BRPI0714220A2

BRPI0714220A2 - motor de combustço interna do tipo de igniÇço de centelha

Info

Publication number: BRPI0714220A2
Application number: BRPI0714220-0A
Authority: BR
Inventors: Daisuke Akihisa; Daisaka Sawada; Eiichi Kamiyama
Original assignee: Toyota Motor Co Ltd
Priority date: 2006-07-13
Filing date: 2007-04-09
Publication date: 2013-01-29
Also published as: RU2411381C2; EP2041411A1; JP2008019799A; RU2009104935A; KR20090019008A; CN101479453A; KR101032288B1; US20090178632A1; WO2008007488A1; JP4259546B2

Abstract

MOTOR DE COMBUSTçO INTERNA DO TIPO DE IGNIÇçO DE CENTELHA. A presente invenção refere-se a um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha compreendendo um mecanismo de relação de compressão variável capaz de mudar uma relação de compressão mecânica,um mecanismo de mudança de sincronismo de partida de ação de compressão real capaz de mudar um sincronismo de partida de uma ação de compressão real e uma válvula de exaustão. No momento de operação de carga baixa do motor, a relação de compressão mecânica é maximizada para obter uma relação de expansão máxima e a relação de compressão real é determinada de modo que não ocorre nehum golpe. A relação de expansão máxima é 20 ou mais. O sincronismo de fechamento da válvula de exustão grande,a temperatura do catalisador de purificação de exaustão pode ser mantida a uma temperatura relativamente alta.

Description

Relatório Descritivo da Patente de Invenção para "MOTOR DE COMBUSTÃO INTERNA DO TIPO DE IGNIÇÃO DE CENTELHA". CAMPO TÉCNICO

A presente invenção refere-se a um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha. ANTECEDENTES DA TÉCNICA

Um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha é conhecido na técnica fornecido com um mecanismo de relação de compres- são variável capaz de mudar uma relação de compressão mecânica, e um mecanismo de sincronismo de válvula variável capaz de controlar o sincro- nismo de fechamento da válvula de entrada, realizando uma ação de super- carregar por um turbocompressor no momento da operação de carga de média do motor e operação de carga alta de motor e, no estado de reter a relação de compressão real fixada no momento de operação de carga média e alta do motor, aumentando a relação de compressão mecânica e retardan- do o sincronismo de fechamento da válvula de entrada quando a carga do motor se torna menor (por exemplo, vide Publicação de Patente Japonesa (A) Ns. 2004-218522).

No entanto, em geral, em um motor de combustão interna, quan- to maior a relação de expansão, mais longo o período em um curso de ex- pansão onde a força descendente atua no pistão, portanto quanto maior a relação de expansão, mais a eficiência térmica é aperfeiçoada. Portanto, pára elevar a eficiência térmica no momento de operação do motor, é prefe- rível tornar a relação de compressão mecânica tão alta quanto possível e tornar a relação de expansão grande.

No entanto, se aumentar a relação de expansão desta maneira, a maior parte da energia térmica produzida na câmara de combustão é con- vertida em energia cinética, de modo que a temperatura do gás de exaustão cai. Adicionalmente, com isto, a pressão do gás de exaustão na câmara de combustão no fim do curso de expansão também se torna menor e conse- quentemente a exaustão do gás de exaustão da câmara de combustão se torna mais difícil. Esta tendência parece particularmente notável quando a relação de expansão é feita 20 ou mais.

Por outro lado, se o catalisador de purificação de exaustão do motor fornecido na passagem de exaustão do motor não é elevado a uma certa temperatura ou mais, em geral não pode exibir sua ação de purificação de exaustão excelente. Por esta razão, na maioria de motores de combustão interna, o calor do gás de exaustão esgotado do corpo do motor é usado para manter o catalisador de purificação de exaustão em uma temperatura alta.

No entanto, como explicado acima, se aumentar a relação de expansão, o gás de exaustão cai em temperatura, de modo que a tempera- tura pela qual o catalisador de purificação de exaustão é elevada por unida- de de taxa de fluxo se torna menor. Adicionalmente, se aumentar a relação de expansão, o gás de exaustão se torna mais difícil de ser esgotado da câmara de combustão, de modo que a taxa de fluxo do gás de exaustão que flui dentro do catalisador de purificação de exaustão se torna menor. Por esta razão, se operar o motor de combustão interna no estado de uma rela- ção de expansãg grande, mantendo o catalisador de purificação de exaustão a uma temperatura alta se torna difícil. DESCRIÇÃO DA INVENÇÃO Portanto, um objetivo da presente invenção é fornecer um motor

de combustão interna do tipo de ignição por centelha capaz de manter um catalisador de purificação de exaustão a uma temperatura relativamente alta mesmo quando se opera o motor de combustão interna no estado de uma relação de expansão grande. A presente invenção fornece um motor de combustão interna do

tipo de ignição por centelha descrito nas reivindicações da seção de reivindi- cação como meio para realizar o objetivo acima.

Em um aspecto da presente invenção, é fornecido um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha compreendendo um meca- nismo de relação de compressão variável capaz de mudar uma relação de compressão mecânica, um mecanismo de mudança de sincronismo de par- tida de ação de compressão real capaz de mudar um sincronismo de partida de uma ação de compressão real e uma válvula de exaustão, em que no momento de operação de carga baixa do motor, a relação de compressão mecânica é maximizada para obter uma relação de compressão mecânica é maximizada para obter uma relação de expansão máxima e a relação de compressão real é determinada de modo que não ocorre nenhum golpe, em que a relação de expansão máxima é 20 ou mais, e em que o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão no momento de operação de carga baixa do motor é feito o substancialmente ponto morto superior de entrada.

Em outro aspecto da presente invenção, é fornecido um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha compreendendo um mecanismo de relação de compressão variável capaz de mudar uma relação de compressão mecânica, um mecanismo de mudança de sincronismo de partida de ação de compressão real capaz de mudar um sincronismo de par- tida de uma ação de compressão real, e um mecanismo de sincronismo de válvula variável de exaustão capaz de mudar o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão, em que no momento de operação de carga baixa do motor, a relação de compressão mecânica é maximizada para obter uma relação de expansão máxima e a relação de compressão real é determinada de modo que não ocorra golpe, em que a relação de expansão máxima é 20 ou mais, e em que uma região determinável do sincronismo de fechamento da válvula de exaustão no momento de operação de carga baixa do motor é limitada mais para um lado de ponto morto superior de entrada que no mo- mento de operação de carga alta do motor.

Em outro aspecto da presente invenção, no momento de opera- ção de carga baixa do motor, o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão é feita o substancialmente ponto morto superior de entrada.

Em outro aspecto da presente invenção, o motor ainda compre- ende um mecanismo de sincronismo de válvula variável de entrada capaz de mudar o sincronismo de abertura da válvula de entrada, e o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão e o sincronismo de abertura da válvula de entrada são controlados de modo que no momento da operação de carga baixa do motor, um período onde a abertura da válvula de entrada e a aber- tura da válvula de exaustão se sobrepõem é mínimo.

Em outro aspecto da presente invenção, o motor ainda compre- ende um mecanismo de sincronismo de válvula variável de entrada capaz de mudar o sincronismo de abertura da válvula de entrada, e o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão e o sincronismo de abertura da válvula de entrada são controlados de modo que no momento de operação de carga baixa do motor, o período onde a abertura da válvula de entrada e a abertura da válvula de exaustão se sobrepõem, se torna zero.

Em outro aspecto da presente invenção, o motor ainda compre- ende um mecanismo de mudança de sincronismo de abertura de válvula de entrada capaz de mudar o sincronismo de abertura da válvula de entrada e, no momento de operação de carga baixa do motor, o sincronismo de abertu- ra da válvula de entrada se torna o substancialmente ponto morto superior de entrada.

Em outrò aspecto da presente invenção, a relação de compres-

são real no momento de operação de carga baixa do motor é substancial- mente a mesma que a relação de compressão real no momento de operação de carga média e alta do motor.

Em outro aspecto da presente invenção, no momento de veloci- dade baixa do motor, independente da carga do motor, a relação de com- pressão real cai dentro de uma fixa de 9 a 11.

Em outro aspecto da presente invenção, quanto maior a veloci- dade do motor, maior a relação de compressão real.

Em outro aspecto da presente invenção, o mecanismo de mu- dança de sincronismo de partida de ação de compressão real é compreendi- do de um mecanismo de sincronismo de válvula variável de entrada capaz de mudar o sincronismo de fechamento da válvula de entrada.

Em outro aspecto da presente invenção, a quantidade de ar de entrada alimentado dentro da câmara de combustão é controlada mudando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada.

