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TECHNISCHES GEBIET
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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine Brennkraftmaschine der
Funkenzündungsbauart.
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HINTERGRUND DER ERFINDUNG
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Aus
dem Stand der Technik ist eine Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart
bekannt, die mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus
versehen ist, der in der Lage ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis
zu ändern, und die mit einem variablen Ventilzeitgebungsmechanismus
versehen ist, der in der Lage ist, eine Schließzeitgebung
eines Einlassventils zu steuern, die einen Aufladebetrieb durch
ein Aufladegerät zum Zeitpunkt des Betriebs mit mittlerer
Kraftmaschinenlast und des Betriebs mit hoher Kraftmaschinenlast
durchführt, und die mit niedriger werdender Kraftmaschinenlast
im Zustand des konstant gehaltenen tatsächlichen Verbrennungsverhältnisses
das mechanische Kompressionsverhältnis erhöht
und die Schließzeitgebung des Einlassventils verspätet,
wenn der Kraftmaschinenbetrieb von dem Betrieb mit hoher Last auf den
Betrieb mit niedriger Last verstellt wird (siehe beispielsweise
japanische Patentoffenlegungsschrift (A)
mit der Nr. 2004-218522 ).
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Jedoch
erwähnt diese Druckschrift in keiner Weise das tatsächliche
Kompressionsverhältnis bei niedriger Kraftmaschinenlast.
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OFFENBARUNG DER ERFINDUNG
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Es
ist eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Brennkraftmaschine
der Funkenzündungsbauart bereitzustellen, die ein Beibehalten
einer stabilen Verbrennung ermöglicht.
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Gemäß der
vorliegenden Erfindung ist eine Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart
vorgesehen, die versehen ist mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus,
der in der Lage ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis
zu ändern, mit einem variablen Ventilzeitgebungsmechanismus,
der in der Lage ist, die Schließzeitgebung eines Einlassventils
zu steuern, und mit einem Drosselventil, das in einem Kraftmaschineneinlassdurchlass zum
Steuern einer Einlassluftmenge angeordnet ist, wobei ein mechanisches
Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs
mit niedriger Last höher als zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs
mit hoher Last gemacht wird, wobei ein tatsächliches Kompressionsverhältnis
in einem Teil eines Betriebsbereichs oder im gesamten Betriebsbereich
zum Zeitpunkt eines Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last verglichen
mit einem Kraftmaschinenbetrieb hoher Last verringert wird, und
wobei das Drosselventil dazu veranlasst wird, sich zumindest dann
zu schließen, wenn das tatsächliche Kompressionsverhältnis
zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last verglichen
mit einem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last verringert
ist.
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KURZBESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
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1 zeigt
einen Überblick einer Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart.
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2 zeigt
eine Perspektivansicht eines auseinander gebauten variablen Kompressionsverhältnismechanismus.
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3 zeigt
eine Seitenschnittansicht der dargestellten Brennkraftmaschine.
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4 zeigt
eine Ansicht eines variablen Ventilzeitgebungsmechanismus.
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5 ist
eine Ansicht, die die Hubbeträge des Einlassventils und
des Auslassventils zeigt.
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6 ist
eine Ansicht zum Erläutern des Kraftmaschinenkompressionsverhältnisses,
des tatsächlichen Kompressionsverhältnisses und
des Expansionsverhältnisses.
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7 ist
eine Ansicht, die die Beziehung zwischen der theoretischen thermischen
Effizienz und dem Expansionsverhältnis zeigt.
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8 ist
eine Ansicht zum Erläutern eines herkömmlichen
Zyklusses und eines Zyklusses mit extrem hohem Expansionsverhältnis.
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9 ist
eine Ansicht, die die Änderung des mechanischen Kompressionsverhältnisses
usw. in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast zeigt.
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10 ist
eine Ansicht, die die Änderung des mechanischen Kompressionsverhältnisses
usw. in Übereinstimmung mit der Kraftmaschinenlast zeigt.
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11 ist
ein Ablaufdiagramm der Betriebssteuerung.
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12 ist
eine Ansicht, die ein Kennfeld der Schließzeitgebung des
Einlassventils usw. zeigt.
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BESTE ART ZUM AUSFÜHREN
DER ERFINDUNG
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1 zeigt
eine Seitenschnittansicht einer Brennkraftmaschine der Funkenzündungsbauart.
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Unter
Bezugnahme auf 1 bezeichnet Bezugszeichen 1 ein
Kurbelgehäuse, 2 einen Zylinderblock, 3 einen
Zylinderkopf, 4 einen Kolben, 5 eine Brennkammer, 6 eine
an der oberen Mitte der Brennkammer 5 angeordnete Zündkerze, 7 ein
Einlassventil, 8 einen Einlassanschluss, 9 ein
Einlassventil und 10 einen Auslassanschluss. Der Einlassanschluss 8 ist über
ein Einlassabzweigungsrohr 11 mit einem Zwischenbehälter 12 verbunden,
während jedes Einlassabzweigungsrohr 11 mit einem
Kraftstoffinjektor 13 zum Einspritzen von Kraftstoff in
Richtung eines entsprechenden Einlassanschlusses 8 versehen
ist. Es ist anzumerken, dass jeder Kraftstoffinjektor 13 an
einer jeweiligen Verbrennungskammer 5 angeordnet sein kann, anstelle
an einem jeweiligen Einlassabzweigungsrohr 11 angeordnet
zu sein.
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Der
Zwischenbehälter 12 ist über ein Einlassrohr 14 mit
einem Luftreiniger 15 verbunden, während das Einlassrohr 14 in
seinem Inneren mit einem durch ein Stellglied 16 angetriebenen
Drosselventil 17 und einem beispielsweise einen Heißdraht verwendenden
Einlassluftmengendetektor 18 versehen ist. Andererseits
ist der Auslassanschluss 10 durch einen Auslasskrümmer 19 mit
einem katalytischen Wandler 20 verbunden, welcher beispielsweise
einen Dreiwege-Katalysator aufnimmt, während der Auslasskrümmer 19 in
seinem Inneren mit einem Luft-Kraftstoff-Verhältnis-Sensor 21 versehen
ist.
