JP2002138867A - 内燃機関の可変圧縮比機構 - Google Patents
内燃機関の可変圧縮比機構Info
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- JP2002138867A JP2002138867A JP2000332254A JP2000332254A JP2002138867A JP 2002138867 A JP2002138867 A JP 2002138867A JP 2000332254 A JP2000332254 A JP 2000332254A JP 2000332254 A JP2000332254 A JP 2000332254A JP 2002138867 A JP2002138867 A JP 2002138867A
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
- F02B75/048—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable crank stroke length
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
- F02B75/00—Other engines
- F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
- F02B75/045—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable connecting rod length
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- Engineering & Computer Science (AREA)
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- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】 往復子３２へ作用する往復荷重Ｎが反転する
と、往復子３２がネジ部３３ａ，３３ｂのバックラッシ
ュの範囲で振動し、歯打ち音や振動を生じるおそれがあ
る。 【解決手段】 回転子３４を回転駆動すると、ネジ部３
３ａ，３３ｂを介して往復子３２が軸方向へ移動し、ピ
ン３５等を介して制御軸２３が回転し、偏心カム２４及
び制御リンク２５を介してロアーリンク２１やアッパー
リンク２２の姿勢が変化して、機関圧縮比が変化する。
往復子３２の基端部側の軸方向端面３２ａに臨んだ油圧
室４０を設ける。この油圧室４０内の油圧により、往復
子３２を、ピストン燃焼荷重Ｆｐに基づいて往復子３２
へ作用する軸方向の往復荷重Ｎの主方向（Ｐ方向）と同
方向に押圧する。
と、往復子３２がネジ部３３ａ，３３ｂのバックラッシ
ュの範囲で振動し、歯打ち音や振動を生じるおそれがあ
る。 【解決手段】 回転子３４を回転駆動すると、ネジ部３
３ａ，３３ｂを介して往復子３２が軸方向へ移動し、ピ
ン３５等を介して制御軸２３が回転し、偏心カム２４及
び制御リンク２５を介してロアーリンク２１やアッパー
リンク２２の姿勢が変化して、機関圧縮比が変化する。
往復子３２の基端部側の軸方向端面３２ａに臨んだ油圧
室４０を設ける。この油圧室４０内の油圧により、往復
子３２を、ピストン燃焼荷重Ｆｐに基づいて往復子３２
へ作用する軸方向の往復荷重Ｎの主方向（Ｐ方向）と同
方向に押圧する。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】この発明は、レシプロ式内燃
機関に代表される内燃機関の可変圧縮比機構に関する。
機関に代表される内燃機関の可変圧縮比機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】従来より、内燃機関における圧縮比を調
整可能な複リンク式の可変圧縮比機構が公知である（例
えば１９９７年発行の論文：ＭＴＺ Ｍｏｔｏｒｔｅｃ
ｈｎｉｓｃｈｅ Ｚｅｉｔｓｃｈｒｉｆｔ ５８，Ｎ
ｏ．１１の第７０６〜７１１頁参照）。
整可能な複リンク式の可変圧縮比機構が公知である（例