Em outro aspecto da presente invenção, o sincronismo de fe- chamento da válvula de entrada é desviado, quando a carga do motor se torna mais baixa em uma direção para longe do ponto morto inferior de en- trada até um sincronismo de fechamento limite que permite o controle da quantidade de ar de entrada alimentado dentro da câmara de combustão.

Em outro aspecto da presente invenção, em uma região de uma carga maior que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o sincronismo de fechamento limite, a quantidade de ar de entrada alimentado dentro da câmara de combustão é controlada sem levar em consideração uma válvula de estrangulamento disposta em uma passagem de entrada de motor mudando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada.

Em outro aspecto da presente invenção, em uma região de uma carga maior que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o sincronismo de fechamento limite, a válvula de estrangulamento é mantida no estado completamente aberto. Em outro aspecto da presente invenção, em uma região de uma

carga menor que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o sincronismo de fechamento limite, uma válvula de estrangulamento disposta em uma passagem de entrada de motor é usa- da para controlar a quantidade de ar de entrada alimentado na câmara de combustão.

Em outro aspecto da presente invenção, em uma região de uma carga menor que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o sincronismo de fechamento limite, quanto menor a carga, maior a relação de ar-combustível se torna. Em outro aspecto da presente invenção, em uma região de uma

carga menor que a carga de motor quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o sincronismo de fechamento limite, o sincronismo de fechamento da válvula de entrada é mantido no sincronismo de fecha- mento limite.

Em outro aspecto da presente invenção, a relação de compres-

são mecânica é aumentada quando a carga do motor se torna menor para a relação de compressão mecânica limite. Em outro aspecto da presente invenção, em uma região de uma carga menor que a carga do motor quando a relação de compressão mecâ- nica atinge a relação de compressão mecânica limite, a relação de compres- são mecânica é mantida na relação de compressão mecânica limite.

De acordo com a presente invenção, desde que tal gás de e-

xaustão é descarregado da câmara de combustão para o catalisador de puri- ficação de exaustão, mesmo se operando o motor de combustão interna no estado de uma relação de expansão grande, o catalisador de purificação de exaustão pode ser mantido em temperatura relativamente alta. BREVE DESCRIÇÃO DOS DESENHOS

A presente invenção será mais claramente entendida a partir da descrição como feita abaixo com referência aos desenhos anexos, em que:

A figura 1 é uma visão geral de um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha. A figura 2 é uma vista em perspectiva desmontada de um meca-

nismo de relação de compressão variável.

As figuras 3A e 3B são vistas em seção transversal do motor de combustão interna ilustrado.

A figura 4 é uma vista de um mecanismo de sincronismo de vál- vula variável.

As figuras 5A e 5B são vistas mostrando as quantidades de ele- vação da válvula de entrada e válvula de exaustão.

As figuras 6A, 6B e 6C são vistas para explicar a relação de compressão mecânica, a relação de compressão real e a relação de expan- são.

A figura 7 é uma vista mostrando a relação entre a eficiência térmica teórica e a relação de expansão.

As figuras 8A e 8B são vistas para explicar um ciclo normal e um ciclo de relação de expansão super alta. A figura 9 é uma vista mostrando a mudança em relação de

compressão mecânica, etc., de acordo com a carga do motor.

As figuras 10A, 10B e 10C são vistas mostrando as mudanças em elevação da válvula de entrada e válvula de exaustão.

A figura 11 é uma vista mostrando uma região em que um sin- cronismo de fechamento da válvula de exaustão de acordo com a relação de compressão mecânica pode ser determinado.

As figuras 12A e 12B são vistas mostrando as mudanças em

elevação da válvula de entrada e válvula de exaustão.

A figura 13 é um fluxograma para controle operacional.

As figuras 14A, 14B e 14C são vistas mostrando a relação de compressão real alvo, etc. As figuras 15A e 15B são vistas mostrando um mapa do sincro-

nismo de fechamento da válvula de exaustão, etc. MELHOR MODO DE REALIZAR A INVENÇÃO

A figura 1 mostra uma vista em seção transversal lateral de um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha. Referindo-se à figura 1, 1 indica uma caixa de eixo de manivela,

2 um bloco de cilindros, 3 um cabeçote de cilindro, 4 um pistão, 5 uma câ- mara de combustão, 6 uma vela disposta no centro superior da câmara de combustão 5, 7 uma válvula de entrada, 8 um orifício de entrada, 9 uma vál- vula de exaustão, e 10 um orifício de exaustão. O orifício de entrada 8 é co- nectado através de um tubo de entrada 11 em uma câmara de compensação 12, enquanto cara tubo de entrada 11 é fornecido com um injetor de com- bustível 13 para injetar combustível em um orifício de entrada corresponden- te 8. Nota-se que cada injetor de combustível 13 pode estar disposto em ca- da câmara de combustão 5 em vez de ser fixado em cada tubo de entrada 11.

A câmara de compensação 12 é conectada por meio de um conduto de entrada 14 em uma saída do compressor 15a do turbocompres- sor 15, enquanto uma entrada do compressor 15a é conectada através de um detector de quantidade de ar de entrada 16 usando por exemplo, um fio de aquecimento em um limpador de ar 17. O conduto de entrada 14 é forne- cido dentro dele com uma válvula de estrangulamento 19 acionada por um atuador 18. Por outro lado, o orifício de exaustão 10 é conectado através da tubulação de exaustão 20 na entrada da turbina de exaustão 15b do turbo- compressor de exaustão 15, enquanto uma saída da turbina de exaustão 15b é conectada através de um tubo de exaustão 21 em um conversor cata- lítico 22 alojando um catalisador de purificação de exaustão. O tubo de e- xaustão 21 tem um sensor de relação de ar-combustível 23 disposto nele.

Adicionalmente, na modalidade mostrada na figura 1, a parte de conexão da caixa de eixo de manivela 1 e o bloco de cilindros 2 é fornecida com um mecanismo de relação de compressão variável A capaz de mudar as posições relativas da caixa de eixo de manivela 1 e o bloco de cilindros 2 na direção axial de cilindro de modo a mudar o volume da câmara de com- bustão 5 quando o pistão 4 é posicionado no ponto morto superior de com- pressão. Adicionalmente, é fornecida com um mecanismo de sincronismo de válvula variável B capaz de controlar individualmente o sincronismo de fe- chamento da válvula de entrada 7 para mudar o sincronismo de partida da ação de compressão real, e capaz de controlar individualmente o sincronis- mo de abertura da válvula de entrada 7. Adicionalmente, é fornecida com um mecanismo de sincronismo de válvula variável de exaustão C capaz de con- trolar individualmente o sincronismo de abertura e o sincronismo de fecha- mento da válvula de exaustão 7.

A unidade de controle eletrônico 30 é compreendida de um computador digital fornecido com componentes conectados um com o outro através de um barramento bidirecional 31 tal como uma ROM (memória de leitura) 32, RAM (memória de acesso randômico) 33, CPU (microprocessa- dor) 34, porta de entrada 35, e porta de saída 36. O sinal de saída do detec- tor de quantidade de ar de entrada 16 e o sinal de saída do sensor de rela- ção de ar-combustível 23 são introduzidos através de conversores de AD correspondentes 37 para a porta de entrada 35. Adicionalmente, o pedal de acelerador 40 é conectado a um sensor de carga 41 gerando uma voltagem de saída proporcional à quantidade de depressão do pedal de acelerador 40. A voltagem de saída do sensor de carga 41 é introduzida através de um conversor de AD correspondente 37 no orifício de entrada 35. Adicionalmen- te, o orifício de entrada 35 é conectado a um sensor de ângulo de manivela 42 gerando um pulso de saída cada vez que o eixo de manivela roda por, por exemplo, 30°. Por outro lado, a porta de saída 36 é conectada através do circuito de acionamento 38 em uma vela 6, injetor de combustível 13, atua- dor de acionamento de válvula de estrangulamento 18, mecanismo de rela- ção de compressão variável A, e mecanismo de sincronismo de válvula vari- ável B.

A figura 2 é uma vista em perspectiva desmontada do mecanis- mo de relação de compressão variável A mostrado na figura 1, enquanto as figuras 3A e 3B são vistas em seção transversal lateral do motor de combus- tão interna ilustrado. Referindo-se à figura 2, no fundo das duas paredes la- terais do bloco de cilindro 2, é formada uma pluralidade de partes projetadas 50 separadas uma da outra por uma certa distância. Cada parte projetada 50 é formada com um furo de inserção de carne de seção transversal circular 51. Por outro lado, a superfície de topo da caixa de eixo de manivela 1 é formada com uma pluralidade de partes projetadas 52 separadas uma da outra por uma certa distância e se encaixando entre as partes projetadas correspondentes 50. Estas partes projetadas 52 são também formadas com furos de inserção de carne de seção transversal circular 53. Como mostrado na figura 2, um par de eixos de carne 54, 55 é

fornecido. Cada um dos eixos de carne 54, 55 tem carnes circulares 56 fixa- dos nele capazes de ser rotativamente inseridos nos furos de inserção de carne 51 em cada outra posição. Estes carnes circulares 56 são coaxiais com os eixos de rotação dos eixos de carne 54, 55. Por outro lado, entre os carnes circulares 56, como mostrado pela tracejado nas figuras 3A e 3B, se estendem eixos excêntricos 57 dispostos excentricamente com respeito aos eixos de rotação dos eixos de came 54, 55. Cada eixo excêntrico 57 tem outros carnes circulares 58 rotativamente fixados nele excentricamente. Co- mo mostrado na figura 2, estes carnes circulares 58 são dispostos entre os carnes circulares 56. Estes carnes circulares 58 são rotativamente inseridos nos furos de inserção de came correspondentes 53.