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Andererseits
ist in dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel
der Verbindungsabschnitt des Kurbelgehäuses 1 und
des Zylinderblocks 2 mit einem variablen Kompressionsverhältnismechanismus A
versehen, der in der Lage ist, die relativen Positionen des Kurbelgehäuses 1 und
des Zylinderblocks 2 in der Zylinderachsrichtung so zu
verändern, dass das Volumen der Brennkammer 5 verändert
wird, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Kompressionstotpunkt
befindet, und er ist ferner mit einem Tatsächlicher-Kompressionsvorgangstartzeitgebungsänderungsmechanismus
B versehen, der in der Lage ist, die Startzeitgebung eines tatsächlichen
Kompressionsvorgangs zu ändern. Es ist anzumerken, dass
in dem in 1 gezeigten Ausführungsbeispiel
dieser Tatsächlicher-Kompressionsvorgangstartzeitgebungsänderungsmechanismus
B aus einem variablen Ventilzeitgebungsmechanismus besteht, der
in der Lage ist, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu
steuern.
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Die
elektronische Steuereinheit 30 besteht aus einem Digitalcomputer,
der mit Komponenten versehen ist, die miteinander über
einen bidirektionalen Bus 31 verbunden sind, etwa mit einem
ROM (Nur-Lese-Speicher) 32, einem RAM (Direktzugriffsspeicher) 33,
einer CPU (Mikroprozessor) 34, einem Eingabeanschluss 35 und
einem Ausgabeanschluss 36. Das Ausgabesignal des Einlassluftmengendetektors 18 und
das Ausgabesignal des Luft-Kraftstoff-Verhältnis-Sensors 21 werden
durch entsprechende AD-Wandler 37 in den Eingabeanschluss 35 eingegeben.
Ferner ist das Beschleunigungspedal 40 mit einem Lastsensor 41 verbunden,
der eine Ausgabespannung erzeugt, die zu dem Niederdrückbetrag
L des Beschleunigungspedals 40 proportional ist. Die Ausgabespannung
des Lastsensors 41 wird durch einen entsprechenden AD-Wandler 37 in
den Eingabeanschluss 35 eingegeben. Ferner ist der Eingabeanschluss 35 mit
einem Kurbelwinkelsensor 42 verbunden, der einen Ausgabeimpuls
jedes Mal dann erzeugt, wenn sich die Kurbelwelle beispielsweise um
30° dreht. Andererseits ist der Ausgabeanschluss 36 über
den Treiberkreis 38 mit einer Zündkerze 6, dem
Kraftstoffinjektor 13, dem Drosselventilantriebsstellglied 16,
dem variablen Kompressionsverhältnismechanismus A und dem
variablen Ventilzeitgebungsmechanismus B verbunden.
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2 ist
eine Perspektivansicht des auseinander gebauten, in 1 gezeigten
variablen Kompressionsverhältnismechanismus A, wohingegen 3 eine
Seitenschnittansicht der dargestellten Brennkraftmaschine ist. Unter
Bezugnahme auf 2 sind an dem Boden der beiden
Seitenwände des Zylinderblocks 2 eine Vielzahl
von vorragenden Teilen 50 ausgebildet, die um einen bestimmten
Abstand voneinander getrennt sind. Jeder vorragende Teil 50 ist
mit einem Nockeneinsetzloch 51 mit kreisförmigem
Querschnitt ausgebildet. Andererseits ist die obere Fläche des
Kurbelgehäuses 1 mit einer Vielzahl von vorragenden
Teilen 52 ausgebildet, die um einen bestimmten Abstand
voneinander getrennt sind und die zwischen die entsprechenden vorragenden
Teile 50 eingesetzt sind. Diese vorragenden Teile 52 sind
ebenso mit Nockeneinsetzlöchern 53 mit kreisförmigem
Querschnitt ausgebildet.
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Wie
dies in 2 gezeigt ist, ist ein Paar
Nockenwellen 54, 55 vorgesehen. Jede Nockenwelle 54, 55 hat
kreisförmige Nocken 56, die daran befestigt sind
und die in der Lage sind, auf drehbare Weise an einer jeweiligen
anderen Stelle in die Nockeneinsetzlöcher 51 eingesetzt
zu werden. Diese kreisförmigen Nocken 56 sind
koaxial zu den Rotationsachsen der Nockenwellen 54, 55.
Andererseits erstrecken sich zwischen den kreisförmigen
Nocken 56, exzentrische Wellen 57, die mit Bezug
auf die Rotationsachsen der Nockenwellen 54, 55 exzentrisch
angeordnet sind, wie dies durch die Schraffur in 3 gezeigt
ist. An jeder exzentrischen Welle 57 sind die anderen kreisförmigen
Nocken 58 auf exzentrische Weise drehbar angebracht. Wie
dies in 2 gezeigt ist, sind diese kreisförmigen
Nocken 58 zwischen den kreisförmigen Nocken 56 angeordnet.
Diese kreisförmigen Nocken 58 sind auf drehbare
Weise in den entsprechenden Nockeneinsetzlöchern 53 eingesetzt.
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Wenn
die an den Nockenwellen 54, 55 befestigten kreisförmigen
Nocken 56 von dem in 3(A) gezeigten
Zustand in entgegengesetzten Richtungen gedreht werden, wie dies
durch die Pfeile mit durchgezogener Linie in 3(A) gezeigt
ist,, dann bewegen sich die exzentrischen Wellen 57 in Richtung
der Mitte des Bodens, so dass sich die kreisförmigen Nocken 58 in
den zu den kreisförmigen Nocken 56 entgegengesetzten
Richtungen in den Nockeneinsetzlöchern 53 drehen,
wie dies durch Pfeile mit gestrichelter Linie in 3(A) gezeigt
ist. Wie in 3(B) gezeigt ist, bewegen
sich die Mitten der kreisförmigen Nocken 58 nach
unterhalb der exzentrischen Wellen 57, wenn sich die exzentrischen Wellen 57 in
Richtung der Bodenmitte bewegen.
