CN107923322A - 内燃机的压缩比调节装置以及内燃机的压缩比调节装置的控制方法 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升的新的内燃机的压缩比调节装置。在内燃机的高负荷区域中，采用相对减小机械压缩比并且相对增大此时的机械膨胀比地进行调节的结构。由此，在内燃机的高负荷区域中，进行减小机械压缩比并且增大此时的机械膨胀比的控制，因此，可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升，所以，可以减少排气系统部件的热损坏。

Description

内燃机的压缩比调节装置以及内燃机的压缩比调节装置的控 制方法
技术领域
本发明涉及四冲程式内燃机的压缩比调节装置以及内燃机的压缩比调节装置的控制方法，尤其涉及具有可变压缩比机构的内燃机的压缩比调节装置以及内燃机的压缩比调节装置的控制方法，所述可变压缩比机构变更活塞的上止点、下止点的位置。
背景技术
作为以往的内燃机的压缩比调节装置，提出有通过可变压缩比机构和可变气门机构的控制的组合来改善内燃机的各性能的方案，所述可变压缩比机构对内燃机的几何学压缩比、即机械压缩比进行可变控制，所述可变气门机构对决定实际压缩比的进气排气门的开闭正时进行可变控制。例如，在日本特开2002-276446号公报(专利文献1)所记载的内燃机的压缩比调节装置中，为了对进气门关闭正时进行可变控制而具有可变气门机构，并且，具有对压缩比进行可变控制的可变压缩比机构。
在先技术文献
专利文献
专利文献1：日本特开2002-276446号公报
发明内容
发明要解决的课题
另外，在专利文献1的图8中表示压缩上止点处的机构姿势。图8的左图表示高机械压缩比控制中的压缩上止点的活塞位置(活塞位置稍高)，右图表示低机械压缩比控制中的压缩上止点的活塞位置(活塞位置稍低)。而且，在对排气上止点的位置进行考察时，在高机械压缩比控制以及低机械压缩比控制双方的控制中，排气上止点的活塞位置都与图8所示的各自的压缩上止点的活塞位置一致。
其理由在于：由于专利文献1的可变压缩比机构是以曲轴转角360°作为一个循环的机构，因此，在原理上压缩上止点的活塞位置和排气(进气)上止点的活塞位置一致。而且，出于相同的理由，进气下止点的活塞位置和膨胀下止点的活塞位置也一致。这意味着：从进气下止点的活塞位置到压缩上止点的活塞位置之间的压缩冲程和从压缩上止点的活塞位置到膨胀下止点的活塞位置之间的膨胀冲程也总是一致。因此，在原理上机械压缩比和机械膨胀比也一致。
而且，在上述那样的结构的压缩比调节装置中，有时会产生以下所述那样的不良情况。
例如，在内燃机的高负荷区域中，在为了提高抗爆震性能而欲降低机械压缩比的情况下，由于机械压缩比和机械膨胀比一致，因此，导致机械膨胀比随之降低至与机械压缩比相同的值。其结果是，恐怕会新产生如下课题：在内燃机的高负荷区域中，废气的温度增高而导致排气歧管、废气净化催化剂那样的排气系统部件容易产生热损坏。
本发明的目的在于提供一种可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升的新的内燃机的压缩比调节装置以及内燃机的压缩比调节装置的控制方法。
用于解决课题的方案
本发明的特征在于：在内燃机的高负荷区域中，采用相对减小机械压缩比并且相对增大此时的机械膨胀比地进行调节的结构。
根据本发明的一实施例，在内燃机的高负荷区域中，进行减小机械压缩比并且增大此时的机械膨胀比的控制，因此，可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升。
附图说明
图1是本发明的压缩比调节装置的整体概略图。
图2是将本发明的压缩比调节装置的一部分剖开表示的主要部分侧视图。
图3是卸下了活塞位置变更机构的前罩的主视图，(A)表示最滞后角控制状态、(B)表示最提前角状态。
图4表示第一至第二实施方式所使用的可变压缩比机构中的控制轴相位变换的动作，在压缩上止点附近的曲柄销朝向大致正上方的曲轴旋转角度(X＝360°)下，(A)表示控制轴的偏心旋转相位被控制在控制相位αa(例如43°)的状态，(B)表示被控制在控制相位αb(例如71°)的状态，(C)表示被控制在控制相位αc(例如100°)的状态。
图5是表示第一实施方式中的与曲轴的旋转角度之间的关系下的活塞的高度位置变化的特性图。
图6是第一实施方式中的可变压缩比机构的动作说明图，(A)～(D)表示处于最滞后角状态(控制相位αa)的情况下的活塞位置，(A)是排气(进气)上止点位置、(B)是进气下止点位置、(C)是压缩上止点位置、(D)是膨胀下止点位置。另外，(E)～(H)表示处于中间角状态(控制相位αb)的情况下的活塞位置，(E)表示排气(进气)上止点位置处的状态、(F)表示进气下止点位置处的状态、(G)表示压缩上止点位置处的状态、(H)表示膨胀下止点位置处的状态。
图7是执行第一实施方式的控制的控制流程图。
图8是表示第二实施方式中的与曲轴的旋转角度之间的关系下的活塞的高度位置变化的特性图。
图9是第二实施方式中的可变压缩比机构的动作说明图，(A)～(D)表示处于最滞后角状态(控制相位αa)的情况下的活塞位置，(A)是排气(进气)上止点位置、(B)是进气下止点位置、(C)是压缩上止点位置、(D)是膨胀下止点位置。另外，(E)～(H)表示处于最提前角状态(控制相位αc)的情况下的活塞位置，(E)表示排气(进气)上止点位置处的状态、(F)表示进气下止点位置处的状态、(G)表示压缩上止点位置处的状态、(H)表示膨胀下止点位置处的状态。
图10是执行第二实施方式的控制的控制流程图。
具体实施方式
以下，使用附图详细说明本发明的实施方式，但本发明不限于以下的实施方式，在本发明的技术概念中在其范围内也包括各种变形例和应用例。
实施例1
首先，说明本发明的第一实施方式。图1以及图2表示可变压缩比机构的概略结构。在此，图1是在图2中从右侧观察的图。
内燃机01具有：沿着在气缸体02内形成的缸膛03向上下方向往复运动的活塞2、以及借助活塞2的上下运动经由活塞销3和可变压缩比机构1的后述的连杆机构5进行旋转驱动的曲轴4。在图1的活塞2的顶面上在其与单点划线所示的燃烧室边界线之间隔出的空间是气缸内容积(燃烧室容积)。
另外，在燃烧室设置有进气门IV和排气门EV，由未图示的凸轮轴开闭。在这些进气门IV、排气门EV向活塞2侧(下侧)提升时，由图1可知，这些进气门IV、排气门EV与活塞顶面靠近。在此，从基准位置(yi＝ye＝0)起相对于活塞滑动方向用yi的位置表示进气门IV的升程量，从基准位置起在活塞滑动方向上用ye的位置表示排气门EV的升程量。将此时的活塞2的位置设为Y。另外，基准位置对应于进气门IV以及排气门EV都不提升而被关闭的位置。另外，在此，活塞位置Y在某曲轴转角下在上升至进气门IV的yi的位置或排气门EV的ye的位置时，会产生活塞顶面与进气排气门的干涉。
