缸内气流的气流控制阀，其中，在发动机低负 荷运转时使机械压缩比最大化以便获得最大膨胀比并且使发动机低负 荷运转时的实际压缩比与发动机中负荷及高负荷运转时的实际压缩比 大致相同，其中当发动机负荷处于极低负荷区域内时利用气流控制阀来 控制气缸内的气流和供给至燃烧室内的进气量。
在本发明的另一方面中，进气门的关闭正时随着发动机负荷变低而 沿着远离进气下止点的方向移位直到仍能控制供给至燃烧室的进气量 的极限关闭正时为止。
在本发明的另一方面中，极低负荷区域是负荷低于进气门的关闭正 时达到极限关闭正时时的发动机负荷的区域。
在本发明的另一方面中，在极低负荷区域，进气门的关闭正时保持 在极限关闭正时。
在本发明的另一方面中，在负荷高于进气门的关闭正时达到极限关 闭正时时的发动机负荷的区域内，通过改变进气门的关闭正时控制供给 至燃烧室内的进气量而不依赖于设置在发动机进气通道中的节气门和 气流控制阀。
在本发明的另一方面中，在负荷高于进气门的关闭正时达到极限关 闭正时时的发动机负荷的区域内，节气门保持在完全打开状态。
在本发明的另一方面中，在负荷高于进气门的关闭正时达到极限关 闭正时时的发动机负荷的区域内，气流控制阀保持在完全打开状态。
在本发明的另一方面中，在极低负荷区域内，设置在发动机进气通 道内的节气门大致完全打开。
在本发明的另一方面中，在极低负荷区域内，利用设置在发动机进 气通道中的节气门和气流控制阀来控制进气量。
在本发明的另一方面中，在极低负荷区域内，气流控制阀的开度随 着发动机负荷变低而变小，在负荷低于气流控制阀变成完全关闭时的发 动机负荷的区域内，利用设置在发动机进气通道中的节气门来控制供给 至燃烧室内的进气量。
在本发明的另一方面中，最大膨胀比是20或更大。
在本发明的另一方面中，在发动机低转速时，不管发动机负荷如何， 实际压缩比被大致设为9至11。
在本发明的另一方面中，发动机转速越高，则实际压缩比越高。
在本发明的另一方面中，机械压缩比随着发动机负荷变低而增加直 到极限机械压缩比为止。
在本发明的另一方面中，在负荷低于机械压缩比达到极限机械压缩 比时的发动机负荷的区域内，机械压缩比保持在极限机械压缩比。
根据本发明，甚至是在难以通过改变进气门的关闭正时来适当控制 进气量的区域内也可适当控制进气量，亦即，甚至是在极低负荷区域内 也可适当控制进气量。
附图说明
根据以下参照附图的描述，可更清楚地理解本发明，其中：
图1是火花点火式内燃发动机的概况图。
图2是可变压缩比机构的分解立体图。
图3A和3B是图示的内燃发动机的侧向剖视图。
图4是可变气门正时机构的视图。
图5A和5B是示出进气门的升程量的视图。
图6是进气口和进气管的示意图。
图7A和7B是示出流入燃烧室内的气流的视图。
图8A、8B和8C是用于解释机械压缩比、实际压缩比和膨胀比的 视图。
图9是示出理论热效率与膨胀比之间关系的视图。
图10A和10B是用于解释正常循环和超高膨胀比循环的视图。
图11是示出机械压缩比等根据发动机负荷的变化的视图。
图12是示出机械压缩比等根据发动机负荷的变化的视图。
图13是示出机械压缩比等根据发动机负荷的变化的视图。
图14是用于解释时间损失的视图。
图15是用于运转控制的流程图。
图16A-16E是示出用于计算目标实际压缩比等的映射图的视图。

图1示出火花点火式内燃发动机的侧向剖视图。
参照图1，1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的顶部中心部位的火花塞，7 表示进气门，8表示进气口，9表示排气门，并且10表示排气口。进气 口8经进气管道11连接至稳压罐12，同时每个进气管道11设置有用于 向相应进气口8喷射燃料的燃料喷射器13。注意，每个燃料喷射器13 可设置在每个燃烧室5而不是附连于每个进气管道11。
稳压罐12经由进气管14连接至废气涡轮增压器15的压缩机15a 的出口，同时，压缩机15a的入口经由采用诸如热丝之类器件的进气量 检测器16而连接至空气滤清器17。进气管道11内部设置有由致动器 18驱动的涡流控制阀(SCV)19，同时进气管14内部设置有由致动器 20驱动的节气门21。
另一方面，排气口10经排气歧管22连接至废气涡轮增压器15的 废气涡轮15b的入口，同时废气涡轮15b的出口经排气管23连接至例 如容纳三元催化剂的催化转换器24。排气管23中设置有空燃比传感器 25。