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Wie
dies aus einem Vergleich aus 3(A) und 3(B) zu verstehen ist, sind die relativen
Positionen des Kurbelgehäuses 1 und des Zylinderblocks 2 durch
den Abstand zwischen den Mittelpunkten der kreisförmigen
Nocken 57 und den Mittelpunkten der kreisförmigen
Nocken 58 bestimmt. Je größer der Abstand
zwischen den Mittelpunkten der kreisförmigen Nocken 56 und
den Mittelpunkten der kreisförmigen Nocken 58 ist,
desto weiter weg befindet sich der Zylinderblock 2 von
dem Kurbelgehäuse 1. Falls sich der Zylinderblock 2 von
dem Kurbelgehäuse 1 wegbewegt, nimmt das Volumen
der Brennkammer 5 zu, wenn sich der Kolben 4 an
dem oberen Kompressionstotpunkt befindet, weshalb durch Drehenlassen der
Nockenwellen 54, 55 das Volumen der Brennkammer 5 geändert
werden kann, wenn sich der Kolben 4 an dem oberen Kompressionstotpunkt
befindet.
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Wie
dies in 2 gezeigt ist, ist die Welle
eines Antriebsmotors 59 mit einem Paar Schneckenrädern 61, 62 mit
entgegengesetzten Windungsrichtungen versehen, um die Nocken 54, 55 in
entgegengesetzten Richtungen drehen zu lassen. Mit diesen Schneckenrädern 61, 62 eingreifende
Zahnräder 63, 64 sind an Enden der Nockenwellen 54, 55 befestigt. In
diesem Ausführungsbeispiel kann der Antriebsmotor 59 so
angetrieben werden, dass das Volumen der Brennkammer 5 über
einen breiten Bereich geändert wird, wenn sich der Kolben 4 an
dem oberen Kompressionstotpunkt befindet. Es ist anzumerken, dass der
in 1 bis 3 gezeigte variable Kompressionsverhältnismechanismus
A ein Beispiel zeigt. Es kann jede Bauart eines variablen Kompressionsverhältnismechanismus
verwendet werden.
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Andererseits
zeigt 4 einen variablen Ventilzeitgebungsmechanismus
B, der an dem Ende der Nockenwelle 70 angebracht ist, um
das Einlassventil 7 in 1 anzutreiben.
Unter Bezugnahme auf 4 ist dieser variable Ventilzeitgebungsmechanismus
B mit einem Zeitgebungsrad 71 versehen, das durch einen
Zeitgebungsriemen von einer Kraftmaschinekurbelwelle in der Richtung
des Pfeils gedreht wird, wobei sich das zylindrische Gehäuse 72 zusammen
mit dem Zeitgebungsrad 71 dreht, wobei eine Welle 73 in
der Lage ist, sich zusammen mit der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 und
relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 zu drehen,
wobei sich eine Vielzahl von Trennwänden 74 von
einem Innenumfang des zylindrischen Gehäuses 72 zu
einem Außenumfang der Welle 73 erstrecken, und
wobei sich Flügel 75 zwischen den Trennwänden 74 von
dem Außenumfang der Welle 73 zu dem Innenumfang
des zylindrischen Gehäuses 72 erstrecken, wobei
die beiden Seiten der Flügel 75 mit Hydraulikkammern 76 zum
Frühstellen ausgebildet sind und Hydraulikkammern 77 zum
Spätstellen verwenden.
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Die
Zufuhr des Arbeitsöls zu den Hydraulikkammern 76, 77 wird
durch ein Arbeitsölzuführsteuerventil 78 gesteuert.
Dieses Arbeitsölzuführsteuerventil 78 ist
versehen mit Hydraulikanschlüssen 79, 80,
die mit den Hydraulikkammern 76, 77 verbunden sind,
einem Zuführanschluss 82 für das von
einer Hydraulikpumpe 81 abgegebene Arbeitsöl,
einem Paar Ablassanschlüsse 83, 84 und
einem Kolbenventil 85 zum Steuern des Verbindens und des
Trennens der Anschlüsse 79, 80, 82, 83 und 84.
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Zum
Frühstellen der Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 wird
das Kolbenventil 85 in 4 auf die
rechte Seite bewegt, das von dem Zuführanschluss 82 zugeführte
Arbeitsöl wird durch den Hydraulikanschluss 79 zu
den Hydraulikkammern zum Frühstellen 76 zugeführt
und das Arbeitsöl in den Hydraulikkammern zum Spätstellen 77 wird
von den Ablassanschlüssen 84 abgelassen. Zu diesem
Zeitpunkt wird die Welle 73 relativ zu dem zylindrischen
Gehäuse 72 in der Pfeilrichtung gedreht.
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Im
Gegensatz dazu wird zum Spätstellen der Phase der Nocken
der Einlassantriebswelle 70 das Kolbenventil 85 in 4 nach
links bewegt, das von dem Zuführanschluss 82 zugeführte
Arbeitsöl wird durch den Hydraulikanschluss 80 zu
den Hydraulikkammern zum Spätstellen 77 zugeführt
und das Arbeitsöl in den Hydraulikkammern zum Frühstellen 76 wird
von dem Ablassanschluss 83 abgelassen. Zu diesem Zeitpunkt
wird die Welle 73 relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 in
der zu den Pfeilen entgegensetzten Richtung gedreht.
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Wenn
die Welle 73 relativ zu dem zylindrischen Gehäuse 72 gedreht
wird, wird der Betrieb für die Relativdrehung der Welle 73 beendet,
falls das Kolbenventil 85 auf die in 4 gezeigte
neutrale Stellung zurückgestellt wird, und die Welle 73 wird
zu diesem Zeitpunkt an der relativen Verdrehungsposition gehalten.
Daher ist es möglich, den variablen Ventilzeitgebungsmechanismus
B zu verwenden, um die Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 um
den exakten gewünschten Betrag auf früh oder spät
zu stellen.