可变压缩比机构1由连杆机构5和活塞位置变更机构6等构成，所述连杆机构5包括多个连杆，所述活塞位置变更机构6使连杆机构5的姿势变化。连杆机构5由如下部件构成：经由活塞销3与活塞2连结的第一连杆即上连杆7；经由第一连结销8能够摆动地与上连杆7连结，并且能够旋转地与曲轴4的曲柄销9连结的第二连杆即下连杆10；以及经由第二连结销11能够摆动地与下连杆10连结，并且能够旋转地与控制轴12的偏心凸轮部13连结的第三连杆即控制连杆14。
另外，如图1及图2所示，在曲轴4的前端部固定有驱动旋转体即小径的第一齿轮15，另一方面，在控制轴12的前端部侧设置有从动旋转体即大径的第二齿轮16，第一齿轮15和第二齿轮16啮合，从而将曲轴4的旋转力经由活塞位置变更机构6传递到控制轴12。
第一齿轮15的外径为第二齿轮16的外径的大致一半的大小，因此，曲轴4的转速根据第一齿轮15和第二齿轮16的外径差减速到一半的角速度并传递到控制轴12。控制轴12借助活塞位置变更机构6来改变相对于第二齿轮16的相位，即相对于曲轴4变更相对旋转相位。
如图2所示，曲轴4和控制轴12由设置于气缸体的共用的前后两个轴承17、18支承为旋转自如。另外，偏心凸轮部13经由滚针轴承19与在控制连杆14的下端部形成的大径部旋转自如地连结。
活塞位置变更机构6是与例如本申请人此前已申请的日本特开2012-225287号公报中记载的液压式(叶片类型)的可变气门机构相同的结构，以下简单地进行说明。
即，如图2以及图3(A)、(B)所示，该活塞位置变更机构6具有：固定有第二齿轮16的壳体20；相对旋转自如地被收容在壳体20内并且被固定在控制轴12的一端部的叶片转子21；以及利用液压使叶片转子21正转反转的液压回路22。
壳体20的圆筒状的壳体主体20a的前端开口被圆板状的前罩23堵塞，并且，后端开口被圆盘状的后罩24堵塞。另外，在壳体主体20a的内周面的周向上的大致90°位置处，朝向内方突出设置有四个间隔壁即蹄块(shoe)20b。
后罩24以两者呈一体的方式设置在第二齿轮16的中央位置，该后罩24的外周部利用四根螺栓25紧固固定于壳体主体20a和前罩23。另外，在后罩24的大致中央，在轴向上贯通形成有大径的轴承孔24a，所述轴承孔24a供叶片转子21的圆筒部的外周支承。
叶片转子21具有：在中央具有螺栓插通孔的圆筒状的转子26、以及在转子26的外周面的周向上的大致90°位置处一体设置的四枚叶片27。转子26的前端侧的小径筒部26a旋转自如地支承于前罩23的中央支承孔，另一方面，后端侧的小径的圆筒部26b旋转自如地支承于所述后罩24的轴承孔24a。
另外，叶片转子21利用从轴向插通于转子26的螺栓插通孔的固定螺栓28从轴向固定在控制轴12的前端部。另外，各叶片27配置在各蹄块20b之间，并且，与所述壳体主体20a的内周面滑动接触的密封部件以及将该密封部件向壳体主体内周面方向推压的板簧分别嵌接保持于在各叶片27的各外表面的轴向上形成的细长的保持槽内。另外，在上述各叶片27的两侧和各蹄块20b的两侧面之间，分别隔出四个提前室40和四个滞后室41。
如图2所示，液压回路22具有第一液压通路28和第二液压通路29这两个系统的液压通路，所述第一液压通路28相对于各提前室40给排工作油的液压，所述第二液压通路29相对于各滞后室41给排工作油的液压，供给通路30和排泄通路31分别经由通路切换用的电磁切换阀32与上述两个液压通路28、29连接。在供给通路30设置有压送油盘33内的油的单向的油泵34，另一方面，排泄通路31的下游端与油盘33连通。
第一、第二液压通路28、29形成于在前罩23侧设置的通路结构部的内部，各一端部经由从所述通路结构部的转子26的小径筒部26a插通配置在内部的支承孔内的圆柱部35与所述转子26内连通，而另一端部与所述电磁切换阀32连接。
第一液压通路28具有与各提前室40连通的未图示的四条分支路径，另一方面，第二液压通路29具有与各滞后室41连通的第二油路。电磁切换阀32是四口三位型，内部的阀芯对各液压通路28、29和供给通路30以及排泄通路31相对地进行切换控制，并且，根据来自控制单元36的控制信号进行切换动作。
而且，通过电磁切换阀32的切换动作，向各提前室40和各滞后室41选择性地供给工作油，从而使叶片转子21(控制轴12)相对于曲轴4变更相对旋转相位。另外，在各滞后室41内分别安装有对叶片转子21向滞后方向始终施力的四根螺旋弹簧42。
图4(A)～(C)表示使第二齿轮16和控制轴12的相对旋转相位变化了的情况。另外，在该图中第一、第二齿轮15、16等省略。在本实施方式中，通过由前述的活塞位置变更机构6进行的相对旋转相位变换控制，能够改变该相对旋转相位，但也可以通过相对地改变所述第二齿轮16和控制轴12(偏心凸轮部13)的安装关系来进行。
在该图4中，表示如下姿势：在不改变图1所示的第二齿轮16和控制轴12的相对相位的状态下，沿顺时针方向旋转曲轴4，从曲柄销9朝向正上方的位置(曲轴转角X＝0°，排气(进气)上止点附近)起进一步转一圈1而使得曲柄销9再次朝向正上方的位置(X＝360°，压缩上止点附近)处的姿势。
此时，在图4(A)中，偏心凸轮部13的偏心方向处于相比正下方方向沿逆时针方向变化了例如43°的位置。在该角度位置处于最滞后的最滞后角状态。另外，在图4(B)中，偏心凸轮部13的偏心方向处于相比正下方方向沿逆时针方向变化了例如71°的位置。这是与图4(A)相比提前了28°的状态，是中间角状态。并且，在图4(C)中，偏心凸轮部13的偏心方向处于相比正下方方向沿逆时针方向变化了例如100°的位置。这是与图4(A)相比提前了57°(相比图4(B)进一步提前了29°)的状态，在该角度位置处于最提前的最提前角状态。
即，最滞后的状态是图4(A)，最提前的状态是图4(C)，处于其中间的是图4(B)。另外，在此，偏心凸轮部13的旋转方向在图4(A)～图4(C)中为逆时针方向，因此，逆时针方向为提前方向。
在此，例如，基于图3(A)、(B)对在图4(A)所示的控制相位αa和图4(C)所示的控制相位αc之间能够变换的相位变更机构6(活塞位置变更机构)的动作进行说明。
该图3是从左侧观察图2的图，第二齿轮16的旋转方向在图3中为顺时针方向。图3(A)表示活塞位置变更机构6的叶片转子21的最滞后角位置(与控制相位αa对应)，图3(B)表示最提前角位置(与控制相位αc对应)，在该最滞后角、最提前角位置，最大扩展宽度的叶片27(27a)的两侧部都与邻接的各蹄块20b的一侧面和另一侧面抵接而被止动器(滞后角侧止动器、提前角侧止动器)限制。