Quando os carnes circulares 56 presos nos eixos de came 54, 55 são rodados em direções opostas como mostrado pelas setas de linha sólida na figura 3A do estado mostrado na figura 3A, os eixos excêntricos 57 se movem para o centro inferior, assim os carnes circulares 58 rodam em direções opostas dos carnes circulares 56 nos furos de inserção de came 53 como mostrado pelas setas de linha tracejadas na figura 3A. Como mostrado na figura 3B, quando os eixos excêntricos 57 se movem para o centro inferi- or, os centros dos carnes circulares 58 se movem para baixo dos eixos ex- cêntricos 57.

Como será entendido a partir de uma comparação da figura 3A e figura 3B, as posições relativas da caixa de eixo de manivela 1 e do bloco de cilindros 2 são determinadas pela distância entre os centros dos carnes cir- culares 56 e os centros dos carnes circulares 58. Quanto maior a distância entre os centros dos carnes circulares 56 e os centros dos carnes circulares 58, mais longe o bloco de cilindros 2 está da caixa de eixo de manivela 1. Se o bloco de cilindros 2 se move para longe da caixa de eixo de manivela 1, o volume da câmara de combustão 5 quando o pistão 4 é posicionado quando o ponto morto superior de compressão aumenta, portanto fazendo os eixos de came 54, 55 rodar, o volume da câmara de combustão 5 quando o pistão 4 é posicionado como ponto morto superior de compressão, pode ser muda- do.

Como mostrado na figura 2, para fazer os eixos de came 54, 55 rodar em direções opostas, o eixo de um motor de acionamento 59 é forne- cido com um par de engrenagens helicoidais 61, 62 com direções de rosca opostas. As engrenagens 63, 64 engatando com estas engrenagens helicoi- dais 61, 62 são presas nas extremidades dos eixos de came 54, 55. Nesta modalidade, o motor de acionamento 59 pode ser acionado para mudar o volume da câmara de combustão 5, quando o pistão 4 é posicionado em ponto morto superior de compressão sobre um amplo alcance. Nota-se que o mecanismo de relação de compressão variável A mostrado nas Figuras 1 a 3, mostra um exemplo. Qualquer tipo de mecanismo de relação de com- pressão variável pode ser usado.

Adicionalmente, a figura 4 mostra um mecanismo de sincronis- mo de válvula variável B fornecido em um eixo de carne 70 para acionar a válvula de entrada 7 na figura 1. Referindo-se à figura 4, o mecanismo de sincronismo de válvula variável B é compreendido de um comutador de fase de carne B1 fixado em uma extremidade do eixo de carne 70 e mudando a fase do carne do eixo de carne 70, e um comutador de ângulo de atuação de carne B2 disposto entre o eixo de carne 70 e o suspensor de válvula 24 da válvula de entrada 7 e mudando o ângulo de trabalho dos carnes do eixo de came 70 para ângulos de trabalho diferentes para a transmissão para a vál- vula de entrada 7. Nota-se que a figura 4 é uma vista em seção lateral e vis- ta plana do comutador de ângulo de atuação de came B2.

Primeiro, explicando o comutador de fase de came B1 do meca- nismo de sincronismo de válvula variável B, este comutador de fase de came B1 é fornecido com uma polia de sincronismo 71 feita para rodar por um eixo de manivela de motor através de uma correia de sincronismo na direção da seta, um alojamento cilíndrico 72 rodando junto com a polia de sincronismo 71, um eixo 73 capaz de rodar junto com um eixo de came 70 e rodar com relação ao alojamento cilíndrico 72, uma pluralidade de divisórias 74 se es- tendendo a partir de uma circunferência interna do alojamento cilíndrico 72 para uma circunferência externa do eixo 73, e palhetas 75 se estendendo entre as divisórias 74 da circunferência externa do eixo 73 para a circunfe- rência interna do alojamento cilíndrico 72, os dois lados das palhetas 75 for- mados com o uso avançado das câmaras hidráulicas 76 e uso retardado de câmaras hidráulicas 77.

A alimentação de óleo de trabalho das câmaras hidráulicas 76, 77 é controlada por uma válvula de controle de alimentação de óleo de tra- balho 78. Esta válvula de controle de alimentação de óleo de trabalho 78 é fornecida com orifícios hidráulicos 79, 80 conectados nas câmaras hidráuli- cas 76, 77, um orifício de alimentação 82 para óleo de trabalho descarrega- do de uma bomba hidráulica 81, um par de orifícios de drenagem 83, 84, e uma válvula de carretei 85 para controlar a conexão e desconexão dos orifí- cios 79, 80, 82, 83 e 84.

Para avançar a fase dos carnes do eixo de came 70, a válvula de carretei 85 é feita para se mover para baixo na figura 4, o óleo de traba- lho alimentado a partir do orifício de alimentação 82 é alimentado através do orifício hidráulico 79 para as câmaras hidráulicas de uso avançado 76, e o óleo de trabalho para câmaras hidráulicas de uso retardado 77, é drenado do orifício de drenagem 84. Neste momento, o eixo 73 é feito rodar com re- lação ao alojamento cilíndrico 72 na direção da seta X.

Como oposto a isto, para retardar a fase do came do eixo de carne 70, na figura 4, a válvula de carretei 85 se move para cima, o óleo de trabalho alimentado a partir do orifício de alimentação 82 e alimentado atra- vés do orifício hidráulico 80 para as câmaras hidráulicas 77 para retardar, e o óleo de trabalho nas câmaras hidráulicas 76 para avançar, é drenado pelo orifício de drenagem 83. neste momento, o eixo 73 é feito rodar com relação ao alojamento cilíndrico 72 na direção oposta às setas X.

Quando o eixo 73 é feito rodar com relação ao alojamento cilín- drico 72, se a válvula de carretei 85 é retornada para a posição neutra mos- trada na figura 4, a operação para a rotação relativa do eixo 73 é terminada, e o eixo 73 é mántido na posição rotacional relativa neste momento. Portan- to, é possível usar o comutador de fase de came B1 de modo a avançar ou retardar a fase do came do eixo de came 70 pela quantidade desejada exa- tamente. Isto é, o comutador de fase de came B1 pode avançar livremente ou retardar o sincronismo de abertura da válvula de entrada 7.

A seguir, explicando o comutador de ângulo de atuação de came B2 do mecanismo de sincronismo de válvula variável B, este comutador de ângulo de atuação de came B2 é fornecido com uma haste de controle 90 disposta em paralelo com o eixo de came 70 e feito se mover por um atua- dor 91 na direção axial, um came intermediário 94 engatando com um came 92 do eixo de came 70 e encaixando deslizantemente com uma ranhura 95 se estendendo em uma espiral formada na haste de controle 90 e se esten- dendo na direção axial, e um came pivotante 96 engatando com um suspen- sor de válvula 24 par acionar a válvula de entrada 7 e encaixar deslizante- mente com uma ranhura 95 se estendendo em uma espiral formada na has- te de controle 90. O came pivotante 96 é formado com um came 97. Quando o eixo de carne 70 roda, o carne 92 faz o carne interme- diário 94 pivotar exatamente por um ângulo constante todas às vezes. Nesta vez, o carne pivotante 96 é também feito oscilar exatamente a um ângulo constante. Por outro lado, o carne intermediário 94 e o carne pivotante 96 são suportados de modo não móvel na direção axial da haste de controle 90, portanto quando a haste de controle 90 é feita se mover pelo atuador 91 na direção axial, o carne pivotante 96 é feito rodar com relação ao carne inter- mediário 94.

Quando o carne 92 do eixo de carne 70 começa a engatar com o came intermediário 94 devido a relação de posição rotacional relativa entre o came intermediário 94 e o came pivotante 96, se o came 97 do came pivo- tante 96 começa a engatar com o suspensor de válvula 24, como mostrado por a na figura 5B, o tempo de abertura e a elevação da válvula de entrada 7 se tornam máximos. Quando oposto a isto, quando o atuador 91 é usado para fazer o came pivotante 96 rodar com relação ao came intermediário 94 na direção da seta Y da figura 4, o came 92 do eixo de came 70 engata com o came intermediário 94, então depois de um tempo o came 97 do came pi- votante 96 engata com o suspensor de válvula 24. Neste caso, como mos- trado por b na figura 5(B), o tempo de abertura e quantidade de elevação da válvula de entrada 7 se torna menor que a.