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In 5 zeigt
die durchgezogene Linie, wann der variable Ventilzeitgebungsmechanismus
B verwendet wird, um die Phase der Nocken der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 am
meisten nach früh zu verstellen, während die gestrichelte
Linie zeigt, wann er dazu verwendet wird, um die Phase der Nocken
der Einlassventilantriebsnockenwelle 70 am meisten nach
spät zu verstellen. Daher kann die Öffnungszeit
des Einlassventils 7 frei zwischen dem durch die durchgezogene
Linie in 5 gezeigten Bereich und dem
durch die gestrichelte Linie gezeigten Bereich festgelegt werden,
weshalb die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf
jeden Kurbelwinkel in dem durch Pfeil C in 5 gezeigten
Bereich festgelegt werden kann.
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Der
in 1 und 4 gezeigte variable Ventilzeitgebungsmechanismus
B ist lediglich ein Beispiel. Beispielsweise können variable
Ventilzeitgebungsmechanismen oder andere verschiedene Arten von
variablen Ventilzeitgebungsmechanismen verwendet werden, die in
der Lage sind, lediglich die Schließzeitgebung des Einlassventils
zu ändern, während die Öffnungszeitgebung
des Einlassventils konstant beibehalten wird.
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Als
nächstes wird die Bedeutung der in der vorliegenden Anwendung
verwendeten Ausdrücke unter Bezugnahme auf 6 beschrieben.
Es ist anzumerken, dass 6(A), (B)
und (C) zum Zwecke der Erläuterung eine Kraftmaschine mit
einem Volumen der Brennkammern von 50 ml und einem Hubvolumen des
Kolbens von 500 ml zeigen. In diesen 6(A),
(B) und (C) zeigt das Brennkammervolumen das Volumen der Brennkammer,
wenn sich der Kolben an dem oberen Kompressionstotpunkt befindet.
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6(A) erläutert das mechanische
Kompressionsverhältnis. Das mechanische Kompressionsverhältnis
ist ein Wert, der mechanisch aus dem Hubvolumen des Kolbens und
dem Brennkammervolumen zum Zeitpunkt eines Kompressionshubs bestimmt
ist. Dieses mechanische Kompressionsverhältnis wird ausgedrückt
durch (Brennkammervolumen + Hubvolumen)/Brennkammervolumen. In dem in 6(A) gezeigten Beispiel wird dieses mechanische
Kompressionsverhältnis zu (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11.
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6(B) erläutert das tatsächliche
Kompressionsverhältnis. Dieses tatsächliche Kompressionsverhältnis
ist ein Wert, der aus dem tatsächlichen Hubvolumen des
Kolbens ab dem Zeitpunkt des tatsächlichen Starts des Kompressionsvorgangs
bis zum Zeitpunkt, zu dem der Kolbens den oberen Totpunkt erreicht,
und aus dem Brennkammervolumen bestimmt ist. Dieses tatsächliche
Kompressionsverhältnis ist ausgedrückt durch (Brennkammervolumen +
tatsächliches Hubvolumen)/Brennkammervolumen. Das heißt,
selbst dann, wie dies in 6(B) gezeigt
ist, wenn der Kolben mit dem Anheben in dem Kompressionshub anfängt,
wird kein Kompressionsvorgang durchgeführt, während
das Einlassventil offen ist. Der tatsächliche Kompressionsvorgang
wird gestartet, nachdem das Einlassventil schließt. Daher ist
das tatsächliche Kompressionsverhältnis folgendermaßen
unter Verwendung des tatsächlichen Hubvolumens ausgedrückt.
In dem in 6(B) gezeigten Beispiel
wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis zu
(50 ml + 450 ml)/50 ml = 10.
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6(C) erläutert das Expansionsverhältnis. Das
Expansionsverhältnis ist ein Wert, der aus dem Hubvolumen
des Kolbens zum Zeitpunkt eines Expansionshubs und dem Brennkammervolumen
bestimmt ist. Dieses Expansionsverhältnis ist durch (Brennkammervolumen
+ Hubvolumen)/Brennkammervolumen ausgedrückt. In dem in 6(C) gezeigten Beispiel wird dieses Expansionsverhältnis (50
ml + 500 ml)/50 ml = 11.
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Als
nächstes werden unter Bezugnahme auf 7 und 8 die
grundlegendsten Merkmale der vorliegenden Erfindung erläutert.
Es ist anzumerken, dass 7 die Beziehung zwischen der
theoretischen thermischen Effizienz und dem Expansionsverhältnis
zeigt, während 8 einen Vergleich zwischen dem
herkömmlichen Zyklus und dem Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis
zeigt, der bei der vorliegenden Erfindung wahlweise in Übereinstimmung
mit der Last verwendet wird.
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8(A) zeigt den herkömmlichen
Zyklus wenn sich das Einlassventil in der Nähe des unteren Totpunkts
schließt und der Kompressionsvorgang durch den Kolben in
der Nähe im Wesentlichen des unteren Kompressionstotpunkts
gestartet wird. In dem in dieser 8(A) gezeigten
Beispiel sowie auf die gleiche Weise wie in den in 6(A),
(B) und (C) gezeigten Beispielen ist das Brennkammervolumen auf
50 ml eingestellt und das Hubvolumen des Kolbens ist auf 500 ml
eingestellt. Wie dies aus 8(A) zu
verstehen ist, beträgt das mechanische Kompressionsverhältnis
in dem herkömmlichen Zyklus (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11,
das tatsächliche Kompressionsverhältnis beträgt
ebenso ca. 11 und das Expansionsverhältnis wird ebenso
zu (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11. Das heißt, in einer herkömmlichen
Brennkraftmaschine werden das mechanische Kompressionsverhältnis
und das tatsächliche Kompressionsverhältnis und
das Expansionsverhältnis im Wesentlichen gleich.