在此，如图3(A)所示，叶片转子21借助各螺旋弹簧42的弹力在最提前角位置附近以机械方式稳定。即，默认位置为最提前角位置。而且，若使活塞位置变更机构6的相位变换角αT为αT＝αc-αa、例如57°(＝100°-43°)，则可以通过控制相位αc和控制相位αa之间的变换实现所希望的变换角αT(例如，71°)。
图5表示活塞位置的变化特性。在此，在曲轴转角X为0°时，曲柄销9位于正上方，在其附近成为活塞2的排气(进气)上止点。
在曲轴转角X从0°沿顺时针方向开始旋转时，如排气门升程曲线(ye)所示排气门EV完全关闭，而且，在0°之前已开始打开动作的进气门IV的进气门升程曲线(yi)进一步增加升程并从进气口进行新鲜空气(或者混合气体)的吸入。接着，在曲轴转角X为180°的附近成为进气下止点，在其附近进气门IV的升程变得微小。在此，将从进气上止点到进气下止点称为进气行程。
在曲轴4进一步旋转时，进气门IV完全关闭，并且，缸内混合气体被压缩，在曲轴转角X为360°的位置(曲柄销9再次处于正上方位置)的附近成为压缩上止点。在此，将从进气下止点到压缩上止点称为压缩行程。
此后，进行火花点火(或压缩点火)而开始燃烧，该燃烧压力将活塞2推下，在曲轴转角X为540°附近成为膨胀下止点。在此，将从压缩上止点到膨胀下止点称为膨胀行程。
在该膨胀下止点附近，排气门EV开始打开动作，与活塞2的再次上升一同将燃烧气体(废气)从排气口排出，再次返回到排气(进气)上止点附近即曲轴转角X为720°(＝0°)的位置(曲柄销9处于正上方位置)。在此，将从膨胀下止点到排气(进气)上止点称为排气行程。
如上所述，进行作为四冲程内燃机的动作，成为将曲轴转角(X)720°作为一个周期的周期性的动作。另外，在专利文件1中，进行将曲轴转角(X)360°作为一个周期的周期性的动作，因此，活塞冲程特性的自由度降低。相比之下，在本实施方式中，将曲轴转角(X)720°作为一个周期，因此，可以使机械压缩比和机械膨胀比不同。例如，如以下说明的那样，在高负荷区域取得机械压缩比<机械膨胀比的关系，从而可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升。
在图5中，实线表示图4(B)的控制相位αb(中间角)处的活塞冲程特性(活塞顶面位置变化特性)，虚线表示图4(A)的控制相位αa(最滞后角)处的活塞冲程特性(活塞顶面位置变化特性)。
若对压缩上止点处的活塞位置进行观察，则虚线所示的控制相位αa处的活塞位置(Y0a)处于比较高的位置，实线所示的控制相位αb处的活塞位置(Y0b)处于比较低的位置。压缩上止点处的气缸内容积(V0)成为与上述各压缩上止点位置对应的气缸内容积(V0a)、(V0b)，压缩上止点处的活塞位置高的控制相位αa处的气缸内容积(V0a)成为比活塞位置低的控制相位αb处的气缸内容积(V0b)小的容积。由此，具有V0a<V0b的关系。
在此，该气缸内容积V0指的是在压缩上止点处由气缸盖侧的燃烧室内表面形状、活塞2的顶面2a的形状、气缸体02的内径以及未图示的气缸盖垫圈内径等包围的容积、即压缩上止点处的气体(混合气体)的容积。
另一方面，在图5中，若对进气下止点处的活塞位置进行观察，则虚线所示的控制相位αa处的活塞位置(YCa)与实线所示的控制相位αb处的活塞位置(YCb)是大致相同的位置。因此，从压缩上止点到进气下止点的长度即压缩冲程(LC)的关系如下所述。控制相位αa处的压缩冲程(LCa)和控制相位αb处的压缩冲程(LCb)具有LCa>LCb的关系。
同样地，若对膨胀下止点处的活塞位置进行观察，则虚线所示的控制相位αa处的活塞位置(YEa)和实线所示的控制相位αb处的活塞位置(YEb)这两者相比进气下止点处的活塞位置(YCa)、(YCb)都相当低。另外，相对于控制相位αa处的活塞位置(YEa)，控制相位αb处的活塞位置(YEb)处于稍高的位置，尽管如此相比进气下止点的活塞位置(YCb)、(YCa)也相当低。
因此，从压缩上止点到膨胀下止点的长度即膨胀冲程(LE)的长度相对于压缩冲程(LC)，两者都相当长。另外，控制相位αa处的膨胀冲程(LEa)和控制相位αb处的膨胀冲程(LEb)具有LEa>LEb的关系。
根据以上内容，控制相位αa处的压缩冲程(LCa)和控制相位αb处的压缩冲程(LCb)与控制相位αa处的膨胀冲程(LEa)和控制相位αb处的膨胀冲程(LEb)具有LEa>LEb>LCa>LCb的关系。
在此，对控制相位αa处的机械压缩比即机械压缩比(Ca)和控制相位αa处的机械膨胀比即机械膨胀比(Ea)进行考察。
在将缸膛(缸内径)的面积设为S时，进气下止点处的气缸内容积VCa为VCa＝V0a+S×LCa。因此，机械压缩比(Ca)＝VCa÷V0a＝(V0a+S×LCa)÷V0a＝1+S×LCa÷V0a。另一方面，膨胀下止点处的气缸内容积VEa为VEa＝V0a+S×LEa。因此，机械膨胀比Ea＝VEa÷V0a＝(V0a+S×LEa)÷V0a＝1+S×LEa÷V0a。
因此，在控制相位αa的情况下，如图5所示LEa>LCa，因此，机械膨胀比(Ea)>机械压缩比(Ca)。在此，在定义为相对比D＝机械膨胀比E÷机械压缩比C时，在控制相位αa的情况下，相对比Da＝Ea÷Ca>1。
同样地，对控制相位αb处的机械压缩比即机械压缩比(Cb)和控制相位αb处的机械膨胀比即机械膨胀比(Eb)进行考察。
进气下止点处的气缸内容积VCb为VCb＝V0b+S×LCb。因此，机械压缩比Cb＝VCb÷V0b＝(V0b+S×LCb)÷V0b＝1+S×LCb÷V0b。另一方面，膨胀下止点处的气缸内容积VEb为VEb＝V0b+S×LEb。因此，机械膨胀比Eb＝VEb÷V0b＝(V0b+S×LEb)÷V0b＝1+S×LEb÷V0b。
因此，在控制相位αb的情况，也如图5所示LEb>LCb，因此，机械膨胀比(Eb)>机械压缩比(Cb)。由于相对比D＝机械膨胀比E÷机械压缩比C，因此，在控制相位αb的情况下，相对比Db＝Eb÷Cb>1。
接着，进行控制相位αa和控制相位αb的对比。如上所述，控制相位αa的气缸内容积(V0a)和控制相位αb的气缸内容积(V0b)具有V0a<V0b的关系，同样地压缩冲程(LC)也具有LCa>LCb的关系，因此，根据上述机械压缩比C的式子，机械压缩比也处于Ca>Cb的关系。另外，由于膨胀冲程(LE)也具有LEa>LEb的关系，因此，机械膨胀比也处于Ea>Eb的关系。
因此，控制相位αa的特性可以说是适合于部分负荷的特性。即，机械膨胀比Ea极大，由此，膨胀功变大，从而起到热效率提高且油耗性能提高的效果。