Quando o came pivotante 96 é feito rodar com relação ao came intermediário 94 na direção da seta Y da figura 4, como mostrado por c na figura 5B, o período de tempo de abertura e a quantidade de elevação da válvula de entrada 7 se tornam ainda menores. Isto é, usando o atuador 91 para mudar a posição rotacional relativa do came intermediário 94 e do ca- me pivotante 96, o tempo de abertura da válvula de entrada 7 pode ser li- vremente mudado. No entanto, neste caso, a quantidade de elevação da válvula de entrada 7 se torna menor quanto mais curto é o tempo de abertu- ra da válvula de entrada 7. O comutador de fase de came B1 pode ser usado para mudar

livremente o sincronismo de abertura da válvula de entrada 7 e o comutador de ângulo de atuação de came B2 pode ser usado para mudar livremente o período de tempo de abertura da válvula de entrada 7 desta maneira, de modo que o comutador de fase de carne B1 e o comutador de ângulo de a- tuação de carne B2, isto é, o mecanismo de sincronismo de válvula variável de entrada B, pode ser usado para mudar livremente o sincronismo de aber- tura e o período de tempo de abertura da válvula de entrada 7, isto é, o sin- cronismo de abertura e o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7.

Nota-se que o mecanismo de sincronismo de válvula variável B mostrado na figura 1 e figura 4 mostra um exemplo. É também possível usar vários tipos de mecanismos de sincronismo de válvula variável diferentes do exemplo mostrado nas figuras 1 e figura 4.

Adicionalmente, o mecanismo de sincronismo de válvula variável de exaustão C também basicamente tem uma configuração similar ao me- canismo de sincronismo de válvula variável de entrada B e pode livremente mudar o sincronismo de abertura e o período de tempo de abertura da válvu- la de exaustão 9, isto é, o sincronismo de abertura e o sincronismo de fe- chamento da válvula de exaustão 9.

A seguir, o significado dos termos usados na presente aplicação será explicado com referência às figuras 6A a 6C. Nota-se que a figura 6A, 6B e 6C mostram, para propósitos explanatórios, um motor com um volume das câmaras de combustão de 50 ml e um volume de curso do pistão de 500 ml. Nestas figuras 6A, 6B e 6C, o volume de câmara de combustão mos- tram, o volume da câmara de combustão quando o pistão está em ponto morto superior de compressão. A figura 6A explica a relação de compressão mecânica. A rela-

ção de compressão mecânica é um valor determinado mecanicamente a partir do volume de curso do pistão e volume de câmara de combustão no momento de um curso de compressão. Esta relação de compressão mecâ- nica é expressa por (volume de câmara de combustão + volume de cur- so)/volume de câmara de combustão. No exemplo mostrado na figura 6A, esta relação de compressão mecânica (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11.

A figura 6B explica a relação de compressão real. Esta relação de compressão real é um valor determinado a partir do volume de curso real do pistão quando a ação de compressão é realmente iniciada para quando o pistão atinge o ponto morto superior e o volume da câmara de combustão. Esta relação de compressão real é expressa por (volume de câmara de combustão + volume de curso real)/volume de câmara de combustão. Isto é, como mostrado na figura 6B, mesmo se o pistão começa a subir no curso de compressão, nenhuma ação de compressão é realizada enquanto a válvula de entrada está aberta. A ação de compressão real é iniciada depois que a válvula de entrada fecha. Portanto, a relação de compressão real é expressa como se segue usando o volume de curso real. No exemplo mostrado na figura 6B, a relação de compressão real se torna (50 ml + 450 ml)/50 ml = 10.

A figura 6C explica a relação de expansão. A relação de expan- são é um valor determinado do volume de curso do pistão no momento de um curso de expansão e o volume de câmara de combustão. Esta relação de expansão é expressa por (volume de câmara de combustão + volume de curso)/volume de câmara de combustão. No exemplo mostrado na figura 6C, esta relação de expansão se torna (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11.

A seguir, os aspectos mais básicos da presente invenção serão explicados com referência às figuras 7, 8A e 8B. Nota-se que a figura 7 mos- tra a relação entre a eficiência térmica teórica e a relação de expansão, en- quanto as figuras 8A e 8B mostram uma comparação entre o ciclo normal e o ciclo de relação de expansão super alta, usada seletivamente de acordo com a carga na presente invenção. A figura 8A mostra o ciclo normal quando a válvula de entrada

fecha perto do ponto morto inferior, e a ação de compressão pelo pistão é iniciada substancialmente perto do ponto morto inferior de compressão. No exemplo mostrado nesta figura 8A também, da mesma maneira que os e- xemplos mostrados na figura 6A, 6B e 6C, o volume da câmara de combus- tão é 50 ml, e o volume de curso do pistão é 500 ml. Como será entendido a partir da figura 8A, em um ciclo normal, a relação de compressão mecânica é (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11, a relação de compressão real é também cerca de 11, e a relação de expansão também se torna (50 ml + 500 ml)/50 ml = 11. Isto é, em um motor de combustão interna comum, a relação de com- pressão mecânica e a relação de compressão real e a relação de expansão se tornam substancialmente iguais.

A linha sólida na figura 7 mostra a mudança na eficiência térmica

teórica no caso onde a relação de compressão real e a relação de expansão são substancialmente iguais, isto é, no ciclo normal. Neste caso, é verificado que quanto maior a relação de expansão, isto é, maior a relação de com- pressão real, maior a eficiência térmica teórica. Portanto, em um ciclo nor- mal, para elevar a eficiência térmica teórica, a relação de compressão real deve se tornar maior. No entanto, devido às restrições na ocorrência de bati- da no momento da operação de carga alta do motor, a relação de compres- são real pode somente ser elevada mesmo no máximo a cerca de 12, con- sequentemente, em um ciclo normal, a eficiência térmica teórica não pode ser suficientemente alta.

Por outro lado, sob esta situação, os inventores diferenciaram estritamente entre a relação de compressão mecânica e relação de com- pressão real e estudaram a eficiência térmica teórica e como resultado des- cobriram que na eficiência térmica teórica, a relação de expansão é domi- nante, e a eficiência térmica teórica não é muito afetada pela relação de compressão real. Isto é, se elevar a relação de compressão real, a força ex- plosiva sobe, mas a compressão exige uma grande energia, consequente- mente mesmo se elevar a relação de compressão real, a eficiência térmica teórica não subirá muito. Como oposto a isto, se aumentar a relação de expansão, quanto

mais longo o período durante o qual uma força atua pressionando para baixo o pistão no momento em que o pistão dá uma força rotacional para o eixo de manivela. Portanto, quanto maior se torna a relação de expansão, maior se torna a eficiência térmica teórica. A linha tracejada na figura 7 mostra a efici- ência térmica teórica no caso de fixar a relação de compressão real em 10 e subir a relação de expansão neste estado. Desta maneira, é verificado que a quantidade de melhora da eficiência térmica teórica quando se eleva a rela- ção de expansão no estado onde a relação de compressão real é mantida em um valor baixo e a quantidade de elevação da eficiência térmica teórica no caso onde a relação de compressão real é aumentada com a relação de expansão como mostrado na linha sólida da figura 7 não diferirá tanto.

Se a relação de compressão real é mantida em um baixo valor

desta maneira, não ocorrerá batida, portanto se elevar a relação de expan- são no estado onde a relação de compressão real é mantida a um valor bai- xo, a ocorrência de batida pode ser impedida e a eficiência térmica teórica pode ser enormemente elevada. A figura 8B mostra um exemplo do caso quando se usa o mecanismo de relação de compressão variável A e meca- nismo de sincronismo de válvula variável B para manter a relação de com- pressão real a um valor baixo e elevar a relação de expansão.

Referindo-se à figura 8B, neste exemplo, o mecanismo de rela- ção de compressão variável A é usado para diminuir o volume da câmara de combustão de 50 ml para 20 ml. Por outro lado, o mecanismo de sincronis- mo de válvula variável B é usado para retardar o sincronismo de fechamento da válvula de entrada até que o volume de curso real do pistão muda de 500 ml para 200 ml. Como resultado, neste exemplo, a relação de compressão real se torna (20 ml + 200 ml)/20 ml = 11, e a relação de expansão se torna (20 ml + 500 ml)/20 ml = 26. No ciclo normal mostrado na figura 8(A), como explicado acima, a relação de compressão real é cerca de 11 e a relação de expansão é 11. Comparado com este caso, no caso mostrado na figura 8B, é verificado que somente a relação de expansão é elevada para 26. Esta é a razão pela qual é chamado o "ciclo de relação de expansão super alta" abai- xo.