えば１９９７年発行の論文：ＭＴＺ Ｍｏｔｏｒｔｅｃ
ｈｎｉｓｃｈｅ Ｚｅｉｔｓｃｈｒｉｆｔ ５８，Ｎ
ｏ．１１の第７０６〜７１１頁参照）。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】また、本出願人は、以
前に出願した特願２０００−２３０２３２号において、
コンパクトで機関搭載性に優れた可変圧縮比機構を提案
しており、これに類似する本願発明の先行例を図１３に
示す。
前に出願した特願２０００−２３０２３２号において、
コンパクトで機関搭載性に優れた可変圧縮比機構を提案
しており、これに類似する本願発明の先行例を図１３に
示す。
【０００４】この可変圧縮比機構は、ピストン１のピス
トンピン１ａに上端部が連結されるアッパーリンク２
と、このアッパーリンク２の下端部とクランクシャフト
３のクランクピン３ａとに連結されるロアーリンク４
と、クランクシャフト３と略平行に延びる制御軸５と、
この制御軸５の偏心カム５ａに一端が揺動可能に連結さ
れるとともに、他端がロアーリンク４に連結される制御
リンク６と、を有している。
トンピン１ａに上端部が連結されるアッパーリンク２
と、このアッパーリンク２の下端部とクランクシャフト
３のクランクピン３ａとに連結されるロアーリンク４
と、クランクシャフト３と略平行に延びる制御軸５と、
この制御軸５の偏心カム５ａに一端が揺動可能に連結さ
れるとともに、他端がロアーリンク４に連結される制御
リンク６と、を有している。
【０００５】制御軸５の一端には制御プレート７が設け
られ、この制御プレート７には径方向に延びるスリット
８が形成されている。この径方向スリット８には、アク
チュエータ９の往復子９１の先端に設けられたピン９２
がスライド可能に嵌合している。この往復子９１の基端
部に形成された雄ネジ部９３に、円筒状の回転子９４の
雌ネジ部９５が噛合している。この回転子９４には、モ
ータ等の出力軸９６が固定されている。
られ、この制御プレート７には径方向に延びるスリット
８が形成されている。この径方向スリット８には、アク
チュエータ９の往復子９１の先端に設けられたピン９２
がスライド可能に嵌合している。この往復子９１の基端
部に形成された雄ネジ部９３に、円筒状の回転子９４の
雌ネジ部９５が噛合している。この回転子９４には、モ
ータ等の出力軸９６が固定されている。
【０００６】上記の構成により、機関運転状態に応じて
回転子９４を往復子９１の軸回りに回転駆動すると、こ
の回転子９４にネジ部９３，９５を介して噛合する往復
子９１が自身の軸方向に移動するとともに、スリット８
内のピン９２のスライド動作を伴って制御軸５が回転す
る。これにより、制御リンク６の揺動支点となる偏心カ
ム５ａの中心位置が変化して、アッパーリンク２やロア
ーリンク４の姿勢が変化し、機関圧縮比が変化するよう
になっている。
回転子９４を往復子９１の軸回りに回転駆動すると、こ
の回転子９４にネジ部９３，９５を介して噛合する往復
子９１が自身の軸方向に移動するとともに、スリット８
内のピン９２のスライド動作を伴って制御軸５が回転す
る。これにより、制御リンク６の揺動支点となる偏心カ
ム５ａの中心位置が変化して、アッパーリンク２やロア
ーリンク４の姿勢が変化し、機関圧縮比が変化するよう
になっている。
【０００７】このような可変動圧縮機構では、ピストン
燃焼荷重や各リンク部品の慣性荷重等に起因して、制御
軸５へ回転方向のトルクが作用するとともに、往復子９
１へ軸方向に沿う往復荷重が作用する。この往復荷重
は、多くの場合、ピストン燃焼荷重に基づいて作用する
主方向（図１３中のＰ方向）へ向けて作用するが、燃焼
荷重が小さくなるとともに慣性荷重が大きくなるような
所定のタイミングで、主方向（Ｐ方向）の反対方向へ向
けて作用することもあり得る。
燃焼荷重や各リンク部品の慣性荷重等に起因して、制御
軸５へ回転方向のトルクが作用するとともに、往復子９
１へ軸方向に沿う往復荷重が作用する。この往復荷重
は、多くの場合、ピストン燃焼荷重に基づいて作用する
主方向（図１３中のＰ方向）へ向けて作用するが、燃焼
荷重が小さくなるとともに慣性荷重が大きくなるような
所定のタイミングで、主方向（Ｐ方向）の反対方向へ向
けて作用することもあり得る。
【０００８】このように往復子９１への往復荷重の作用