进一步地，图1所示的实施方式中，曲轴箱1与气缸体2的连接部 设置有能改变曲轴箱1和气缸体2在气缸轴向的相对位置的可变压缩比 机构A，以便当活塞4定位在压缩上止点时改变燃烧室5的容积，进一 步地，其设置有可变气门正时机构B，所述可变气门正时机构B能控制 进气门7的关闭正时以便改变实际压缩作用的开始正时。
电控单元30包括数字计算机，该数字计算机设置有经双向总线31 彼此连接的元件，诸如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和输出端口36。进气量检 测器16的输出信号和空燃比传感器25的输出信号经相应的AD转换器 37输入至输入端口35。另外，加速器踏板40连接至产生与加速器踏板 40的下压量L成比例的输出电压的负荷传感器41。负荷传感器41的输 出电压经相应的AD转换器37输入至输入端口35。进一步地，输入端 口35连接至曲轴转角传感器42，所述曲轴转角传感器42在所述曲轴每 次旋转例如30°时产生输出脉冲。另一方面，输出端口36经驱动电路 38连接至火花塞6、燃料喷射器13、涡流控制阀驱动致动器18、节气 门驱动致动器20、可变压缩比机构A和可变气门正时机构B。
图2是图1所示的可变压缩比机构A的分解立体图，同时图3A和 3B是图示的内燃发动机的侧向剖视图。参照图2，在气缸体的两个侧壁 的底部，形成有多个以一定距离彼此隔开的突出部50。每个突出部50 设置有圆形横截面的凸轮插入孔51。另一方面，曲轴箱1的顶面形成有 多个突出部52，所述突出部52以一定距离彼此隔开并配合在相应的突 出部50之间。这些突出部52也形成有圆形横截面的凸轮插入孔53。
如图2所示，设置了一对凸轮轴54、55。每个凸轮轴54、55具有 固定在其上的圆形凸轮56，各凸轮56能每隔一个位置以可旋转方式插 入在各凸轮插入孔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，在圆形凸轮56之间，如图3A和3B的剖面线所示， 延伸出相对于凸轮轴54、55的旋转轴线偏心设置的偏心轴57。每个偏 心轴57具有另外的圆形凸轮58，该圆形凸轮58以可旋转方式偏心地附 连于偏心轴57。如图2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以可旋转方式插入在相应的凸轮插入孔53中。
当紧固至凸轮轴54、55的圆形凸轮56从图3A所示的状态如图3A 中的实线箭头所示沿着彼此相反的方向旋转时，偏心轴57向底部中心 部位移动，所以圆形凸轮58在凸轮插入孔53中如图3A的虚线箭头所 示沿着与圆形凸轮56相反的方向旋转。如图3B所示，当偏心轴57向 底部中心部位移动时，圆形凸轮58的中心移动至偏心轴57的下方。
根据图3A和3B的对比可理解，曲轴箱1与气缸体2的相对位置由 圆形凸轮56的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离决定。圆形凸轮56 的中心与圆形凸轮58的中心之间的距离越大，则气缸体2离曲轴箱1 越远。如果气缸体2移动离开曲轴箱1较远，则燃烧室5在活塞4位于 压缩上止点时的容积增加。因此，通过使凸轮轴54、55旋转，能改变 燃烧室5在活塞4位于压缩上止点时的容积。
如图2所示，为了使凸轮轴54、55沿着相反的方向旋转，驱动马 达59的轴上设置有一对螺纹方向相反的蜗轮61、62。与这些蜗轮61、 62啮合的齿轮63、64被紧固至凸轮轴54、55的端部。本实施方式中， 驱动马达59可被驱动以在宽范围内改变燃烧室5在活塞4位于压缩上 止点时的容积。注意，图1至3所示的可变压缩比机构A只是示例。可 采用任意类型的可变压缩比机构。
进一步地，图4示出附连于凸轮轴70的可变气门正时机构B以用 于驱动图1中的进气门7。如图4所示，可变气门正时机构B包括凸轮 换相器B1以及凸轮致动角度变换器B2，凸轮换相器B1附连于凸轮轴 70一端并改变凸轮轴70的凸轮相位，凸轮致动角度变换器B2设置在 凸轮轴70与进气门7的气门挺杆24之间并将凸轮轴70的凸轮的致动 角度(操作角度)改变为不同的致动角度以传输至进气门7。注意，图 4是凸轮致动角度变换器B2的侧向剖视图和平面视图。