Como explicado acima, falando em geral, em um motor de com- bustão interna, quanto menor a carga do motor, pior a eficiência térmica, portanto para aperfeiçoar a eficiência térmica no momento da operação do veículo, isto é, para aperfeiçoar o consumo de combustível, se torna neces- sário aperfeiçoar a eficiência térmica no momento de operação de carga bai- xa do motor. Por outro lado, no ciclo de relação de expansão super alta mos- trado na figura 8B, o volume de curso real do pistão no momento do curso de compressão se torna menor, assim a quantidade de ar de entrada que pode ser sugado dentro da câmara de combustão 5 se torna menor, portanto este ciclo de relação de expansão super alta pode somente ser empregado quando a carga do motor é relativamente baixa. Portanto, na presente in- venção, no momento de operação de carga baixa de motor, o ciclo de rela- ção de expansão super alta mostrado na figura 8B é determinado, enquanto no momento de operação de carga alta do motor, o ciclo ordinário mostrado na figura 8A é determinado. Isto é o aspecto básico da presente invenção.

A figura 9 mostra o controle operacional como um todo no mo- mento de operação constante quando a velocidade do motor é baixa. Abai- xo, o controle operacional como um todo será explicado com referência à figura 9.

A figura 9 mostra as mudanças na relação de compressão me- cânica, relação de expansão, sincronismo de fechamento da válvula e entra- da 7, relação de compressão real, a quantidade de ar entrada, grau de aber- tura da válvula de estrangulamento 17, e perda de bombeamento, com a carga do motor. Nota-se que na modalidade presente, para permitir o catali- sador de três sentidos no conversor catalítico 22 reduzir simultaneamente o HC, CO e NOx não queimado no gás de exaustão, normalmente a relação de ar-combustível média na câmara de combustão 5 é controlada por realimen- tação na relação de ar-combustível estequiométrica baseada no sinal de sa- ída do sensor de relação de ar-combustível 23.

Agora, como explicado acima, no momento de operação de car- ga alta do motor, o ciclo normal mostrado na figura 8A é executado. Portan- to, como mostrado na figura 9, neste momento, a relação de compressão mecânica é baixa, de modo que a relação de expansão se torna baixa, e como mostrado pela linha sólida na figura 9, o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 é avançado. Adicionalmente, neste momento, a quantidade de ar de entrada é grande. Neste momento, a abertura da válvu- Ia de estrangulamento 17 é mantida completamente aberta ou substancial- mente completamente aberta, assim a perda de bombeamento se torna ze- ro. Por outro lado, como mostrado na figura 9, com a redução na carga do motor, a relação de compressão mecânica é aumentada, portanto a relação de expansão é também aumentada. Adicionalmente, neste momen- to, a relação de compressão real é mantida substancialmente constante, como mostrado pela linha sólida na figura 9, retardando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 quando a carga de motor se torna me- nor. Nota-se que neste momento também, a válvula de estrangulamento 17 é mantida no estado completamente aberto ou substancialmente completa- mente aberto, portanto, a quantidade de ar de entrada alimentada na câmara de combustão 5 é controlada não pela válvula de estrangulamento 17, mas mudando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7. Neste mo- mento também, a perda de bombeamento se torna zero.

Desta maneira, quando a carga de motor se torna menor a partir do estado de operação de carga alta do motor, a relação de compressão mecânica é aumentada com a queda na quantidade de ar de entrada sob uma relação de compressão real substancialmente constante. Isto é, o vo- lume da câmara de combustão 5 quando o pistão 4 atinge o ponto morto superior de compressão é reduzido proporcionalmente para a redução na quantidade de ar de entrada. Portanto, o volume da câmara de combustão 5 quando o pistão 4 atinge o ponto morto superior de compressão muda pro- porcionalmente a quantidade de ar de entrada. Nota-se que neste momento, a relação de ar-combustível na câmara de combustão 5 se torna a relação de ar-combustível estequiométrica, assim o volume da câmara de combus- tão 5 quando o pistão 4 atinge o ponto morto de topo de compressão muda proporcionalmente a quantidade de combustível.

Se a carga do motor se torna ainda menor, a relação de com- pressão mecânica é ainda aumentada. Quando a relação de compressão mecânica atinge a relação de compressão limite formando o limite estrutural da câmara de combustão 5, na região de uma carga menor que a carga do motor Li quando a relação de compressão mecânica atinge a relação de compressão mecânica limite, a relação de compressão mecânica é mantida na relação de compressão de motor limite. Portanto, no momento de opera- ção de carga baixa de motor, a relação de compressão mecânica se torna máxima, e a relação de expansão também se torna máxima. Colocando isto de outra maneira, na presente invenção, de modo a obter a relação de ex- pansão máxima no momento de operação de carga baixa do motor, a rela- ção de compressão mecânica é feita máxima. Adicionalmente, neste mo- mento, a relação de compressão real é mantida em uma relação de com- pressão real substancialmente a mesma que aquela no momento de opera- ção de carga média e alta do motor.

Por outro lado, como mostrado pela linha sólida na figura 9, o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 é retardado para o sin- cronismo de fechamento limite permitir o controle da quantidade de ar de entrada alimentado na câmara de combustão 5 quando a carga do motor se torna menor. Na região de uma carga menor que a carga do motor L2 quan- do o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 atinge o sincronis- mo de fechamento limite, o sincronismo de fechamento da válvula de entra- da 7 é mantido no sincronismo de fechamento limite. Se o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 é mantido no sincronismo de fechamen- to limite, a quantidade de ar de entrada não será mais capaz de ser contro- lada pela mudança do sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7. Portanto, a quantidade de ar de entrada tem que ser controlada por algum outro método.

Na modalidade mostrada na figura 9, neste momento, isto é, na região de uma carga menor que a carga do motor L2 quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 atinge o sincronismo de fechamento limite, a válvula de estrangulamento 17 é usada para controlar a quantidade de ar de entrada alimentada para a câmara de combustão 5. No entanto, se usar a válvula de estrangulamento 17 para controlar a quantidade de ar de entrada, como mostrado na figura 9, a perda de bombeamento aumenta.

Nota-se que para impedir esta perda de bombeamento, na regi- ão de uma carga menor que a carga do motor L2 quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 atinge o sincronismo de fechamento limite, a válvula de estrangulamento 17 é mantida completamente aberta ou substancial e completamente aberta, e a relação de ar-combustível pode ser maior, quanto menor a carga do motor. Neste momento, o injetor de com- bustível 13 é de preferência disposto na câmara de combustão 5 para reali- zar combustão estratificada.

Como mostrado na figura 9, no momento de velocidade baixa do

motor, independente da carga do motor, a relação de compressão real é mantida substancialmente constante. A relação de compressão real neste momento é feita no momento em que o alcance da relação de compressão real sobre o momento de operação de carga alta e média do motor ± 10%, de preferência ± 5%. Nota-se que na modalidade de acordo com a presente invenção, a relação de compressão real no momento em que a velocidade baixa do motor é cerca de 10±1, isto é, de 9 a 11. No entanto, se a velocida- de do motor se torna maior, a mistura de ar-combustível na câmara de com- bustão 5 é distribuída, assim a batida se torna difícil, portanto na modalidade de acordo com a presente invenção, quanto maior a velocidade do motor, maior a relação de compressão real.

Por outro lado, como explicado acima, no ciclo de relação de expansão super alta mostrado na figura 8B, a relação de expansão é 26. Quanto maior esta relação de expansão, melhor mas, se 20 ou mais, uma eficiência térmica teórica consideravelmente alta pode ser obtida. Portanto, na presente invenção, o mecanismo de relação de compressão variável A é formado de modo que a relação de expansão se torna 20 ou mais.

Adicionalmente, no exemplo mostrado na figura 9, a relação de compressão mecânica é mudada continuamente de acordo com a carga do motor. No entanto, a relação de compressão mecânica pode também ser mudada em estágios de acordo com a carga do motor.

Por outro lado, como mostrado pela linha tracejada na figura 9, quando a carga do motor se torna menor, avançando o sincronismo de fe- chamento da válvula de entrada 7 também, é possível controlar a quantidade de ar de entrada sem depender da válvula de estrangulamento. Portanto, na figura 9, se expressar de modo compreensivo ambos os casos mostrados pela linha sólida e pela linha tracejada, na modalidade de acordo com a pre- sente invenção, o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 é des- locado, quando a carga do motor se torna menor, em uma direção afastada do ponto morto inferior de entrada BDC até o sincronismo de fechamento limite L2 permitir o controle da quantidade de ar de entrada alimentado den- tro da câmara de combustão.