方向が反転すると、雄ネジ部９３と雌ネジ部９５との間
に設定された所定のバックラッシュ（間隙）の範囲で往
復子９１が回転子９４に対して軸方向に振動し、ネジ部
９３，９５の歯面同士の衝突が繰り返されて、好ましく
ない歯打ち音（騒音）や振動を生じるおそれがある。
方向が反転すると、雄ネジ部９３と雌ネジ部９５との間
に設定された所定のバックラッシュ（間隙）の範囲で往
復子９１が回転子９４に対して軸方向に振動し、ネジ部
９３，９５の歯面同士の衝突が繰り返されて、好ましく
ない歯打ち音（騒音）や振動を生じるおそれがある。
【０００９】本発明は、このような課題に着目してなさ
れたもので、内燃機関の可変圧縮比機構において、ネジ
部の歯面間に設けられたバックラッシュに起因する歯打
ち音や振動の発生を抑制することを一つの目的としてい
る。
れたもので、内燃機関の可変圧縮比機構において、ネジ
部の歯面間に設けられたバックラッシュに起因する歯打
ち音や振動の発生を抑制することを一つの目的としてい
る。
【００１０】
【課題を解決するための手段】本発明に係る内燃機関の
可変圧縮比機構は、ピストンのピストンピンとクランク
シャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリ
ンクと、偏心カムが設けられた制御軸と、上記複数のリ
ンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カム
に他端が連結された制御リンクと、上記制御軸に先端部
が連携された往復子と、この往復子の基端部にネジ部を
介して噛合する回転子と、を有し、上記回転子を往復子
の軸回りに回転駆動することにより、上記往復子が軸方
向へ移動するとともに上記制御軸が回転して機関圧縮比
が変化するように構成されている。
可変圧縮比機構は、ピストンのピストンピンとクランク
シャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリ
ンクと、偏心カムが設けられた制御軸と、上記複数のリ
ンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カム
に他端が連結された制御リンクと、上記制御軸に先端部
が連携された往復子と、この往復子の基端部にネジ部を
介して噛合する回転子と、を有し、上記回転子を往復子
の軸回りに回転駆動することにより、上記往復子が軸方
向へ移動するとともに上記制御軸が回転して機関圧縮比
が変化するように構成されている。
【００１１】そして、請求項１の発明は、上記往復子の
基端部側の軸方向端面に臨んだ油圧室を有し、この油圧
室内の油圧により、上記往復子が、ピストン上下動に基
づく上記往復子へ作用する軸方向の往復荷重のうち、ピ
ストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向（主方
向）と同方向に押圧されることを特徴としている。
基端部側の軸方向端面に臨んだ油圧室を有し、この油圧
室内の油圧により、上記往復子が、ピストン上下動に基
づく上記往復子へ作用する軸方向の往復荷重のうち、ピ
ストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向（主方
向）と同方向に押圧されることを特徴としている。
【００１２】この請求項１に係る発明によれば、仮に慣
性荷重等に起因して往復子への往復荷重が主方向（図１
のＰ方向）と反対方向へ作用する場合であっても、主方
向へ向けて作用する油圧室内の油圧により、最終的な往
復荷重が主方向と反対方向へ作用することを回避するこ
とができる。つまり、往復荷重の反転を防止することが
できる。この結果、ネジ部の歯面間にバックラッシュが
存在していても、このバックラッシュの範囲内で往復子
が回転子に対して軸方向に振動することが回避され、こ
れによる振動や騒音の発生を防止することができる。
性荷重等に起因して往復子への往復荷重が主方向（図１
のＰ方向）と反対方向へ作用する場合であっても、主方
向へ向けて作用する油圧室内の油圧により、最終的な往
復荷重が主方向と反対方向へ作用することを回避するこ
とができる。つまり、往復荷重の反転を防止することが
できる。この結果、ネジ部の歯面間にバックラッシュが
存在していても、このバックラッシュの範囲内で往復子