并且，由于机械压缩比(Ca)较大，因此，可以使压缩上止点处的缸内气体温度比较高。因此，可以良好地维持燃烧，从该观点来看也可以降低部分负荷的油耗。而且，排气(进气)上止点处的活塞位置(Y′0a)被抑制为比压缩上止点处的活塞位置(Y0a)低，因此，排气(进气)上止点处的缸内容积增大，可以增加所谓内部EGR，由此，可以进一步提高缸内气体温度而改善燃烧，或者可以通过降低泵损失来进一步提高热效率，因此，具有在部分负荷时进一步提高油耗效果的效果。
另一方面，控制相位αb的特性可以说是反而适合于高负荷的特性。即，由于机械压缩比Cb较小，因此，可以使压缩上止点处的缸内气体温度比较低，而且，也可以使压缩压力也比较低，因此，起到可以抑制所谓爆震现象的效果。另外，在此，由于机械膨胀比Eb被维持为比机械压缩比Cb高，因此，膨胀功大且热效率高，可以改善油耗并且提高转矩。
另外，在排气(进气)上止点处，活塞位置(Y′0b)是与压缩上止点的活塞位置(Y0b)大致相同的位置。即，并未如控制相位αa的特性那样排气上止点的活塞位置(Y′0a)相比压缩上止点的活塞位置(Y0a)降低，并非如控制相位αa那样尤其是在排气(进气)上止点缸内容积变大。因此，如控制相位αa那样在活塞下降而进气的过程中，高温的内部EGR特别多地残留在缸内这种情形不存在，因此，起到缸内温度也上升的程度被抑制从而可以抑制抗爆震性能恶化的效果。
更为重要的是，机械膨胀比Eb比机械压缩比Cb高，通过提高膨胀功而使得内燃机的热效率增高，从而可以降低从内燃机排出的废气的温度，由此，可以抑制排气歧管、废气净化催化剂等排气系统部件的热损坏。除此之外，通过抑制废气净化催化剂的热劣化，也可以抑制废气排放性能恶化。
在此，假设对利用专利文献1的压缩比调节装置降低机械压缩比来抑制爆震现象这种情况进行考虑。如上所述，在专利文献1的压缩比调节装置中，是随着机械压缩比的降低机械膨胀比也降低至与机械压缩比相同的值的结构。由此，内燃机的膨胀功降低而导致热效率降低，燃烧能量在使废气的温度上升时以高比例被使用。
其结果是，高负荷运转中的高废气温度进一步上升，从而加剧排气歧管、废气净化催化剂等排气系统部件的热损坏。也会一并产生如下问题：随着内燃机的热效率的降低，转矩的降低和油耗的恶化进一步加剧。
另外，在此，为了使废气的温度降低，假设也可以考虑使混合气体中的空燃比变浓这种方法，但在该情况下也会导致油耗进一步恶化这种问题。另外，在为了改善抗爆震性能而进行了点火正时的延迟的情况下，除废气的温度进一步上升而使得针对排气系统部件的热损坏变得严重之外，内燃机的热效率进一步降低，因此，转矩和油耗的恶化不可避免。
这样，在内燃机的高负荷区域中的运转时，若利用专利文献1中的压缩比调节装置降低机械压缩比来抑制爆震现象，则机械膨胀比也随之降低至相同的比率，因此，产生上述那样的不良情况的可能性增大。
相比之下，在本实施方式中，如上所述，在内燃机的高负荷区域中的运转时，降低机械压缩比并使此时的机械膨胀比大于该机械压缩比，从而可以改善上述问题。
另外，虽然省略说明，但在图5中LIa、Lib表示进气行程的进气冲程，LOa、LOb表示排气行程的排气冲程。
接着，基于图6，对控制相位αa和控制相位αb处的燃烧循环的各行程中的机构姿势的变化进行说明。由此，可以说明图5所示的活塞位置的变化特性。上段所示的(A)～(D)表示控制相位αa处(最滞后角状态下)的机构姿势的变化，下段所示的(E)～(H)表示控制相位αb处(中间角状态下)的机构姿势的变化。
《排气(进气)上止点》若对排气(进气)上止点处的偏心凸轮部的偏心方向(αY′)进行观察，则(A)所示的控制相位αa的偏心凸轮部的偏心方向(αY′a)朝向稍微靠近控制连杆14的方向。由此，控制连杆14将第二连结销11向右上方稍微推起，下连杆10以曲柄销9为支点沿顺时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置稍微降低，因此，活塞2由上连杆7稍微向下方拉下。由此，排气(进气)上止点的活塞位置(Y′0a)处于比压缩上止点的活塞位置(Y0a)稍低的位置(-Δa)。
另一方面，(E)所示的控制相位αb的偏心凸轮部的偏心方向(αY′b)朝向与控制连杆14大致正交的方向(与αYb相同)。由此，排气(进气)上止点的活塞位置(Y′0b)处于与压缩上止点的活塞位置(Y0b)大致相同的位置。而且，处于比控制相位αa的排气(进气)上止点即活塞位置(Y′0a)高的位置。
《进气下止点》若对进气下止点处的偏心凸轮部的偏心方向(αC)进行观察，则在(B)所示的控制相位αa、(F)所示的控制相位αb双方，偏心凸轮部的偏心方向(αCa)、(αCb)都朝向与控制连杆14相反的方向。由此，控制连杆14将第二连结销11向左下方拉下，下连杆10以曲柄销9为支点沿逆时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置上升，因此，活塞2由上连杆7向上方推起。由此，控制相位αa处的进气下止点的活塞位置(YCa)和控制相位αa处的进气下止点的活塞位置(YCb)在比较高的位置处于大致相同的位置。在此，之所以YCa和YCb处于大致相同的位置是因为：控制连杆14的方向和αC的方向所成的角在αCa和αCb两者大致一致(左右对称地配置(日文：勝手違い配置))。
《压缩上止点》若对压缩上止点处的偏心凸轮部的偏心方向(αY)进行观察，则在(C)所示的控制相位αa，偏心凸轮部的方向(αYa)朝向从控制连杆14稍微离开的方向。由此，控制连杆14将第二连结销11向左下方稍微拉下，下连杆10以曲柄销9为支点沿逆时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置上升，因此，活塞2由上连杆7向上方推起。由此，压缩上止点的活塞位置(Y0a)处于比较高的位置。因此，机械压缩比Ca成为稍高的值。
另一方面，对于(G)所示的控制相位αb的偏心凸轮部的偏心方向(αY)而言，偏心凸轮部的偏心方向(αYb)朝向与控制连杆14大致正交的方向，由此，压缩上止点的活塞位置(Y0b)处于比较低的位置。因此，机械压缩比Cb成为稍低的值。另外，如上所述，进气下止点处的YCa和YCb是大致相同的位置，在此，压缩上止点处的Y0b比Y0a低，因此，所述机械压缩比Cb成为与所述机械压缩比Ca相比相对低的值。