A seguir, o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 será explicado focalizando na operação de carga baixa onde o ciclo de rela- ção de expansão superalta mostrado na figura 8B é executado.

Em geral, no momento de operação de carga baixa onde um ciclo de relação de expansão super alta é executado, a quantidade de calor gerado devido à combustão da mistura de ar-combustível na câmara de combustão 5 é pequena, de modo que a temperatura do gás de exaustão esgotado da câmara de combustão 5 se torna facilmente baixo. Em adição a isto, em um motor de combustão interna, quanto maior a relação de expan- são, mais longo o período durante o qual uma força empurrando para baixo o pistão atua no momento de um curso de expansão, assim a maior parte da energia térmica produzida por combustão da mistura de ar-combustível na câmara de combustão é convertida em energia cinética do pistão. Com isto, a temperatura do gás de combustão na câmara de combustão no fim do cur- so de expansão se torna menor. Por esta razão, quando o ciclo de relação de expansão super alta mostrado na figura 8B é executado, no momento de um curso de exaustão, a temperatura do gás de exaustão esgotado da câ- mara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20 se torna extrema- mente baixo. Esta tendência parece particularmente notável quando a rela- ção de expansão é feita 20 ou mais. Entre a execução de um ciclo de rela- ção de expansão super alta onde a relação de expansão é 20 ou mais e um ciclo normal onde a relação de expansão é 12 ou aproximadamente, a tem- peratura do gás de exaustão esgotado da câmara de combustão 5 difere por cerca de 100°C.

Por outro lado, na maioria dos motores de combustão interna, os

ingredientes nocivos contidos no gás de exaustão (por exemplo, HC, CO, NOx, etc.) são removidos fornecendo dentro da passagem de exaustão do motor um catalisador de três sentidos, catalisador de armazenamento e re- dução de NOx, ou outro catalisador de purificação de exaustão. Tal catalisa- dor de purificação de exaustão não pode eficazmente remover os ingredien- tes nocivos no gás de exaustão a menos que sua temperatura se torne a temperatura de ativação ou mais. Aqui, na maior parte de motores de com- bustão interna, a temperatura do gás de exaustão é consideravelmente mai- or que a temperatura de ativação, de modo que o gás de exaustão é feito fluir dentro do catalisador de purificação de exaustão para manter a tempera- tura do catalisador de purificação de exaustão na temperatura de ativação ou mais.

No entanto, se o ciclo de relação de expansão super alta mos- trado na figura 8B é executado, a temperatura do gás de exaustão exaurido da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20 se tornará so- mente ligeiramente maior que a temperatura de ativação, assim mesmo se fazendo o gás de exaustão fluir dentro do catalisador de purificação de e- xaustão, se torna difícil manter a temperatura do catalisador de purificação de exaustão na temperatura de ativação ou mais. Portanto, quando o ciclo de relação de expansão super alta é executado, para manter a temperatura do catalisador de purificação de exaustão na temperatura de ativação ou mais, é necessário fazer tanto gás de exaustão quanto possível fluir dentro do catalisador de purificação de exaustão.

Aqui, referindo-se às figuras 10A a 10C, vamos considerar a re- lação entre o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 e a taxa de fluido do gás de exaustão esgotado da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20. A figura 10A mostra as mudanças em elevação da válvula de exaustão 9 e na válvula de entrada 7 no caso onde a válvula de exaustão 9 é fechada no ponto substancialmente morto superior de en- trada, a figura 10B mostra o mesmo no caso onde a válvula de exaustão 9 é fechada antes do ponto morto superior de entrada, enquanto a figura 10C mostra o mesmo no caso onde a válvula de exaustão 9 é fechada depois do ponto morto superior de entrada.

Como mostrado na figura 10B, quando a válvula de exaustão 9 se fecha antes do ponto morto superior de entrada, o volume da câmara de combustão 5 quando o fechamento da válvula de exaustão 9 é maior que o volume da câmara de combustão quando o pistão está posicionado no ponto morto superior de entrada (volume de câmara de combustão). Depois que a válvula de exaustão 9 fecha, o gás de exaustão que corresponde ao volume da câmara de combustão 5 no momento do fechamento permanece na câ- mara de combustão 5. Por esta razão, mesmo depois que a válvula de e- xaustão 9 fecha, uma quantidade relativamente grande de gás de exaustão permanece na câmara de combustão 5. Portanto, não é possível esgotar suficientemente o gás de exaustão na câmara de combustão 5 para a tubu- lação de exaustão 20 e a taxa de fluxo do gás de exaustão dentro do catali- sador de purificação de exaustão se torna pequeno.

Por outro lado, como mostrado na figura 10C, quando a válvula de exaustão 9 se fecha depois do ponto morto superior de entrada, a válvula de exaustão 9 é aberta mesmo no ponto morto superior de entrada, de modo que quando o pistão 4 atinge o ponto morto superior de entrada, quase todo o gás de exaustão na câmara de combustão 5 flui para fora do orifício de exaustão 10. No entanto, se a válvula de exaustão 9 é aberta mesmo depois do ponto morto superior de entrada, parte do gás de exaustão que flui para fora uma vez dentro do orifício de exaustão 10 terminará novamente fluindo dentro da câmara de combustão 5 com a descida do pistão 4.

Em particular, quando o ciclo de relação de expansão super alta é executado, no momento do curso de expansão, o gás de combustão na câmara de combustão 5 se expande consideravelmente, de modo que a pressão do gás de combustão no fim do curso de expansão será relativa- mente baixo. Por esta razão, a resistência do gás de exaustão que flui a par- tir da câmara de combustão 5 para o orifício de exaustão 10 no curso de e- xaustão será fraca. Portanto, se o pistão 4 desce depois de atingir o ponto morto superior de entrada, parte do gás de exaustão que flui para fora do orifício de exaustão 10 fluirá de novo facilmente para dentro da câmara de combustão 5.

Desta maneira, quando a válvula de exaustão 9 se fechar depois do ponto morto superior de entrada, o gás de exaustão que flui para fora uma vez dentro do orifício de exaustão 10 retornará novamente para o inte- rior da câmara de combustão 5, assim o gás de exaustão na câmara de combustão 5 não será capaz de ser suficientemente esgotado na tubulação de exaustão 20 e a taxa de fluxo do gás de exaustão que flui dentro do cata- lisador de purificação de exaustão será pequena.

Portanto, na modalidade presente, quando o ciclo de relação de expansão super alta mostrado na figura 8B é executado, isto é, quando a relação de compressão mecânica é alta, para impedir o sincronismo de fe- chamento da válvula de exaustão 9 de ser muito antes ou muito depois do ponto morto superior de entrada, a região onde o sincronismo de fechamen- to da válvula de exaustão 9 pode ser determinado é limitada ao lado do pon- to morto superior de entrada.

A figura 11 é uma vista que mostra uma região, em que o sin- cronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 de acordo com a relação de compressão mecânica pode ser estabelecido.

Como mostrado na figura 11, a região na qual a válvula de e- xaustão 9 pode ser colocada se torna a região entre a quantidade de avanço máxima determinável e a quantidade de retardamento máxima. Como será entendido, a partir da figura, a quantidade de avanço pela qual o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecida é menor (de- pois) quanto maior for a relação de compressão mecânica, enquanto inver- samente a quantidade máxima de retardamento pelo qual o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido é menor (antes) quanto maior for a relação de compressão mecânica. Por esta razão, a regi- ão em que o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido se torna menor quanto maior a relação de compressão mecâni- ca, isto é, é mais restrito quando maior a relação de compressão mecânica. Por exemplo, como mostrado na figura 11, quando a relação de compressão mecânica é baixa, a região em que o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido é ATOCI, enquanto quando a relação de compressão mecânica é alta, a região em que o sincronismo de fecha- mento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido, é ΔΤ002 (ATOC2<ATOC1).

Alternativamente, quando o ciclo de relação de expansão super alto mostrado na figura 8B é executado, isto é, quando a relação de com- pressão mecânica é alta, para impedir com segurança o sincronismo de fe- chamento da válvula de exaustão 9 de estar muito avançado de ou muito retardado do ponto morto superior de entrada, como mostrado na figura 10A, o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser feito no ponto morto superior de entrada. Desta maneira, quando a relação de compressão mecânica é

alta, limitando a região em que o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido no lado do ponto morto superior de entra- da ou fazer o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 o subs- tancialmente ponto morto superior de entrada, é possível esgotar suficiente- mente o gás de exaustão na câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20 e tornar a taxa de fluxo do gás de exaustão fluindo dentro da purificação, grande.