首先，解释可变气门正时机构B的凸轮换相器B1，该凸轮换相器 B1设置有通过正时皮带沿着箭头方向被发动机曲轴旋转的正时皮带轮 71、与正时皮带轮71一起旋转的圆柱形壳体72、可与凸轮轴70一起旋 转并相对于圆柱形壳体72旋转的轴73、从圆柱形壳体72的内周延伸至 轴73的外周的多个隔板74、以及在隔板74之间从轴73的外周延伸至 圆柱形壳体72的内周的叶片75，叶片75的两侧形成有提前用液压室 76和延迟用液压室77。
通过工作油供给控制阀78控制工作油向液压室76、77的供给。该 工作油供给控制阀设置有：连接至液压室76、77的液压端口79、80； 用于从液压泵81排出的工作油的供给端口82；一对排放端口83、84； 以及用于控制端口79、80、82、83、84的连通和断开的滑阀85。
为了提前凸轮轴70的凸轮的相位，使滑阀85在图4中向下移动， 从供给端口82供给的工作油经液压端口79供给至提前用液压室76，并 且延迟用液压室77中的工作油从排放端口84排放。此时，使轴73沿 着箭头X的方向相对于圆柱形壳体72旋转。
与此相反，为了延迟凸轮轴70的凸轮的相位，使滑阀85在图4中 向上移动，从供给端口82供给的工作油经液压端口80供给至延迟用液 压室77，并且提前用液压室76中的工作油从排放端口83排放。此时， 使轴73沿着与箭头X相反的方向相对于圆柱形壳体72旋转。
当使轴73相对于圆柱形壳体72旋转时，如果滑阀85返回至图4 所示的中间位置，则用于相对旋转轴73的操作终止，并且轴73保持在 此时的相对旋转位置。因此，如图5所示，可利用凸轮换相器B1精确 地以期望量提前或延迟凸轮轴70的凸轮的相位。亦即，凸轮换相器B1 可自由提前或延迟进气门7的打开正时。
接下来，解释可变气门正时机构B的凸轮致动角度变换器B2，该 凸轮致动角度变换器B2设置有：控制杆90，其平行于凸轮轴70设置 并通过致动器91而沿轴向移动；中间凸轮94，其与凸轮轴70的凸轮 92接合并以可滑动方式与形成在控制杆90上且沿轴向延伸的花键93 配合；以及枢转凸轮96，其与用于驱动进气门7的气门挺杆26接合并 以可滑动方式与形成在控制杆90上的以螺旋形式延伸的花键95配合。 该枢转凸轮96形成有凸轮97。
当凸轮轴70旋转时，凸轮92使得中间凸轮94一直精确地以恒定 角度枢转。此时，也使枢转凸轮96精确地以恒定角度枢转。另一方面， 中间凸轮94和枢转凸轮96以不可沿控制杆90的轴向移动的方式被支 撑，因此当通过致动器91使控制杆90沿轴向移动时，使枢转凸轮96 相对于中间凸轮94旋转。
当凸轮轴70的凸轮92由于中间凸轮94与枢转凸轮96之间的相对 旋转位置关系而开始与中间凸轮94接合时，如果枢转凸轮96的凸轮97 开始与气门挺杆26接合，如图5B的“a”所示，则进气门7的打开时间 段和升程量变成最大值。与此相反，当利用致动器91来使枢转凸轮96 沿着图4的箭头Y的方向相对于中间凸轮94旋转时，凸轮轴70的凸轮 92与中间凸轮94接合，过一会后枢转凸轮96的凸轮97与气门挺杆26 接合。这种情况下，如图5B中的“b”所示，进气门7的打开时间段和升 程量变成小于“a”。
当使枢转凸轮96沿着图4中箭头Y的方向相对于中间凸轮94旋转 时，如图5B中的“c”所示，进气门7的打开时间段和升程量进一步变小。 亦即，通过利用致动器91来改变中间凸轮94与枢转凸轮96的相对旋 转位置，进气门7的打开时间段可自由改变。然而，这种情况下，进气 门7的升程量变得越小，则进气门7的打开时间越短。
这样可利用凸轮换相器B1来自由改变进气门7的打开正时并且可 利用凸轮致动角度变换器B2来自由改变进气门7的打开时间段，所以 可利用凸轮换相器B1和凸轮致动角度变换器B2，即，可利用可变气门 正时机构B来自由改变进气门7的打开正时和打开时间段，亦即自由改 变进气门7的打开正时和关闭正时。
注意，图1和4所示的可变气门正时机构B只是示例。也可采用有 别于图1和4所示的示例的各种可变气门正时机构。
图6是连接至一个气缸的进气管道11和进气口8的示意图。参照 图6，进气管道11在其下游端分支为两个分支管11a和11b。分支管11a、 11b连接至相应的进气口8。进一步地，连接至分支管11a、11b的两个 进气口8与同一个气缸连接。