《膨胀下止点》若对膨胀下止点处的偏心凸轮的偏心方向(αE)进行观察，则在(D)所示的控制相位αa、(H)所示的控制相位αb，偏心凸轮的偏心方向(αE)都朝向控制连杆14的方向。由此，控制连杆14将第二连结销11向右上方推起，下连杆10以曲柄销9为支点沿顺时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置降低，因此，活塞2由上连杆7向下方拉下。由此，控制相位αa的膨胀下止点的活塞位置(YEa)和控制相位αb的膨胀下止点的活塞位置(YEb)处于与控制相位αa的进气下止点的活塞位置(YCa)和控制相位αb的进气下止点的活塞位置(YCb)相比足够低的位置。
在此，控制相位αb的膨胀下止点的活塞位置(YEb)比控制相位αa的膨胀下止点的活塞位置(YEa)稍高是因为：偏心凸轮部的偏心方向(αEb)没有像偏心凸轮部的偏心方向(αEa)那样朝向控制连杆14的方向，稍微带有角度。
由此，可以得到如下特性：在控制相位αa、αb，机械膨胀比与机械压缩比相比都足够大。另外，控制相位αb与控制相位αa相比机械膨胀比稍低这种特性可以通过上述的偏心凸轮部的偏心方向的差异进行说明。
接着，使用图7，对使用上述压缩比调节装置与运转状态对应的具体的控制进行说明。在图7中表示其具体的控制流程图。
首先，在步骤S10中，作为当前的内燃机运转状态，读入包括油门踩踏量(油门开度)在内的各种运转信息。在步骤S11中，在油门开度不足规定开度(θ°)的情况下判断为部分负荷区域(或者低负荷区域)，从而转移到步骤S12，变更为与上述部分负荷区域相适应的控制相位αa(高机械膨胀比Ea)以降低部分负荷区域中的油耗。
另一方面，在油门开度为规定开度(θ°)以上的情况下判断为高负荷区域，从而转移到步骤S13，变更为与上述高负荷区域相适应的控制相位αb(低机械压缩比Cb、高机械膨胀比Eb)以提高高负荷区域中的抗爆震性能、尾气排放性能、转矩性能、降低油耗等。并且，抑制废气的温度上升，从而抑制排气歧管、废气净化催化剂那样的排气系统部件产生热损坏。这样的效果在油门开度为大致全开的最大负荷时特别显著地得到。
在此，高负荷区域中的高机械膨胀比(Eb)比部分负荷区域中的高机械膨胀比(Ea)稍低是考虑到高负荷区域中的活塞的耐烧结性。即，由于在高负荷区域中作用于活塞的燃烧压力、温度负荷上升，所以，假设使膨胀行程中的膨胀冲程(LEb)、机械膨胀比(Eb)过度增加，则在该高负荷区域中存在如下担忧：受到燃烧压力的状态下的活塞滑动长度(滑动速度)增加而导致耐烧结性恶化。
于是，膨胀冲程(LEb)、机械膨胀比(Eb)设定为比部分负荷区域中的膨胀冲程(LEa)、机械膨胀比(Ea)稍小。换言之，在活塞烧结的担忧少的部分负荷区域中，更大地设定膨胀冲程(LEa)、机械膨胀比(Ea)，从而可以提高膨胀功并提高油耗效果。若将前述的油门规定开度(θ°)增大地设定至全开附近，则可以在更宽广的运转区域中得到上述那样的油耗效果，可以进一步改善实用运转中的油耗。
如上所述在本实施方式中，与部分负荷区域相比在高负荷区域中，采用相对减小机械压缩比并且使此时的高负荷区域中的机械膨胀比相比高负荷区域处的机械压缩比相对增大地进行调节的结构。由此，在内燃机的高负荷区域中，进行减小机械压缩比并且使此时的机械膨胀比大于机械压缩比的控制，因此，可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升。
实施例2
接着，说明本发明的第二实施方式。在第一实施方式中，在部分负荷区域和高负荷区域中，进行了控制相位αa(最滞后角)和控制相位αb(中间角)的控制，但在本实施方式中，表示进而通过增压等而使得内燃机负荷(内燃机转矩)可以进一步变大的情况下的例子。以下，使用图8～图10说明第二实施方式。
在本实施方式中，在内燃机的更高的负荷区域中使偏心凸轮部进一步提前至提前角侧的控制相位αc(最提前角，例如100°)。尤其是，在具有涡轮增压器或增压器等增压机的内燃机中，在高增压时，也可以提高抗爆震性能并且抑制废气的温度上升。
图8中除表示图5所示的活塞位置变化特性(控制相位αa、αb)之外，也一并表示控制相位αc(最提前角)处的活塞位置变化特性。在此，在图8中，虚线表示控制相位αa，细实线表示控制相位αb，粗实线表示在本实施方式中追加的控制相位αc。
在控制相位αc的特性中，相对于控制相位αb的特性(细线)，使其从压缩上止点的活塞位置(Y0b)向活塞位置(Y0c)进一步降低。即，相比控制相位αb设为更低的机械压缩比(Cc)，从而进一步提高抗爆震性能。另外，从排气(进气)上止点的活塞位置(Y′0b)向活塞位置(Y′0c)进一步增高。即，使排气(进气)上止点处的气缸内容积进一步减少，从而进一步降低高温的内部EGR并进一步提高抗爆震性能。
这样，在本实施方式中，压缩上止点的活塞位置(Y0c)相对降低，排气(进气)上止点的活塞位置(Y′0c)相对增高。另一方面，进气下止点的活塞位置(YCc)比控制相位αa的活塞位置(YCa)和控制相位αb的活塞位置(YCb)低。除此之外，如上所述排气(进气)上止点的活塞位置(Y′0c)也增高。其结果是，控制相位αc的进气冲程(LIc)大到控制相位αb的进气冲程(LIb)以上，借助由该进气冲程增大带来的吸入空气量的增大，可以得到转矩进一步提高的效果。
接着，基于图9，对控制相位αa和控制相位αc处的燃烧循环的各行程中的机构姿势的变化进行说明。由此，可以说明图8所示的活塞位置的变化特性。上段所示的(A)～(D)表示控制相位αa处(最滞后角状态下)的机构姿势的变化，下段所示的(E)～(H)表示控制相位αc处(最提前角状态下)的机构姿势的变化。
控制相位αc处的特性虽然接近控制相位αb处的特性，但成为如下的特性：考虑到比使用控制相位αb的高负荷区域更大的高负荷区域(高增压压力区域)中的使用的特性。另外，图9所示的控制相位αa与图6所示的控制相位αa相同，因此，省略其说明。另外，本实施方式相比控制相位αb进一步向提前方向进行控制，所以，在以下的说明中，也一并说明与控制相位αb的比较。
《排气(进气)上止点》若对排气(进气)上止点处的偏心凸轮的偏心方向(αY′)进行观察，则如图9(E)中的控制相位αc的偏心方向(αY′c)所示，相比图6(E)所示的控制相位αb的偏心方向(αY′b)向从控制连杆14稍微离开的方向偏移。由此，控制连杆14将第二连结销11向左下方稍微拉下，下连杆10以曲柄销9为支点沿逆时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置上升，因此，活塞2由上连杆7向上方推起。由此，排气(进气)上止点的活塞位置(Y′0c)比控制相位αb的活塞位置(Y′0b)高，因此，排气(进气)上止点处的气缸内容积进一步变小。由此，可以进一步降低内部EGR。