Isto é, a válvula de exaustão 9 é feita para fechar perto do ponto morto superior de entrada, como mostrado na figura 10B, comparada com o fechamento da válvula de exaustão 9 antes do ponto morto superior de en- trada, o volume da câmara de combustão 5 no momento do fechamento da válvula de exaustão 9 é pequeno e portanto é possível reduzir a quantidade de gás de exaustão que permanece na câmara de combustão 5 depois do fechamento da válvula de exaustão 9. Adicionalmente, a válvula de exaustão 9 é feita para fechar perto do ponto morto superior de entrada, como mos- trado na figura 10C, comparado com quando o fechamento da válvula de exaustão 9 depois do ponto morto superior de entrada, a quantidade de gás de exaustão que flui para a câmara de combustão 5 no gás de exaustão que flui para dentro do orifício de exaustão 10 pode ser reduzida. Por esta razão, como mostrado na figura 10A, quando a válvula de exaustão 9 está para fechar perto do ponto morto superior de entrada, como mostrado nas figuras 10B e 10C, comparada quando a válvula de exaustão 9 fecha afastada do ponto morto superior de entrada, o gás de exaustão na câmara de combus- tão 5 pode ser suficientemente esgotado dentro da tubulação de exaustão e a taxa de fluxo do gás de exaustão que flui dentro do catalisador de purificação de exaustão pode ser aumentada. Como resultado, mesmo no momento de operação de carga baixa onde o ciclo de relação de expansão super alta é executado, é possível manter o catalisador de purificação de exaustão na temperatura de ativação ou mais.

Nota-se que o "substancialmente ponto morto superior de entra- da" indica dentro de 10° antes e depois do ponto morto superior de entrada, de preferência dentro de 5° antes e depois do ponto morto superior de en- trada.

Adicionalmente, se elevar a relação de compressão mecânica, o volume da câmara de combustão no ponto morto superior de entrada se tor- na menor e consequentemente dependendo do sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9, a válvula de exaustão 9 terminará interferindo com o pistão 4.

As figuras 10A a 10C mostram a linha de interferência de pistão mostrando o limite onde a válvula de exaustão 9 ou a válvula de entrada 7 interfere com o pistão 4. Quando a curva de elevação da válvula de exaus- tão 9 interfere com a linha de interferência de pistão, a válvula de exaustão 9 interfere com o pistão 4. Aqui, na figura 10C, a curva de elevação da válvula de exaustão 9 intercepta com a linha de interferência de pistão. Isto significa que quando a válvula de exaustão 9 fecha antes do ponto morto superior de entrada, enquanto depende também da extensão de retardamento, a válvula de exaustão 9 e o pistão 4 terminarão interferindo.

Quando oposto a isto, de acordo com a presente invenção, quando a relação de compressão mecânica é alta, a região em que o sincro- nismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido é limi- tada ao lado de ponto morto superior de entrada, em particular a quantidade de retardamento máximo pelo qual o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 pode ser estabelecido menor. Por esta razão, como mostrado na figura 10A, mesmo se a relação de compressão mecânica se torna maior, a válvula de exaustão 9 pode ser impedida de interferir com o pistão 4.

No entanto, quando existe uma sobreposição de válvula onde o perídio de tempo de abertura da válvula de entrada 7 e o período de tempo de abertura da válvula de exaustão 9 se sobrepõem, a quantidade de gás de exaustão esgotado do interior da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20 muda mesmo durante este período. Abaixo, referindo-se às figuras 12A e 12B, considerar a relação entre o período de sobreposição onde o período de tempo de abertura da válvula de entrada 7 e o período de tempo de abertura da válvula de exaustão 9 se sobrepõem e a quantidade de gás de exaustão esgotado da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20. A figura 12A mostra o caso onde o período de sobreposição é zero, enquanto a figura 12B mostra as mudanças em elevações da válvula de exaustão 9 e válvula de entrada 7 quando o período de sobreposição é grande.

Em geral, quando a válvula de entrada 7 e a válvula de exaustão

9 são simultaneamente abertas, parte do gás de exaustão na câmara de combustão 5 e parte do gás de exaustão que flui da câmara de combustão 5 para o orifício de exaustão 10 fluirá algumas vezes para dentro do orifício de entrada 8. Desta maneira, quando parte do gás de exaustão flui no orifício de entrada 8, o gás de exaustão esgotado da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20 se tornará menor por esta quantidade.

Portanto, quando o período de sobreposição é grande como mostrado na figura 12B, o gás de exaustão fluirá dentro do orifício de entra- da 8 em uma grande quantidade. Portanto, o gás de exaustão que flui da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão 20 se tornará menor. Por esta razão, neste caso, a taxa de fluxo do gás de exaustão que flui a partir do catalisador de purificação de exaustão se tornará menor.

Portanto, nesta modalidade, quando o ciclo de relação de ex- pansão super alta mostrado na figura 8B é executado, isto é, quando a rela- ção de compressão mecânica é alta, como mostrado na figura 12A, o sin- cronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 e o sincronismo de aber- tura da válvula de entrada 7 e são controlados para se tornar mínimo na fai- xa em que o período de sobreposição pode ser estabelecido. Portanto, por exemplo, em um motor de combustão interna onde o período de sobreposi- ção determinável se torna 10° a 60°, quando a relação de compressão me- cânica é alta, o período de sobreposição é 10°, enquanto em um motor de combustão interna onde o período de sobreposição determinável se torna 0o a 50°, quando ao relação de compressão mecânica é alta, o período de so- breposição é feito 0o.

Desta maneira, quando a relação de compressão mecânica é alta, minimizando o período de sobreposição, o gás de exaustão que flui pa- ra dentro do orifício de entrada 8 se torna menor, de modo que o gás de e- xaustão esgotado da câmara de combustão 5 para a tubulação de exaustão se toma grande, e consequentemente a taxa de fluxo do gás de exaustão que flui para dentro do catalisador de purificação de exaustão se torna mai- or.

Nota-se que o período de sobreposição quando a relação de

compressão mecânica é alta, não precisa necessariamente ser o mínimo na medida em que é mais curto que o período de sobreposição quando a rela- ção de compressão mecânica é baixa. Portanto, por exemplo, o período de sobreposição quando a relação de compressão mecânica é alta, precisa somente ser 10° ou menos da faixa determinável mesmo no mínimo.

Adicionalmente, como explicado acima, se elevar a relação de compressão mecânica, o volume de câmara de combustão no ponto morto superior de entrada se torna menor. Consequentemente, dependendo do sincronismo de abertura da válvula de entrada 7, a válvula de entrada 7 ter- minará interferindo com o pistão 4.

As figuras 12A e 12B mostram a linha de interferência de pistão mostrando o limite onde a válvula de exaustão 9 ou a válvula de entrada 7 interfere com o pistão 4. Se a curva de elevação da válvula de entrada 7 in- tercepta a linha de interferência do pistão, a válvula de entrada 7 interferirá com o pistão 4. Aqui, na figura 12B, a curva de elevação da válvula de en- trada 7 intercepta a linha de interferência de pistão. Isto significa que se au- mentar o período de sobreposição, a válvula de entrada 7 e o pistão 4 termi- narão interferindo um com o outro. Isto é, na modalidade presente, como explicado acima, o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão 9 é feito no substancialmente ponto morto superior de entrada. O período de sobreposição sendo grande significa que o sincronismo de abertura da vál- vula de entrada 7 é feito avançar enormemente. Se o sincronismo de abertu- ra da válvula de entrada 7 é feito avançar enormemente, a válvula de entra- da 7 e o pistão 4 terminarão interferindo um com o outro.

Quando oposto a isto, de acordo com a presente invenção, quando a relação de compressão mecânica é alta, o período de sobreposi- ção é mínimo, assim o sincronismo de abertura da válvula de entrada 7 é feito o substancialmente ponto morto superior de entrada ou menos. Por es- ta razão, como mostrado na figura 12A, mesmo se a relação de compressão mecânica se torna alta, a válvula de entrada 7 pode ser impedida de interfe- rir com o pistão.

A figura· 13 mostra uma rotina de controle de controle operacio-

nal de um motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha da presente modalidade. Referindo-se à figura 13, primeiro, na etapa 101, a carga do motor Lea velocidade do motor Ne são procuradas. A seguir, na etapa 102, o mapa mostrado na figura 14A é usado para calcular a relação de compressão real alvo. Como mostrado na figura 14A, esta relação de compressão real alvo se torna maior quanto maior a velocidade do motor Ne. A seguir, na etapa 103, o mapa mostrado na figura 14B é usado para calcu- lar a relação de compressão mecânica CR. Isto é, a relação de compressão mecânica CR exigida para fazer a relação de compressão real, a relação de compressão real alvo é armazenada como uma função da carga do motor L e velocidade do motor Ne na forma de um mapa como mostrado na figura 14B anteriormente no ROM 32. Este mapa é usado para calcular a relação de compressão mecânica CR.