两个分支管11a、11b之中的分支管11b设置有涡流控制阀19。涡 流控制阀19可控制通过分支管11b的空气的流量。随之，它可调节形 成在燃烧室5内部的涡流的强度。
图7A示出当完全打开涡流控制阀19时流入至燃烧室5内的气流， 而图7B示出当完全关闭涡流控制阀19时的气流。图中的箭头示出所述 气流。如图7A所示，当涡流控制阀19完全打开时，空气流至分支管 11a、11b，所以大致相同的空气量从两个进气口8流入燃烧室5内。此 时，从一个进气口8流入的空气与从另一个进气口8流入的空气相干扰， 所以涡流难以形成在燃烧室5内部。
另一方面，如图7B所示，当涡流控制阀19完全关闭时，空气将不 会流入分支管11b内，因此可使空气只从没有设置涡流控制阀19的分 支管11a流入燃烧室5内。使流入燃烧室5内的空气沿燃烧室5的壁流 动，所以在燃烧室5内部，形成了如图7B所示的漩涡气流，亦即，涡 流。
进一步地，从图7B可理解，当关闭涡流控制阀19时，空气将只能 流经两个分支管11a和11b之中的一个分支管11a，所以空气可经其通 过的通道被节流。亦即，通过改变涡流控制阀19的开度，改变了通过 进气管道11的空气的流量。由此，可改变供给至燃烧室5的进气量。 特别地，本实施方式中，涡流控制阀19可在完全打开和完全关闭之间 被连续控制，所以通过控制涡流控制阀19的开度，可连续改变供给至 燃烧室5的进气量。
注意在本实施方式中，利用涡流控制阀19作为用于控制发生在燃 烧室5内部的气流的气流控制装置，但也可利用任意装置，只要它可控 制发生燃烧室5内部的气流并可在一定程度控制供给至燃烧室5的进气 量即可(亦即，可起到节流阀作用)。例如可考虑滚流控制阀等作为此 类装置。
接下来，将参照图8A至8C解释本申请中使用的术语的含义。注 意，图8A、8B和8C出于说明性的目的示出燃烧室容积为50ml并且活 塞行程容积为500ml的发动机。这些图8A、8B和8C中，燃烧室容积 示出燃烧室在活塞处于压缩上止点时的容积。
图8A解释了机械压缩比。所述机械压缩比是在压缩行程时从活塞 的行程容积和燃烧室容积机械地确定的值。该机械压缩比由(燃烧室容 积+行程容积)/燃烧室容积表示。图8A所示的示例中，该压缩比变成 (50ml+500ml)/50ml＝11。
图8B解释了实际压缩比。该实际压缩比是从实际行程容积和燃烧 室容积确定的值，所述实际行程容积是活塞从压缩作用实际开始时至活 塞到达上止点时的容积。该实际压缩比由(燃烧室容积+实际行程容积) /燃烧室容积表示。亦即，如图8B所示，即使活塞在压缩行程中开始上 升，在进气门打开时不会执行压缩作用。实际压缩作用在进气门关闭后 开始。因此，用实际压缩容积将实际压缩比表示如下。图8B所示的示 例中，实际压缩比变成(50ml+450ml)/50ml＝10。
图8C解释了膨胀比。所述膨胀比是从燃烧室容积以及活塞在膨胀 行程时的行程容积确定的值。该膨胀比由(燃烧室容积+行程容积)/燃 烧室容积表示。图8C所示的示例中，该膨胀比变成(50ml+500ml) /50ml＝11。
接下来，将参照图9、10A和10B解释本发明最基本的特征。注意， 图9示出理论热效率与膨胀比之间的关系，而图10A和10B示出本发 明中正常循环与根据负荷选用的超高膨胀比循环之间的对比。
图10A示出正常循环，其中进气门在靠近下止点的部位关闭并且活 塞的压缩作用从接近大致压缩下止点的部位开始。该图10A所示的示例 也与图8A、8B和8C所示的示例一样，燃烧室容积为50ml，并且活塞 的行程容积为500ml。从图10A可理解，在正常循环中，机械压缩比是 (50ml+500ml)/50ml＝11，实际压缩比也约是11，并且膨胀比也变成 (50ml+500ml)/50ml＝11。亦即，在普通内燃发动机中，机械压缩比和 实际压缩比与膨胀比变成大致相等。
图9中的实线示出在实际压缩比和膨胀比大致相等的情况下——亦 即在正常循环中——理论热效率的变化。这种情况下，可了解到，膨胀 比越大，亦即，实际压缩比越高，则理论热效率越高。因此，在正常循 环中，为了提高理论热效率，应该使实际压缩比更高。然而，由于在发 动机高负荷运转时出现爆燃的限制，即使实际压缩比升高到最大值也只 有约12，相应地，在正常循环中，不能使理论热效率足够高。