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Die
durchgezogene Linie in 7 zeigt die Änderung
der theoretischen thermischen Effizienz in dem Fall, dass das tatsächliche
Kompressionsverhältnis und das Expansionsverhältnis
im Wesentlichen gleich sind, d. h., in dem herkömmlichen
Zyklus. In diesem Fall wird gelernt, dass die theoretische thermische
Effizienz umso höher ist, je größer das Expansionsverhältnis
ist, d. h., je höher das tatsächliche Kompressionsverhältnis
ist. Daher sollte zum Erhöhen der theoretischen thermischen
Effizienz in einem herkömmlichen Zyklus das tatsächliche
Kompressionsverhältnis höher gemacht werden. Jedoch kann
das tatsächliche Kompressionsverhältnis infolge
der Beschränkungen bei dem Auftreten eines Klopfens zum
Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last lediglich maximal
auf ca. 12 angehoben werden, weshalb dementsprechend in einem herkömmlichen
Zyklus die theoretische thermische Effizienz nicht ausreichend hoch
gemacht werden kann.
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Andererseits
unterschieden die Erfinder in dieser Situation streng zwischen dem
mechanischen Kompressionsverhältnis und dem tatsächlichen Kompressionsverhältnis
und untersuchten die theoretische thermische Effizienz und entdeckten
als ein Ergebnis daraus, dass das Expansionsverhältnis
in der theoretischen thermischen Effizienz vorherrschend ist und
dass die theoretische thermische Effizienz überhaupt nicht
stark durch das tatsächliche Kompressionsverhältnis
beeinträchtigt wird. Das heißt, falls das tatsächliche
Kompressionsverhältnis erhöht wird, steigt die
Explosionskraft an, jedoch benötigt die Kompression eine
große Energie, weshalb dementsprechend selbst bei einer
Erhöhung des tatsächlichen Kompressionsverhältnisses
die theoretische thermische Effizienz überhaupt nicht stark
ansteigen wird.
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Falls
im Gegensatz dazu das Expansionsverhältnis erhöht
wird, wird die Zeit, während der der Kolben der Kurbelwelle
eine Drehkraft mitgibt, umso länger, je länger
die Zeitspanne wird, während der zum Zeitpunkt des Expansionshubs
eine den Kolben herabdrückende Kraft wirkt. Daher wird
die theoretische thermische Effizienz umso höher, je größer
das Expansionsverhältnis gemacht wird. Die gestrichelte Linie ε =
10 in 7 zeigt die theoretische thermische Effizienz
in dem Fall, dass das tatsächliche Kompressionsverhältnis
bei 10 festgehalten wird und das Expansionsverhältnis in
diesem Zustand erhöht wird. Auf diese Art wird gelernt,
dass der Betrag der Erhöhung der theoretischen thermischen
Effizienz beim Erhöhen des Expansionsverhältnisses
in dem Zustand, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis
bei einem niedrigen Wert beibehalten wird, und der Betrag der Erhöhung
der theoretischen thermischen Effizienz in dem Fall, dass das tatsächliche Kompressionsverhältnis
zusammen mit dem Expansionsverhältnis erhöht wird,
wie dies durch die durchgezogene Linie in 7 gezeigt
ist, sich nicht so stark voneinander unterscheiden.
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Falls
das tatsächliche Kompressionsverhältnis auf diese
Weise bei einem niedrigen Wert beibehalten wird, wird kein Klopfen
auftreten, weshalb das Auftreten des Klopfens verhindert werden
kann und die theoretische thermische Effizienz stark angehoben werden
kann, falls das Expansionsverhältnis in dem Zustand erhöht
wird, in dem das tatsächliche Kompressionsverhältnis
bei einem niedrigen Wert beibehalten wird. 8(B) zeigt
ein Beispiel des Falls, in dem der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A und der variable Ventilzeitgebungsmechanismus B verwendet werden,
um das tatsächliche Kompressionsverhältnis bei
einem niedrigen Wert beizubehalten und das Expansionsverhältnis
zu erhöhen.
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Unter
Bezugnahme auf 8(B) wird in diesem
Beispiel der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A dazu verwendet, das Brennkammervolumen von 50 ml auf 20 ml zu
senken. Andererseits wird der variable Ventilzeitgebungsmechanismus
B verwendet, um die Schließzeitgebung des Einlassventils
auf spät zu verstellen, bis sich das tatsächliche
Hubvolumen des Kolbens von 500 ml auf 200 ml ändert. Als
ein Ergebnis wird in diesem Beispiel das tatsächliche Kompressionsverhältnis
zu (20 ml + 200 ml)/20 ml = 11 und das Expansionsverhältnis
wird zu (20 ml + 500 ml)/20 ml = 26. In dem in 8(A) gezeigten
herkömmlichen Zyklus beträgt das tatsächliche
Kompressionsverhältnis ca. 11 und das Expansionsverhältnis
beträgt 11, wie dies vorstehend erläutert wurde.
Verglichen mit diesem Fall wird in dem in 8(B) gezeigten
Fall gelernt, dass lediglich das Expansionsverhältnis auf
26 angehoben wird. Dies ist der Grund dafür, dass es als
der „Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis” bezeichnet
wird.
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In
einer Brennkraftmaschine ist allgemein gesagt die thermische Effizienz
umso schlechter je niedriger die Kraftmaschinenlast ist, weshalb
es zum Verbessern der thermischen Effizienz zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs,
d. h., zum Verbessern des Kraftstoffverbrauchs erforderlich wird,
die thermische Effizienz zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs
mit niedriger Last zu verbessern. Andererseits ist in dem in 8(B) gezeigten Zyklus mit extrem hohem
Expansionsverhältnis das tatsächliche Hubvolumen
des Kolbens zum Zeitpunkt des Kompressionshubs kleiner gemacht,
so dass die Menge der Einlassluft, die in die Brennkammer 5 eingesaugt werden
kann, kleiner wird, weshalb dieser Zyklus mit extrem hohen Expansionsverhältnis
lediglich dann verwendet werden kann, wenn die Kraftmaschinenlast
relativ niedrig ist. Daher wird in der vorliegenden Erfindung zum
Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last der in 8 gezeigte
Zyklus mit extrem hohem Expansionsverhältnis festgelegt,
während zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher
Last der in 8(A) gezeigte herkömmliche Zyklus
festgelegt wird.