《进气下止点》若对进气下止点处的偏心凸轮的偏心方向(αC)进行观察，则如图9(F)中的控制相位αc的偏心方向(αCc)所示，在与图6(F)所示的控制相位αb的偏心方向(αCb)进行比较时，控制相位αc的偏心方向(αCc)向稍微靠近控制连杆14的方向偏移。由此，控制连杆14将第二连结销11向右上方稍微推起，下连杆10以曲柄销9为支点沿顺时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置降低，因此，活塞2由上连杆7向下方拉下。由此，进气下止点的活塞位置(YCc)比控制相位αa的活塞位置(YCa)以及控制相位αb的活塞位置(YCb)低。由于该活塞位置的下降和上述排气(进气)上止点处的活塞位置(Y′0c)的上升，进气冲程(LIc)增加。
《压缩上止点》若对压缩上止点处的偏心凸轮的偏心方向(αY)进行观察，则如图9(G)中的控制相位αc的偏心方向(αYc)所示，在与图6(G)所示的控制相位αb的偏心方向(αYb)进行比较时，控制相位αc的偏心方向(αYc)向与控制连杆14靠近的方向偏移。由此，控制连杆14将第二连结销11向右上方稍微推起，下连杆10以曲柄销9为支点沿顺时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置降低，因此，活塞2由上连杆7向下方拉下。由此，压缩上止点的活塞位置(Y0c)比控制相位αb的活塞位置(Y0b)低，机械压缩比(Cc)成为比控制相位αb的机械压缩比(Cb)低的值。
《膨胀下止点》若对膨胀下止点处的偏心凸轮的偏心方向(αE)进行观察，则如图9(H)中的控制相位αc的偏心方向(αEc)所示，在与图6(H)所示的控制相位αb的偏心方向(αEb)进行比较时，控制相位αc的偏心方向(αEc)向从控制连杆14离开的方向偏移。由此，控制连杆14将第二连结销11向左下方稍微拉下，下连杆10以曲柄销9为支点沿逆时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置上升，因此，活塞2由上连杆7向上方推起。其结果是，膨胀下止点的活塞位置(YEc)稍微上升。由此，与前述的压缩上止点位置(Y0c)的降低叠加在一起，膨胀冲程(LEc)相比控制相位αb的膨胀冲程(LEb)稍微减少，同样地机械膨胀比(Ec)也相比控制相位αb的机械膨胀比(Eb)稍微减少。但是，该膨胀冲程(LEc)也相比压缩冲程(LCc)足够长，而且，机械膨胀比(Ec)也相比机械压缩比(Cc)足够大，这种情形如上所述。
根据如上所述的结构，成为图8的控制相位αc所示的特性。即，图8所示的控制相位αc的活塞位置变化特性根据由图9所示的控制凸轮的偏心相位的差异带来的连杆姿势的差异而生成。
接着，使用图10对使用上述压缩比调节装置与运转状态对应的具体的控制进行说明。在图10中表示其具体的控制流程图。
在本实施方式中，应用于安装有涡轮增压器或增压器等增压机的内燃机。另外，通常增压机存在动作响应滞后，存在增压压力的上升滞后的现象，本实施方式中的控制流程成为考虑到上述情形的控制流程。
首先，在步骤S20中，作为当前的内燃机运转状态，读入包括油门踩踏量(油门开度)在内的各种运转信息。在步骤S21中，在油门开度不足规定开度(θ°)不足的情况下判断为部分负荷区域，从而转移到步骤S22，变更为与上述部分负荷区域相适应的控制相位αa(高机械压缩比Ca、显著高的机械膨胀比Ea)以降低部分负荷区域中的油耗。
另一方面，在油门开度为规定开度(θ°)以上的情况下判断为高负荷区域，从而转移到步骤S23，根据进气歧管压力等读入增压压力。另外，在步骤S23中，在增压压力不足规定的压力(P)的情况下，判断为虽然是高负荷但并非过度的高负荷条件，从而转移到步骤S24。在步骤S24中，变更为与高负荷区域相适应的控制相位αb(低机械压缩比Cb、高机械膨胀比Eb)以提高高负荷区域中的抗爆震性能、尾气排放性能、转矩性能、降低油耗等。并且，抑制废气的温度上升，从而抑制排气歧管、废气净化催化剂那样的排气系统部件产生热损坏。
在步骤S23中，在增压压力为规定的压力(P)以上的情况下，判断为是过度的高负荷区域，从而转移到步骤S25，变更为控制相位αc。在该控制相位αc处，机械压缩比(Cc)相比在步骤S24中实施的控制相位αb处的机械压缩比(Cb)更低。因此，即便在气缸内的压力、温度高的高增压压力时，也可以有效地抑制爆震，可以提高抗爆震性能。另外，由于排气(进气)上止点处的气缸内容积比控制相位αb的情况下的上述气缸内容积小，因此，可以进一步降低高温的内部EGR，从该观点来看也可以进一步提高抗爆震性能。
并且，由于吸入冲程(LIc)比控制相位αb的吸入冲程(LIb)长，因此，与此相应地可以增加吸入空气量，从而可以提高过度的高负荷时所要求的内燃机转矩。另外，由于膨胀冲程(LEc)相对于压缩冲程(LCc)变长，因此，可以使机械膨胀比(Ec)相比机械压缩比(Cc)足够大，可以抑制从内燃机排出的废气的温度上升。由此，可以防止过度的高负荷区域中的排气歧管的热损坏，可以防止废气净化催化剂的热劣化，这与第一实施方式的情况相同。
另外，膨胀冲程(LEc)比控制相位αb的膨胀冲程(LEb)稍短，机械膨胀比(Ec)也相比控制相位αb的机械膨胀比(Eb)稍微降低。这是因为：在过度的高负荷时，作用于活塞的燃烧压力、温度负荷进一步上升，所以，假设使膨胀行程中的膨胀冲程(LEc)、机械膨胀比(Ec)过度增高，则存在如下担忧：受到燃烧压力的膨胀行程中的活塞滑动长度(滑动速度)增加而导致耐烧结性恶化。
于是，膨胀冲程(LEc)、机械膨胀比(Ec)设定为比增压压力不足规定的压力P的高负荷时的膨胀冲程(LEb)、机械膨胀比(Eb)稍小。换言之，负荷越降低，上述活塞烧结的担忧越少，因此，使膨胀冲程保持“(LEc)<(LEb)<(LEa)”的关系，而且机械膨胀比也保持“(Ec)<(Eb)<(Ea)”的关系逐渐提高，可以提高油耗效果。
在上述实施方式中表示单缸的内燃机，但应用于2缸、3缸、4缸以及6缸等多缸内燃机是理所当然的。在该情况下，若为直列发动机，则可以通过单一的相位变更机构(可变压缩比机构的一部分)来调节所有气缸的活塞工作特性，若为V型发动机，则可以通过一对相位变更机构进行调节，由此，可以将所有气缸控制在所希望的机械压缩比、机械膨胀比。
另外，作为在实施方式中示出的从动/驱动旋转体(可变压缩比机构的一部分)，可以在不脱离本发明主旨的范围内采用其他适当的从动/驱动旋转体。例如，作为将曲轴的旋转减速到一半的角速度并传递到偏心凸轮的减速机构，在本实施方式中示出一对减速齿轮带轮的例子，但并不限于此。