然而，在这种状况下，发明人在机械压缩比与实际压缩比之间进行 严格区分并研究理论热效率，结果发现在理论热效率中，膨胀比是主要 的，并且热效率根本不受实际压缩比的很大影响。亦即，如果升高实际 压缩比，则爆炸力升高，但是压缩需要高能量，相应地即使升高实际压 缩比，理论热效率也根本不会上升很大。
与此相反，如果增加膨胀比，在膨胀行程时下压活塞的力作用的时 间段越长，则活塞对曲轴提供旋转力的时间越长。因此，膨胀比变得越 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并在该状态下提高膨胀比的情况下的理论热效率。这样，可知理论热 效率的上升量在以下两种情况相差不大：在实际压缩比维持在低值的状 态下提高膨胀比时；以及如图7的实线所示的实际压缩比与膨胀比一起 增加时。
如果以这种方法将实际压缩比维持在低值，则爆燃将不会发生，因 此如果在实际压缩比维持在低值的状态下提高膨胀比，则可防止发生爆 燃并可极大地提高理论热效率。图10B示出当利用可变压缩比机构A 和可变气门正时机构B来将实际压缩比维持在低值并提高膨胀比的情 况的示例。
参照图10B，该示例中，可变压缩比机构A用来将燃烧室容积从 50ml降至20ml。另一方面，利用可变气门正时机构B来延迟进气门的 关闭正时直到活塞的实际行程容积从500ml改变为200ml。结果，在该 示例中，实际压缩比变成(20ml+200ml)/20ml＝11并且膨胀比变成 (20ml+500ml)/20ml＝26。如以上，在图10A所示的正常循环中，实 际压缩比是约11并且膨胀比是11。与这种情况相比，在图10B所示的 情况中，可知只有膨胀比被提高至26。下面将称之为“超高膨胀比循环”。
如上所述，一般而言，在内燃发动机中，发动机负荷越低，则热效 率越差，因此要在车辆运转时提高热效率，亦即，要提高燃料效率，有 必要提高发动机低负荷运转时的热效率。另一方面，在图10B所示的超 高膨胀比循环中，在压缩行程时活塞的实际行程容积变小，所以可被吸 入到燃烧室5内的进气量变小，因此该超高膨胀比循环只能在发动机负 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图10B 所示的超高膨胀比循环，而在发动机高负荷运转时设定图10A所示的正 常循环。这是本发明的基本特征。
图11示出在发动机低转速稳定运转时的总体运转控制。下面将参 照图11解释总体运转控制。
图11示出机械压缩比、膨胀比、进气门7的关闭正时、实际压缩 比、进气量、节气门17的开度、涡流控制阀(SCV)19的开度和泵气 损失随发动机负荷的变化。注意，在依照本发明的本实施方式中，为了 使催化转换器24中的三元催化剂能够同时减少废气中的未燃烧的HC、 CO和NOx，通常基于空燃比传感器25的输出信号将燃烧室5中的平 均空燃比反馈控制为理论空燃比。
现在，如上所述，在发动机高负荷运转时，执行图10A所示的正常 循环。因此，如图11所示，此时，机械压缩比变小，所以膨胀比变小， 并且如图11的实线所示，进气门7的关闭正时提前。进一步地，此时， 进气量大。此时，涡流控制阀19和节气门21的开度保持完全打开或大 致完全打开，所以泵气损失变成“零”。
另一方面，如图11所示，机械压缩比随发动机负荷降低而增加， 因此膨胀比也增加。进一步地，此时，如图11的实线所示，通过随着 发动机负荷降低延迟进气门7的关闭正时，实际压缩比基本保持恒定。 注意，此时，涡流控制阀19和节气门21还是保持在完全打开或大致完 全打开的状态，因此供给至燃烧室5的进气量不是由节气门21控制而 是通过改变进气门7的关闭正时控制。此时，泵气损失也变成“零”。
这样，当发动机负荷从发动机高负荷运转状态降低时，在实际压缩 比大致恒定的状况下，机械压缩比随着进气量的下降而增加。亦即，燃 烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随进气量的减少而成比例地减 少。因此燃烧室5在活塞4达到压缩上止点时的容积随着进气量成比例 地改变。注意，此时燃烧室5中的空燃比变成理论空燃比，所以燃烧室 5在活塞4达到压缩上止点时的容积随着燃料量成比例地改变。