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Als
nächstes wird unter Bezugnahme auf 9 die Gesamtheit
einer Betriebssteuerung erläutert.
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9 zeigt
die Änderungen im mechanischen Kompressionsverhältnis,
im Expansionsverhältnis, in der Schließzeitgebung
des Einlassventils 7, in dem tatsächlichen Kompressionsverhältnis,
in der Einlassluftmenge, in dem Öffnungsgrad des Drosselventils 17 und
in dem Pumpverlust entlang der Kraftmaschinenlast unter einer bestimmten
Kraftmaschinendrehzahl. Es ist anzumerken, dass in dem Ausführungsbeispiel
gemäß der vorliegenden Erfindung gewöhnlicher
Weise das durchschnittliche Luft-Kraftstoff-Verhältnis
in der Brennkammer 5 auf Grundlage des Ausgabesignals des
Luft-Kraftstoff-Verhältnis-Sensors 21 auf das
stöchiometrische Luft-Kraftstoff-Verhältnis geregelt
wird, so dass der Dreiwege-Katalysator in dem katalytischen Wandler 20 gleichzeitig
unverbrannte HC, CO und NOx in dem Abgas
reduzieren kann.
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Nun
wird zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last der
in 8(A) gezeigte herkömmliche
Zyklus ausgeführt, wie dies vorstehend erläutert
ist. Daher wird zu diesem Zeitpunkt das Expansionsverhältnis
niedrig, da das mechanische Kompressionsverhältnis niedrig
gemacht wird, wie dies in 9 gezeigt
ist. Wie dies durch die durchgezogene Linie in 9 gezeigt
ist, wird die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf
früh gestellt, wie dies durch die durchgezogene Linie in 5 gezeigt ist.
Ferner ist zu diesem Zeitpunkt die Einlassluftmenge groß.
Zu diesem Zeitpunkt wird der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 vollständig
geöffnet oder im Wesentlichen vollständig geöffnet
beibehalten, so dass der Pumpverlust zu null wird.
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Andererseits
wird, wie dies durch die durchgezogene Linie in 9 gezeigt
ist, die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf
spät gestellt, wenn die Kraftmaschinenlast niedriger wird,
um zusammen damit die Einlassluftmenge zu verringern. Ferner wird
zu diesem Zeitpunkt das mechanische Kompressionsverhältnis
mit niedriger werdender Kraftmaschinenlast erhöht, wie
dies in 9 gezeigt ist, sodass das tatsächliche
Kompressionsverhältnis im Wesentlichen konstant beibehalten
wird. Daher wird das Expansionsverhältnis ebenso mit niedriger
werdender Kraftmaschinenlast erhöht. Man beachte, dass
auch zu diesem Zeitpunkt das Drosselventil 17 in dem vollständig
geöffneten Zustand oder dem im Wesentlichen vollständig
geöffneten Zustand gehalten ist. Daher wird die in die
Brennkammer 5 eingebrachte Einlassluftmenge gesteuert,
indem die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 geändert wird,
ohne auf das Drosselventil 17 angewiesen zu sein.
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Auf
diese Weise wird das mechanische Kompressionsverhältnis
zusammen mit der Verringerung der Einlassluftmenge unter einem im
Wesentlichen konstanten tatsächlichen Kompressionsverhältnis
erhöht, wenn die Kraftmaschinenlast von dem Kraftmaschinenbetriebszustand
mit hoher Last niedriger wird. Das heißt, das Volumen der
Brennkammer 5 beim Erreichen des Kolbens des oberen Kompressionstotpunkts
wird proportional zu der Verringerung der Einlassluftmenge verringert.
Daher ändert sich das Volumen der Brennkammer 5 beim
Erreichen des Kolbens des oberen Kompressionstotpunkts proportional
zu der Einlassluftmenge. Es ist anzumerken, dass das Luft-Kraftstoff-Verhältnis
in der Brennkammer 5 zu diesem Zeitpunkt zu dem stöchiometrischen
Luft-Kraftstoff-Verhältnis gemacht ist, so dass sich das
Volumen der Brennkammer 5 beim Erreichen des Kolbens 4 des
oberen Kompressionstotpunkts proportional zu der Kraftstoffmenge ändert.
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Falls
die Kraftmaschinenlast noch niedriger wird, wird das mechanische
Kompressionsverhältnis noch weiter erhöht. Wenn
die Kraftmaschinenlast auf die mittlere Last L1 fällt,
die der niedrigen Last näher ist, erreicht das mechanische
Kompressionsverhältnis das mechanische Grenzkompressionsverhältnis, das
die strukturelle Grenze der Brennkammer 5 bildet. In dem
Bereich einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast L1 ist, bei der das mechanische Kompressionsverhältnis
das mechanische Grenzkompressionsverhältnis erreicht, wird
das mechanische Kompressionsverhältnis bei dem mechanischen
Grenzkompressionsverhältnis gehalten. Daher wird das mechanische
Kompressionsverhältnis zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs
der mittleren Last an der Seite der niedrigen Last und zum Zeitpunkt
des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last maximal und das Expansionsverhältnis
wird ebenso maximal. Mit anderen Worten wird das mechanische Kompressionsverhältnis
zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs der mittleren Last an der Seite
der niedrigen Last und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs
der niedrigen Last maximal gemacht, so dass das maximale Expansionsverhältnis erhalten
wird.
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Andererseits
wird in dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel
selbst dann, wenn die Kraftmaschinenlast niedriger als L1 wird, wie dies durch die durchgezogene
Linie in 9 gezeigt ist, die Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 nach spät gestellt, wenn
die Kraftmaschinenlast niedriger wird. Wenn die Kraftmaschinenlast
auf L2 fällt, dann wird die Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 zu der Grenzschließzeitgebung,
bei der die in die Brennkammer 5 eingebrachte Einlassluftmenge
gesteuert werden kann. Wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die
Grenzschließzeitgebung erreicht, dann wird in dem Bereich
einer Last, die niedriger als die Kraftmaschinenlast L2 ist,
wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die
Grenzschließzeitgebung erreicht, die Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 bei der Grenzschließzeitgebung
gehalten.