另外，在本实施方式中，曲轴的旋转方向和偏心凸轮的旋转方向反向，但也可以同向。例如，也可以经由同步带(正时链)将曲轴侧带轮的旋转减速到一半的角速度并传递到偏心控制凸轮侧带轮。在该情况下，曲轴的旋转方向和偏心控制凸轮的旋转方向同向，相对于曲轴旋转(横轴)的活塞位置变化特性(纵轴)左右颠倒，但在动作方面是相同的。
另外，本发明并不限于上述实施方式，可以包含各种各样的变形例。例如，上述实施方式为了容易理解地说明本发明而详细地进行了说明，但并不限定于必须具有已说明的全部结构。另外，可以将某实施方式的结构的一部分替换为其他实施方式的结构，另外，也可以在某实施方式的结构上增加其他实施方式的结构。另外，关于各实施方式的结构的一部分，可以进行其他结构的追加、删除、替换。
例如，关于连杆机构(可变压缩比机构的一部分)，并不限于实施例示出的具体例，只要是能够使活塞的冲程位置的特性同样地变化的机构即可，也可以是不同的连杆机构。
以上，仅说明了本发明的几个实施方式，但只要不实质上脱离本发明的新的教导和优点，即可对例示的实施方式进行多种多样的变更或改良，这对本领域技术人员来说能够容易地理解。因此，意图将进行了那样的变更或改良的实施方式也包含在本发明的技术范围内。也可以任何组合上述实施方式。
本申请基于2015年9月3日提出的日本专利申请第2015-173660号要求优先权。包括2015年9月3日提出的日本专利申请第2015-173660号的说明书、权利要求书、附图以及摘要在内的全部公开内容通过参照而作为整体被引入本申请中。
附图标记说明
01 内燃机、02 气缸体、03 缸膛、1 活塞位置可变机构、2 活塞、3 活塞销、4 曲轴、5 连杆机构、6 相位变更机构、7 上连杆(第一连杆)、8 第一连结销、9 曲柄销、10 下连杆(第二连杆)、11 第二连结销、12 控制轴、13 偏心凸轮部、14 控制连杆(第三连杆)、15第一齿轮(驱动旋转体)、16 第二齿轮(从动旋转体)。
权利要求书(按照条约第19条的修改)
1.一种内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
该压缩比调节装置具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的冲程位置变化，从而能够变更该内燃机的机械压缩比以及机械膨胀比，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中相对减小所述机械压缩比并且相对增大此时的所述机械膨胀比地进行设定，
在所述内燃机的部分负荷区域中，以机械方式构成为使将所述机械压缩比增大到了最大附近时的膨胀下止点活塞位置处于可变范围中的最低位置。
2.如权利要求1所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的所述机械压缩比设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械压缩比小，并且，将所述内燃机的高负荷区域中的所述机械膨胀比设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械膨胀比小。
3.如权利要求2所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中将排气(进气)上止点的活塞位置设定为比压缩上止点的活塞位置高。
4.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的压缩上止点的所述活塞位置设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的压缩上止点的所述活塞位置低。
5.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的膨胀下止点的所述活塞位置设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的膨胀下止点的所述活塞位置高。
6.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的排气(进气)上止点的所述活塞位置设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的排气(进气)上止点的所述活塞位置高。
7.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的进气下止点的所述活塞位置设定为与所述内燃机的部分负荷区域中的进气下止点的所述活塞位置大致相同。
8.一种内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
该压缩比调节装置具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的冲程位置变化，从而能够变更该内燃机的机械压缩比以及机械膨胀比，
所述可变压缩比机构在油门开度为规定开度以上时，使膨胀冲程比压缩冲程大。
9.如权利要求8所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构使所述内燃机的高负荷区域中的所述活塞的压缩冲程比所述内燃机的部分负荷区域中的所述活塞的压缩冲程小，使所述内燃机的高负荷区域中的所述活塞的膨胀冲程比所述内燃机的部分负荷区域中的所述活塞的膨胀冲程小。
10.如权利要求9所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中能够将吸入冲程设定为比压缩冲程大。
11.如权利要求10所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中使排气(进气)上止点的活塞位置比压缩上止点的活塞位置高。
12.一种内燃机的压缩比调节装置的控制方法，其特征在于，
所述压缩比调节装置能够变更汽车用的四冲程内燃机中的机械压缩比和机械膨胀比，以使所述机械压缩比和机械膨胀比不同，
在所述控制方法中，
判定油门开度是否为规定的开度以上，在判断为所述规定的油门开度以上的情况下判断为所述内燃机的高负荷区域，在判断为比所述规定的油门开度低的情况下判断为所述内燃机的部分负荷区域，
在判断为所述内燃机的高负荷区域的情况下，进行控制以使所述内燃机的高负荷区域中的所述机械压缩比小于所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械压缩比，并且进行控制以使所述内燃机的高负荷区域中的所述机械膨胀比小于所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械膨胀比，