如果发动机负荷进一步降低，则机械压缩比进一步增加。当机械压 缩比达到与燃烧室的5的结构强度极限对应的极限机械压缩比时，在比 机械压缩比达到极限压缩比时的发动机负荷L1低的负荷区域内，机械 压缩比保持在极限机械压缩比。因此在发动机低负荷运转时，机械压缩 比变成最大值，并且膨胀比变成最大值。从另一点来说，在本发明中， 为了在发动机低负荷运转时获得最大膨胀比，使机械压缩比为最大值。 进一步地，此时，实际压缩比维持在与发动机中负荷及高负荷运转时大 致相同的实际压缩比。
另一方面，如图11中的实线所示，随着发动机负荷变低，进气门7 的关闭正时进一步延迟至能够更多地控制供给到燃烧室5的进气量的极 限关闭正时。在比进气门7的关闭正时达到极限关闭正时时的发动机负 荷L2低的负荷区域内(以下称为“极低负荷区域”)，进气门7的关闭正 时保持在极限关闭正时。如果进气门7的关闭正时保持在极限关闭正时， 则再也不能够通过改变进气门7的关闭正时控制进气量。因此，必须通 过其他方法控制进气量。
图11所示的实施方式中，此时，亦即，在所述极低负荷区域内， 利用涡流控制阀19和节气门21来控制供给至燃烧室5的进气量。
具体地，随着所述发动机负荷从发动机负荷L2下降，首先，涡流控 制阀19的开度逐渐变小。在此期间，节气门21保持在完全打开或大致 完全打开状态，因此供给至燃烧室5的进气量被涡流控制阀19控制。
进一步地，涡流控制阀19的开度随着所述发动机负荷降低而变小 至“零”或大致为“零”。在负荷低于当涡流控制阀19的开度达到“零”或 大致为“零”时的发动机负荷L0的区域内，涡流控制阀19的开度保持在 “零”或大致为“零”。如果涡流控制阀19的开度保持在“零”或大致为 “零”，则不能再利用涡流控制阀19来控制所述进气量。
因此，在负荷低于当涡流控制阀19的开度达到“零”或大致为“零” 时的发动机负荷L0的区域内，利用节气门21来控制供给至燃烧室5的 进气量。然而，如果利用涡流控制阀19和进气门21来控制进气量，则 如图11所示，所述泵气损失增加。
注意，要将泵气损失的发生保持在最低值，在负荷低于当涡流控制 阀19的开度达到“零”或大致为“零”时的发动机负荷L0的区域内，在保 持节气门21保持完全打开或大致完全打开的状态下，发动机负荷越低 则空燃比可变得越大。此时，燃料喷射器13优选地设置在燃烧室5中 以执行分层燃烧。
如图11所示，在发动机低转速运转时，不管发动机负荷如何，实 际压缩比保持大致恒定。此时使实际压缩比处于在发动机中负荷及高负 荷运转时的实际压缩比的约±10％、优选地±5％的范围。注意在本发明 的实施方式中，发动机低转速时实际压缩比设成约10±1，亦即，从9 到11。然而，如果发动机转速变高，则燃烧室5中的空燃混合气被搅动， 所以更难发生爆燃，因此在根据本发明的实施方式中，发动机转速越高， 则实际压缩比越高。
另一方面，如上所述，在图10B所示的超高膨胀比循环中，膨胀比 设成26。该膨胀比越高越好，而且如果等于或大于20，可获得相当高 的理论热效率。因此，在本发明中，形成可变压缩比机构A使得膨胀比 变成20或更大。
进一步地，在图11所示的示例中，机械压缩比根据发动机负荷连 续改变。然而，机械压缩比也可根据发动机负荷分阶段改变。
另一方面，如图11中的虚线所示，随着发动机负荷降低，通过提 前进气门7的关闭时间，还可不依靠节气门21和涡流控制阀19控制进 气量。因此，在图11中，如果综合性地表示实线所示和虚线所示的两 种情况，则在根据本发明的实施方式中，进气门7的关闭正时随着发动 机负荷降低而移位，沿着远离压缩下止点BDC的方向直到能够控制供 给到燃烧室的进气量的极限关闭正时L2为止。注意，在下面的解释中， 将只解释随着发动机负荷变低延迟进气门7的关闭正时的情况(图11 的实线所示的情况)，但是随着发动机负荷变低而提前进气门7的关闭 正时的情况同样也是正确地。
如以上所述，在本实施方式中，在所述极低负荷区域，利用涡流 控制阀19和进气门21来控制供给至燃烧室5的进气量，但是就控制进 气量而言，也可不利用涡流控制阀19并且只利用节气门21。因此，下 面，将参照图12和13解释在所述极低负荷区域内只利用节气门21来 控制进气量的情况与利用涡流控制阀19和节气门21来控制进气量的情 况之间的区别。