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Wenn
die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 bei
der Grenzschließzeitgebung gehalten wird, dann kann die
Einlassluftmenge bald nicht mehr durch Ändern der Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 gesteuert werden. In dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel
wird zu diesem Zeitpunkt, d. h., in dem Bereich einer Last, die
niedriger als die Kraftmaschinenlast L2 ist,
wenn die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die
Grenzschließzeitgebung erreicht, die in die Brennkammer 5 geführte
Einlassluftmenge durch das Drosselventil 17 gesteuert.
Falls jedoch die Einlassluftmenge durch das Drosselventil 17 gesteuert
wird, nimmt der Pumpverlust zu, wie dies in 9 gezeigt
ist.
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Wenn
andererseits, wie dies in 9 gezeigt ist,
die Kraftmaschinenlast höher als L1 ist,
d. h., zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit mittlerer Last
an der Seite der hohen Last und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs
mit hoher Last, das tatsächliche Kompressionsverhältnis
für die gleiche Kraftmaschinendrehzahl beim im Wesentlichen
gleichen tatsächlichen Kompressionsverhältnis
beibehalten. Wenn im Gegensatz dazu die Kraftmaschinenlast kleiner
als L2 ist, d. h., wenn das mechanische
Kompressionsverhältnis bei dem mechanischen Grenzkompressionsverhältnis
gehalten wird, dann wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis durch
die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 bestimmt.
Falls die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 wie
bei der Kraftmaschinenlast zwischen L1 und L2 auf spät gestellt wird, dann fällt
das tatsächliche Kompressionsverhältnis ab. Falls
die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 wie
bei der Kraftmaschinenlast, die kleiner als L2 ist,
bei der Grenzschließzeitgebung gehalten wird, dann wird
das tatsächliche Kompressionsverhältnis konstant
beibehalten.
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Daher
wird in dem in 9 gezeigten Ausführungsbeispiel
zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit mittlerer Last an der
Seite der niedrigen Last und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit
niedriger Last, bei der die Kraftmaschinenlast niedriger als L1 ist, das tatsächliche Kompressionsverhältnis
verglichen mit dem tatsächlichen Kompressionsverhältnis
zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last verringert.
Falls diesbezüglich das tatsächliche Kompressionsverhältnis
auf diese Weise abfällt, fällt die Temperatur
in der Brennkammer 5 am Kompressionsende ab und das Zünden
und das Verbrennen des Kraftstoffs verschlechtern sich. Falls jedoch
in diesem Fall das Drosselventil 17 geschlossen wird, dann
verursacht der Drosselungsvorgang des Einlassluftstroms durch das
Drosselventil 17 Störungen im Inneren der Brennkammer 5 und
dadurch können das Zünden und das Verbrennen des
Kraftstoffs verbessert werden.
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Andererseits
kann in dem Betriebsbereich, in dem die Kraftmaschinenlast niedriger
als L2 ist, der Betrieb ebenso gesteuert
werden, indem das Luft-Kraftstoff-Verhältnis in dem Zustand,
in dem das Drosselventil 17 vollständig offen
gehalten ist, erhöht wird, je niedriger die Kraftmaschinenlast
ist. Jedoch wird bei der vorliegenden Erfindung zum Verbessern des
Zündens und des Verbrennens des Kraftstoffs, wie dies in 9 gezeigt
ist, der Betrieb gesteuert, indem das Drosselventil 17 dann geschlossen
wird, wenn das tatsächliche Kompressionsverhältnis
abfällt.
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In
dem in 10 gezeigten Ausführungsbeispiel
wird selbst dann, wenn die Kraftmaschinenlast niedriger als L1 wird, während sie höher
als L3 ist, die Schließzeitspanne
des Einlassventils 7 konstant gehalten, und während
dieser Zeit wird das Drosselventil 17 geschlossen. Wenn
andererseits die Kraftmaschinenlast ebenso niedriger als L3 wird, dann wird die Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 bis L2 auf spät
gestellt, d. h., bis die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 die
Grenzschließzeitgebung erreicht. Das heißt, während
in diesem Ausführungsbeispiel die Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 zusammen mit dem Abfallen der Kraftmaschinenlast
verspätet wird, selbst wenn sich die Kraftmaschinenlast ändert,
gibt es Lastbereiche L3 bis L1,
in welchen die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 nicht
geändert werden kann. In diesen Lastbereichen L3 bis L1 wird die
Einlassluftmenge durch das Drosselventil 17 gesteuert.
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Diesbezüglich
wird in diesem Ausführungsbeispiel in dem Bereich einer
Last, die höher als die Lastbereiche L3 bis
L1 ist, das Drosselventil 17 in
dem vollständig offenen Zustand gehalten. In dem Betriebsbereich,
in dem die Kraftmaschinenlast niedriger als L3 ist,
wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis verglichen
mit dem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last verringert.
Auch in diesem Ausführungsbeispiel wird das Drosselventil 17 geschlossen,
wenn das tatsächliche Kompressionsverhältnis verringert
wird.
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Daher
wird in dem vorliegenden Ausführungsbeispiel zum Zeitpunkt
des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last das tatsächliche
Kompressionsverhältnis in einem Teil des Betriebsbereichs
oder in dem gesamten Betriebsbereich verglichen mit dem Zeitpunkt
des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last verringert, und zu dem
Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last, zumindest
dann, wenn das tatsächliche Kompressionsverhältnis
verglichen mit dem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher
Last verringert wird, wird das Drosselventil 17 geschlossen.
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Genauer
gesagt wird bei der vorliegenden Erfindung in dem Betriebsbereich,
in dem die Last niedriger als die Kraftmaschinenlast L1 ist,
dann, wenn das mechanische Kompressionsverhältnis das mechanische
Grenzkompressionsverhältnis erreicht, in einem Teil des
oder in dem gesamten Betriebsbereich das tatsächliche Kompressionsverhältnis
verglichen mit dem Betriebsbereich gesenkt, in dem die Last höher
als dieser Betriebsbereich ist. Auf diese Weise wird das Drosselventil 17 geschlossen,
wenn das tatsächliche Kompressionsverhältnis auf
diese Weise verringert wird.