在判断为所述内燃机的部分负荷区域的情况下，进行控制以便与所述内燃机的高负荷区域中的所述机械压缩比相比，相对增大所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械压缩比，并且与所述内燃机的高负荷区域中的所述机械膨胀比相比，相对增大此时的所述机械膨胀比，并进行控制以使将所述机械压缩比增大到了最大附近时的膨胀下止点活塞位置处于可变范围中的最低位置。
13.如权利要求1所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述压缩比调节装置具有：
第一连杆，所述第一连杆经由活塞销与所述活塞连结；
第二连杆，所述第二连杆经由第一连结销能够摆动地与所述第一连杆连结，并且，能够旋转地与曲轴连结；
控制轴，所述控制轴以所述曲轴的一半的角速度旋转；
第三连杆，所述第三连杆经由第二连结销与所述第二连杆连结，并且，能够旋转地与所述控制轴的偏心凸轮连结；以及
相对相位可变机构，所述相对相位可变机构能够改变所述曲轴和所述控制轴的相对相位，
在将该相对相位可变机构控制在增大到了所述机械压缩比的可变范围中的最大附近的位置时，膨胀下止点处的所述偏心凸轮的偏心方向最靠近所述第二连杆。
14.如权利要求12所述的内燃机的压缩比调节装置的控制方法，其特征在于，
所述压缩比调节装置具有：
第一连杆，所述第一连杆经由活塞销与所述活塞连结；
第二连杆，所述第二连杆经由第一连结销能够摆动地与所述第一连杆连结，并且，能够旋转地与曲轴连结；
控制轴，所述控制轴以所述曲轴的一半的角速度旋转；
第三连杆，所述第三连杆经由第二连结销与所述第二连杆连结，并且，能够旋转地与所述控制轴的偏心凸轮连结；以及
相对相位可变机构，所述相对相位可变机构能够改变所述曲轴和所述控制轴的相对相位，
进行控制以便在将该相对相位可变机构控制在增大到了所述机械压缩比的可变范围中的最大附近的位置时，膨胀下止点处的所述偏心凸轮的偏心方向最靠近所述第二连杆。

Claims (12)

1.一种内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
该压缩比调节装置具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的冲程位置变化，从而能够变更该内燃机的机械压缩比以及机械膨胀比，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中相对减小所述机械压缩比并且相对增大此时的所述机械膨胀比地进行设定。
2.如权利要求1所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的所述机械压缩比设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械压缩比小，并且，将所述内燃机的高负荷区域中的所述机械膨胀比设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械膨胀比小。
3.如权利要求2所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中将排气(进气)上止点的活塞位置设定为比压缩上止点的活塞位置高。
4.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的压缩上止点的所述活塞位置设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的压缩上止点的所述活塞位置低。
5.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的膨胀下止点的所述活塞位置设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的膨胀下止点的所述活塞位置高。
6.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的排气(进气)上止点的所述活塞位置设定为比所述内燃机的部分负荷区域中的排气(进气)上止点的所述活塞位置高。
7.如权利要求3所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构将所述内燃机的高负荷区域中的进气下止点的所述活塞位置设定为与所述内燃机的部分负荷区域中的进气下止点的所述活塞位置大致相同。
8.一种内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
该压缩比调节装置具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的冲程位置变化，从而能够变更该内燃机的机械压缩比以及机械膨胀比，
所述可变压缩比机构在油门开度为规定开度以上时，使膨胀冲程比压缩冲程大。
9.如权利要求8所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构使所述内燃机的高负荷区域中的所述活塞的压缩冲程比所述内燃机的部分负荷区域中的所述活塞的压缩冲程小，使所述内燃机的高负荷区域中的所述活塞的膨胀冲程比所述内燃机的部分负荷区域中的所述活塞的膨胀冲程小。
10.如权利要求9所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中能够将吸入冲程设定为比压缩冲程大。
11.如权利要求10所述的内燃机的压缩比调节装置，其特征在于，
所述可变压缩比机构在所述内燃机的高负荷区域中使排气(进气)上止点的活塞位置比压缩上止点的活塞位置高。
12.一种内燃机的压缩比调节装置的控制方法，其特征在于，
所述压缩比调节装置能够变更汽车用的四冲程内燃机中的机械压缩比和机械膨胀比，以使所述机械压缩比和机械膨胀比不同，
在所述控制方法中，
判定油门开度是否为规定的开度以上，在判断为所述规定的油门开度以上的情况下判断为所述内燃机的高负荷区域，在判断为比所述规定的油门开度低的情况下判断为所述内燃机的部分负荷区域，
在判断为所述内燃机的高负荷区域的情况下，进行控制以使所述内燃机的高负荷区域中的所述机械压缩比小于所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械压缩比，并且进行控制以使所述内燃机的高负荷区域中的所述机械膨胀比小于所述内燃机的部分负荷区域中的所述机械膨胀比。
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