图12和13示出机械压缩比、进气门7的关闭正时、进气量、节 气门21的开度、涡流控制阀(SCV)19的开度、涡流比和时间损失在 发动机低负荷运转状态下根据发动机负荷的变化。图12示出在极低负 荷区域内只利用节气门21来控制进气量的情况，而图13示出在极低负 荷区域内利用涡流控制阀19和节气门21来控制进气量的情况。
如图12所示，当在极低负荷区域内只利用节气门21来控制进气 量时，随着发动机负荷从发动机负荷L2降低，通过使节气门21的开度 变小来降低供给至燃烧室5的进气量。此时，未利用涡流控制阀19，所 以供给至燃烧室5内的空气的涡流比变成大致恒定在低值而与发动机负 荷无关。
当以这种方式使节气门21的开度变小以控制进气量时，燃烧室5 内的压力在进气门7关闭时低。随之，燃烧室5内的压力(压缩末端压 力)和温度(压缩末端温度)在压缩上止点也降低。这样，如果压缩末 端压力和压缩末端温度变低，则空燃混合气将变得更难在燃烧室5内燃 烧并导致空燃混合气的燃烧时间将变长。因此，节气门21的开度越小， 则空燃混合气的燃烧时间越长。
特别地，在本实施方式中，如上所述，在发动机低负荷运转时， 膨胀比，亦即，机械压缩比，被设为20或更大。因此，燃烧室5在活 塞4处于压缩上止点时的容积极小并且因此S/V比率变得极大。由此， 热量易于经燃烧室的壁从燃烧室5内部被带走。这也导致空燃混合气的 的燃烧时间变长。因此，机械压缩比越大，则空燃混合气的燃烧时间越 长。
如果空燃混合气的燃烧时间以这种方式变长，则如下所述，时间 损失变大。亦即，节气门的开度越小并且机械压缩比越大，则时间损失 越大。时间损失的增加导致热效率变差。
此处，将简要解释空燃混合气的燃烧时间与时间损失之间的关系。 参照图14所示的PV图，图中的状态1至4的变化示出在恒定容积循 环中的变化。进一步地，图中连接状态1至4的线条封闭的面积示出通 过燃烧燃料获得的能量。
此处，如图14中的虚线所示从状态2至状态3的变化示出以下情 形时状态的变化：当热量在一定容积中供应时，亦即，当燃烧在压缩上 止点瞬时结束时。然而，由于需要一定量的燃烧时间，所以实际燃烧不 会瞬时结束。如果燃烧时间以这种方式变长，则状态不会诸如图14中 的虚线所示变化，并且例如趋势变成如图14中的实线所示。如果状态 以这种方式进行下去，那么，在恒定容积循环中由燃料燃烧获得的能量 将产生与剖面线部分X的面积对应的能量损失(与图中连接状态1至4 的线条封闭的面积对应)。该能量损失叫做“时间损失”。随着燃烧时间 增加，该时间损失也增加。
例如，如果燃烧时间变成比图14中的实线所示的情况长，则状态 如图14的单点划线所示移位。如果状态以这种方式移位，除了剖面线 部分X外，还发生与剖面线部分Y的面积对应的能量损失。
另一方面，如图13所示，在极低负荷区域中，当与本实施方式中 一样利用涡流控制阀19和进气门21来控制进气量时，首先，随着发动 机负荷从发动机负荷L2降低，通过使涡流控制阀19的开度变小而减少 供给至燃烧室5的进气量。此时，使供给至燃烧室5内的空气的涡流比 根据涡流控制阀19的开度而增加。
此后，在负荷低于涡流控制阀19的开度达到“零”或大致为“零” 时的发动机负荷L0的区域内，随着发动机负荷从发动机负荷L0变低， 减少供给至燃烧室5的进气量以使节气门21的开度变小。此时，涡流 控制阀19被设为完全关闭或大致完全关闭，所以供给至燃烧室5内的 空气的涡流比保持在高值。
此处，按照与只利用上述节气门来控制进气量时相同的方式，在 极低负荷区域内，随着发动机负荷降低，使涡流控制阀19的开度变小。 随之，燃烧室5内的压力在进气门7关闭时变低并且压缩末端压力和压 缩末端温度变低。进一步地，随着机械压缩比增加，热量易于从燃烧室 5内部被带走。由此，在极低负荷区域内，即使利用涡流控制阀19来控 制进气量，空燃混合气的燃烧时间也趋向于变长。
然而，在本实施方式中，通过使涡流控制阀19的开度随着发动机 负荷变低而变小，涡流比变大。如果涡流比以这种方式变大，则空燃混 合气在燃烧室5内被搅动并且空燃混合气变得易于燃烧，所以燃烧速度 增加。由此，可将由于机械压缩比的增加而引起的燃烧时间增加以及压 缩末端压力和压缩末端温度的下降抑制到最低值。