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Es
ist anzumerken, dass in dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden
Erfindung, wie dies aus 9 und 10 ersichtlich
ist, in dem Betriebsbereich, in dem die Last niedriger als die Kraftmaschinenlast
L1 ist, wenn das mechanische Kompressionsverhältnis
das mechanische Grenzkompressionsverhältnis erreicht, die
Einlassluftmenge gesteuert wird, indem entweder die Schließzeitgebung
des Einlassventils 7 oder die Öffnungszeitgebung
des Drosselventils 17 gesteuert wird.
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Wie
dies vorstehend erwähnt ist, wird in dem in 8(B) gezeigten Zyklus mit extrem hohem
Expansionsverhältnis das Expansionsverhältnis
zu 26 gemacht. Je höher dieses Expansionsverhältnis
ist, umso besser ist es, jedoch ist es möglich, eine beträchtlich
hohe theoretische thermische Effizienz von 20 oder mehr selbst für
das wirklich verwendbare tatsächliche Grenzkompressionsverhältnis ε =
5 zu erhalten, wie dies aus 7 verstanden
werden kann. Daher ist der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A in der vorliegenden Erfindung so ausgebildet, dass das Expansionsverhältnis
zu 20 oder mehr wird.
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Wie
dies durch die gestrichelte Linie in 9 gezeigt
ist, ist es andererseits möglich, die Einlassluftmenge
ohne Bezug auf das Drosselventil 17 zu steuern, indem die
Schließzeitgebung des Einlassventils 7 auf früh
gestellt wird, wenn die Kraftmaschinenlast niedriger wird. Indem
dies so ausgedrückt wird, dass sowohl der durch die durchgezogene
Linie in 9 gezeigte Fall als auch der
durch die gestrichelte Linie gezeigte Fall abgedeckt sind, wird
daher in dem Ausführungsbeispiel der vorliegenden Erfindung
die Schließzeitgebung des Einlassventils 7, wenn
die Kraftmaschinenlast niedriger wird in der Richtung von dem unteren
Einlasstotpunkt BDC weg, hin zur Grenzschließzeitgebung
L2 verschoben, die eine Steuerung der Menge
der in die Brennkraft zugeführten Einlassluft ermöglicht.
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11 zeigt
die Betriebssteuerroutine. Unter Bezugnahme auf 11 wird
zunächst bei Schritt 100 der Sollwert des tatsächlichen
Kompressionsverhältnisses berechnet. Als nächstes
wird bei Schritt 101 die Schließzeitgebung IC
des Einlassventils 7 aus dem in 12(A) gezeigten
Kennfeld berechnet. Das heißt, die Schließzeitgebung
IC des Einlassventils 7, die zum Zuführen der
erforderlichen Einlassluftmenge in die Brennkammer 5 erforderlich
ist, wird als eine Funktion der Kraftmaschinenlast L und der Kraftmaschinendrehzahl
N in Form des in 12(A) gezeigten Kennfelds
im Vorfeld in dem ROM 32 gespeichert.
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Die
Schließzeitgebung IC des Einlassventils 7 wird
aus diesem Kennfeld berechnet.
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Als
nächstes wird bei Schritt 102 das mechanische
Kompressionsverhältnis CR berechnet. Als nächstes
wird bei Schritt 103 der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 berechnet.
Der Öffnungsgrad θ dieses Drosselventils 17 wird
als eine Funktion der Kraftmaschinenlast L und der Kraftmaschinendrehzahl
N in der Form eines in 12(B) gezeigten Kennfelds
im Vorfeld in dem ROM 32 gespeichert. Als nächstes
wird bei Schritt 104 der variable Kompressionsverhältnismechanismus
A derart gesteuert, dass das mechanische Kompressionsverhältnis
zu dem mechanischen Kompressionsverhältnis CR wird, der
variable Ventilzeitgebungsmechanismus B wird derart gesteuert, dass
die Schließzeitgebung des Einlassventils 7 zu
der Schließzeitgebung IC wird, und das Drosselventil 17 wird
derart gesteuert, dass der Öffnungsgrad des Drosselventils 17 zu
dem Öffnungsgrad θ wird.
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ZUSAMMENFASSUNG
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In
einer Brennkraftmaschine sind ein variabler Kompressionsverhältnismechanismus
(A), der in der Lage ist, ein mechanisches Kompressionsverhältnis
zu ändern, sowie ein variabler Ventilzeitgebungsmechanismus
(B) vorgesehen, der in der Lage ist, die Schließzeitgebung
eines Einlassventils (7) zu steuern. Zum Zeitpunkt eines
Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last wird das mechanische Kompressionsverhältnis
maximal gemacht, so dass das Expansionsverhältnis zu 20
oder mehr wird. Ferner wird das tatsächliche Kompressionsverhältnis
zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last in einem
Teil des Betriebsbereich oder in dem gesamten Betriebsbereich verglichen
mit dem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher Last gesenkt,
und zum Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit niedriger Last
wird zumindest dann, wenn das tatsächliche Kompressionsverhältnis
verglichen mit dem Zeitpunkt des Kraftmaschinenbetriebs mit hoher
Last gesenkt ist, das Drosselventil (17) geschlossen.
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- 1
- KURBELGEHAUSE
- 2
- ZYLINDERBLOCK
- 3
- ZYLINDERKOPF
- 4
- KOLBEN
- 5
- BRENNKAMMER
- 7
- EINLASSVENTIL
- 70
- EINLASSVENTILANTRIEBSNOCKENWELLE
- A
- VARIABLER
KOMPRESSIONSVERHÄLTNISMECHANISMUS
- B
- VARIABLER
VENTILZEITGEBUNGSMECHANISMUS
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ZITATE ENTHALTEN IN DER BESCHREIBUNG
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Zitierte Patentliteratur
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