Adicionalmente, o sincronismo de fechamento IC da válvula de entrada 7 exigido para alimentar a quantidade exigida de ar de entrada na câmara de combustão 5 é armazenado como uma função da carga do motor L e velocidade do motor Ne na forma de um mapa como mostrado na figura 14C na ROM 32. Na etapa 104, este mapa é usado para calcular o sincro- nismo de fechamento IC da válvula de entrada 7.

A seguir, na etapa 105, é julgado se a carga do motor L é menor que um valor predeterminado L3. Aqui, este valor predeterminado L3 é, por exemplo, feito de um valor igual à carga do motor em que quando a carga do motor se torna menor, a queda na temperatura do gás de exaustão pode ser acompanhada com uma queda na temperatura do catalisador de purificação de exaustão para baixo da temperatura de ativação. Quando é julgado na etapa 105 que a carga do motor L é menor que o valor predeterminado L3, a rotina prossegue para a etapa 106. Na etapa 106, o sincronismo de fecha- mento EC da válvula de exaustão 9 é feito substancialmente ponto morto superior de entrada. A seguir, na etapa 107, o período de sobreposição AOL é mínimo e a rotina prossegue para a etapa 110.

Por outro lado, quando é julgado na etapa 105 que a carga do motor é o valor predeterminado L3 ou mais, a rotina prossegue para a etapa

108. Na etapa 108, o mapa mostrado na figura 15A é usado para calcular o sincronismo de fechamento EC da válvula de exaustão 9, a seguir, na etapa

109, o mapa mostrado na figura 15B é usado para calcular o período de so- breposição AOL. Isto é, o sincronismo de fechamento EC da válvula de e-

xaustão 9 e o período de sobreposição AOL são armazenados como funções da carga do motor L e velocidade do motor Ne na forma dos mapas mostra- dos nas figuras 15A e 15B anteriormente na ROM 32. Estes mapas são usa- dos para calcular o sincronismo de fechamento EC da válvula de exaustão 9 e o período de sobreposição AOL. Depois disto, a rotina prossegue para a etapa 110.

Na etapa 110, a relação de compressão mecânica é feita a rela- ção de compressão mecânica CR controlando o mecanismo de relação de compressão variável A, enquanto o sincronismo de fechamento da válvula de entrada 7 é feito o sincronismo de fechamento IC e o período de sobre- posição é feito o período de sobreposição AOL controlando o mecanismo de sincronismo de válvula variável de entrada B. Adicionalmente, o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão S é feito o sincronismo de fechamen- to EC controlando o mecanismo de sincronismo de válvula variável de e- xaustão C.

Enquanto a invenção foi descrita por referência às modalidades específicas escolhidas para propósitos de ilustração, deve ser evidente que numerosas modificações poderiam ser feitas na mesma por aqueles versa- dos na técnica sem se afastar do conceito básico e escopo da invenção. Listagem de referência

1 Carter 2 Bloco de cilindro 3 Cabeçote de cilindro 4 Pistão Câmara de combustão 7 Válvula de admissão 9 Válvula de descarga A Mecanismo de taxa de compressão variável B Mecanismo de sincronismo da válvula de admissão variável C Mecanismo de sincronização da válvula de descarga variável

Claims

1. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha compreendendo um mecanismo de relação de compressão variável capaz de mudar uma relação de compressão mecânica, um mecanismo de mudan- ça de sincronismo de partida de ação de compressão real capaz de mudar um sincronismo de partida de uma ação de compressão real e uma válvula de exaustão, em que no momento de operação de carga baixa do motor, a relação de compressão mecânica é maximizada para obter uma relação de expansão máxima e a relação de compressão real é determinada de modo que não ocorre nenhum golpe, em que a relação de expansão máxima é 20 ou mais, e em que o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão no momento de operação de carga baixa do motor é feito o substancialmente ponto morto superior de entrada.

2. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha compreendendo um mecanismo de relação de compressão variável capaz de mudar uma relação de compressão mecânica, um mecanismo de mudan- ça de sincronismo de partida de ação de compressão real capaz de mudar um sincronismo de partida de uma ação de compressão real, e um meca- nismo de sincronismo de válvula variável de exaustão capaz de mudar o sin- cronismo de fechamento da válvula de exaustão, em que no momento de operação de carga baixa do motor, a relação de compressão mecânica é maximizada para obter uma relação de expansão máxima e a relação de compressão real é determinada de modo que não ocorra golpe, em que a relação de expansão máxima é 20 ou mais, e em que uma região determi- nável do sincronismo de fechamento da válvula de exaustão no momento de operação de carga baixa do motor é limitada mais para um lado de ponto morto superior de entrada que no momento de operação de carga alta do motor.

3. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 2, em que no momento de operação de carga baixa do motor, o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão é feita o substancialmente ponto morto superior de entrada.

4. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 2, ainda compreendendo um mecanismo de sin- cronismo de válvula variável de entrada capaz de mudar o sincronismo de abertura da válvula de entrada, em que o sincronismo de fechamento da vál- vula de exaustão e o sincronismo de abertura da válvula de entrada são con- trolados de modo que no momento da operação de carga baixa do motor, um período onde a abertura da válvula de entrada e a abertura da válvula de exaustão se sobrepõem é mínimo.

5. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 2, ainda compreendendo um mecanismo de sin- cronismo de válvula variável de entrada capaz de mudar o sincronismo de abertura da válvula de entrada, eem que o sincronismo de fechamento da válvula de exaustão e o sincronismo de abertura da válvula de entrada são controlados de modo que no momento de operação de carga baixa do mo· tor, o período onde a abertura da válvula de entrada e a abertura da válvula de exaustão se sobrepõem, se torna zero.

6. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 1 ou 2, ainda compreendendo um mecanismo de mudança de sincronismo de abertura de válvula de entrada capaz de mudar o sincronismo de abertura da válvula de entrada e, no momento de operação de carga baixa do motor, o sincronismo de abertura da válvula de entrada se torna o substancialmente ponto morto superior de entrada.

7. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 1 ou 2, em que a relação de compressão real no momento de operação de carga baixa do motor é feita substancialmente a mesma que a relação de compressão real no momento de operação de car- ga média e alta do motor.

8. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 7, em que, no momento de velocidade baixa do motor, independente da carga do motor, a dita relação de compressão real cai dentro de uma faixa de 9 a 11.

9. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 8, em que quanto maior a velocidade do motor, maior a relação de compressão real.

10. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 1 ou 2, em que o dito mecanismo de mudan- ça de sincronismo de partida de ação de compressão real é compreendido de um mecanismo de sincronismo de válvula variável de entrada capaz de mudar o sincronismo de fechamento da válvula de entrada.

11. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 10, em que a quantidade de ar de entrada alimentado dentro da câmara de combustão é controlada mudando o sincro- nismo de fechamento da válvula de entrada.

12. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 11, em que o sincronismo de fechamento da válvula de entrada é desviado, quando a carga do motor se torna mais baixa em uma direção para longe do ponto morto inferior de entrada até um sin- cronismo de fechamento limite que permite o controle da quantidade de ar de entrada alimentado dentro da câmara de combustão.

13. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 12, em que em uma região de uma carga maior que a carga do motor quando o dito sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o sincronismo de fechamento limite, a quantidade de ar de entrada alimentado dentro da câmara de combustão é controlada sem levar em consideração uma válvula de estrangulamento disposta em uma passagem de entrada de motor mudando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada.

14. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 13, em que em uma região de uma carga maior que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvula de entrada atinge o dito sincronismo de fechamento limite, a válvula de es- trangulamento é mantida no estado completamente aberto.

15. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 12, em que em uma região de uma carga menor que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvu- la de entrada atinge o dito sincronismo de fechamento limite, uma válvula de estrangulamento disposta em uma passagem de entrada de motor é usada para controlar a quantidade de ar de entrada alimentado na câmara de com- bustão.

16. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 12, em que em uma região de uma carga menor que a carga do motor quando o sincronismo de fechamento da válvu- la de entrada atinge o dito sincronismo de fechamento limite, quanto menor a carga, maior a relação de ar-combustível se torna.

17. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 12, em que em uma região de uma carga menor que a carga de motor quando o sincronismo de fechamento da válvu- la de entrada atinge o dito sincronismo de fechamento limite, o sincronismo de fechamento da válvula de entrada é mantido no dito sincronismo de fe- chamento limite.

18. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 2, em que a dita relação de compressão me- cânica é aumentada quando a carga do motor se torna menor para a relação de compressão mecânica limite.

19. Motor de combustão interna do tipo de ignição de centelha, de acordo com a reivindicação 18, em que em uma região de uma carga menor que a carga do motor quando a dita relação de compressão mecânica atinge a dita relação de compressão mecânica limite, a relação de compres- são mecânica é mantida na dita relação de compressão mecânica limite.