进一步地，即使在负荷低于涡流控制阀19的开度达到“零”或大致 为“零”时的发动机负荷L0的区域内，涡流比也保持在高值，所以在该 区域中同样可将由于机械压缩比增加而引起的燃烧时间增加以及压缩 末端压力和压缩末端温度的下降抑制到最低值。
这样，在本实施方式中，在负荷低于进气门7的关闭正时达到极 限关闭正时的发动机负荷L2的区域内，可抑制燃烧时间的增加，亦即， 时间损失的增加，所以可提高热效率。
注意，在以上实施方式中，负荷低于进气门7的关闭正时达到极 限关闭正时的发动机负荷L2的区域可被限定为极低负荷区域，并且只 在该极低负荷区域内利用涡流控制阀19来控制进气量。然而，极低负 荷区域也可以是负荷稍高于发动机负荷L2的发动机低负荷区域内的区 域，从而可利用涡流控制阀19从比发动机负荷L2稍高的负荷开始控制 进气量。
进一步地，在以上实施方式中，在极低负荷区域内，随着发动机 负荷变低，首先使涡流控制阀19的开度变小，然后，在涡流控制阀19 的开度变成“零”后，节气门21的开度减少。然而，在极低负荷区域内， 随着发动机负荷变低，也可首先减小涡流控制阀19的开度，然后减小 节气门21的开度，以便在涡流控制阀19的开度变成“零”之前使节气门 21的开度变小。进一步地，为了适当控制供给至燃烧室5的进气量，随 着发动机负荷降低，也可同时使涡流控制阀19的开度和节气门21的开 度变小。
接下来，将参照图15说明运转控制程序。
参照图15，首先，在步骤101，利用图16A所示的映射图来计算 目标实际压缩比。如图16A所示，该目标实际压缩比变得越高则发动机 转速N越高。接下来，在步骤102，判断当前发动机负荷L是否低于图 10A和10B等所示的负荷L2。当判断L≥L2时，程序进行至步骤103， 其中利用图16B所示的映射图来计算进气门7的关闭正时IC。亦即， 将所需进气量供给至燃烧室5内所需要的进气门7的关闭正时IC以如 图16B所示的映射图的形式作为发动机负荷L和发动机转速N的函数 而存储在ROM 32中。该映射图用来计算进气门7的关闭正时IC。接 下来，在步骤104、105，使涡流控制阀19和节气门21的开度完全打开 并且程序进行至步骤112。
另一方面，当在步骤102判断L＜L2时，程序进行至步骤106。在 步骤106，进气门7的关闭正时IC被设为极限关闭正时。接下来，在 步骤107，判断发动机负荷是否低于图10A和10B等所示的负荷L0。 当判断L≥L0时，程序进行至步骤108，其中计算出涡流控制阀19的开 度DSC。亦即，将所需进气量供给至燃烧室5内所需要的涡流控制阀 19的开度DSC以如图16C所示的映射图的形式作为发动机负荷L和发 动机转速N的函数而存储在ROM 32中。该映射图用来计算涡流控制 阀19的开度DSC。接下来，在步骤109，使节气门21的开度完全打开 并且程序进行至步骤112。
另一方面，当在步骤107判断L＜L0时，程序进行至步骤110，其 中使涡流控制阀19的开度完全打开。接下来，在步骤111，计算出节气 门21的开度DSL。亦即，将所需进气量供给至燃烧室5内所需要的节 气门21的开度DSL以如图16D所示的映射图的形式作为发动机负荷L 和发动机转速N的函数而存储在ROM 32中。该映射图用来计算节气 门21的开度DSL。此后，程序进行至步骤112。
在步骤112，判断发动机负荷L是否低于图10A和10B所示的负 荷L1。当判断L≥L1时，程序进行至步骤113，其中利用图16E所示的 映射图来计算机械压缩比CR。亦即，提前将使实际压缩比变成目标实 际压缩比所需的机械压缩比CR以如图16E所示的映射图的形式作为发 动机负荷L和发动机转速N的函数存储在ROM 32中。在步骤113，该 映射图用来计算机械压缩比CR。此后，程序进行至步骤114。
另一方面，当在步骤112判断L＜L1时，程序进行至步骤114，其 中机械压缩比CR被设为极限机械压缩比。接下来在步骤115，各种致 动器被驱动。具体地，通过控制可变压缩比机构A使机械压缩比被设为 机械压缩比CR并且通过控制可变气门正时机构B使进气门7的关闭正 时被设为关闭正时IC。进一步地，涡流控制阀19的开度被设为开度 DSC，并且节气门21的开度被设为开度DSL。此后，控制程序结束。
虽然已参照基于说明目的而选定的特定实施方式对本发明进行了 描述，但是显而易见的是，本领域的技术人员在不偏离本发明的基本概 念和范围的前提下可对本发明作出许多修改。