が回転子に対して軸方向に振動することが回避され、こ
れによる振動や騒音の発生を防止することができる。
【００１３】また、油圧室内の作動油をネジ部の噛合部
分に供給することにより、この噛合部分の潤滑性，耐久
性の向上を図ることもできる。
分に供給することにより、この噛合部分の潤滑性，耐久
性の向上を図ることもできる。
【００１４】請求項２に係る発明は、上記往復子が押圧
された場合に、上記制御軸が低圧縮比方向へ回転する様
に上記油圧室を設けたことを特徴としている。この場
合、油圧室が、往復子の高圧縮比方向の軸方向端面に臨
むこととなる。
された場合に、上記制御軸が低圧縮比方向へ回転する様
に上記油圧室を設けたことを特徴としている。この場
合、油圧室が、往復子の高圧縮比方向の軸方向端面に臨
むこととなる。
【００１５】請求項３に係る発明は、上記油圧室へ作動
油を供給する供給油路に逆止弁が配設されていることを
特徴としている。この逆止弁により、油圧室内の作動油
が供給油路側へ逆流することを簡単かつ確実に回避でき
る。
油を供給する供給油路に逆止弁が配設されていることを
特徴としている。この逆止弁により、油圧室内の作動油
が供給油路側へ逆流することを簡単かつ確実に回避でき
る。
【００１６】請求項４に係る発明は、上記油圧室から作
動油を排出する排出油路に油圧調整弁が配設されてお
り、少なくとも上記油圧室の容積が減少する方向へ往復
子が移動するときには、油圧室内の油圧が過度に上昇す
ることのないように、上記油圧調整弁を開弁することを
特徴としている。
動油を排出する排出油路に油圧調整弁が配設されてお
り、少なくとも上記油圧室の容積が減少する方向へ往復
子が移動するときには、油圧室内の油圧が過度に上昇す
ることのないように、上記油圧調整弁を開弁することを
特徴としている。
【００１７】ところで、機関回転数が増加すると、ピス
トン燃焼荷重と逆向きに作用する各リンクの慣性荷重も
増加するため、往復子へ作用する往復荷重が主方向と反
対方向へ反転し易くなる傾向にある。
トン燃焼荷重と逆向きに作用する各リンクの慣性荷重も
増加するため、往復子へ作用する往復荷重が主方向と反
対方向へ反転し易くなる傾向にある。
【００１８】そこで、好ましくは請求項６に係る発明の
ように、機関回転数が高いほど、上記油圧室内の油圧を
高くする。これにより、機関回転数に応じて効率的に往
復荷重の反転を防止することができる。
ように、機関回転数が高いほど、上記油圧室内の油圧を
高くする。これにより、機関回転数に応じて効率的に往
復荷重の反転を防止することができる。
【００１９】また、往復荷重が反転することのない所定
の最低機関回転数は、機関負荷や制御軸の角度に応じて
変化する。
の最低機関回転数は、機関負荷や制御軸の角度に応じて
変化する。
【００２０】そこで、好ましくは請求項５に係る発明の
ように、機関負荷及び制御軸の角度に基づいて上記往復
荷重が反転することのない所定の最低機関回転数を算出
する手段を有し、上記最低機関回転数以上で、かつ、上
記油圧室の容積が増加又は保持されるときには、油圧室
内の油圧が低下することのないように、上記油圧調整弁
を閉弁する。
ように、機関負荷及び制御軸の角度に基づいて上記往復
荷重が反転することのない所定の最低機関回転数を算出
する手段を有し、上記最低機関回転数以上で、かつ、上
記油圧室の容積が増加又は保持されるときには、油圧室
内の油圧が低下することのないように、上記油圧調整弁
を閉弁する。
【００２１】請求項７に係る発明は、上記油圧室へ作動
油を圧送するオイルポンプが、上記クランクシャフトの
回転動力により駆動されることを特徴としている。
油を圧送するオイルポンプが、上記クランクシャフトの
回転動力により駆動されることを特徴としている。
【００２２】この請求項７に係る発明によれば、簡素な
構造でありながら、機関回転数の増加に伴ってオイルポ
ンプから油圧室へ圧送される作動油の油圧が増加するこ
ととなり、上述した請求項６に係る発明と同様、機関回
転数に応じて効率的に往復荷重の反転を防止することが
できる。
構造でありながら、機関回転数の増加に伴ってオイルポ
ンプから油圧室へ圧送される作動油の油圧が増加するこ
ととなり、上述した請求項６に係る発明と同様、機関回
転数に応じて効率的に往復荷重の反転を防止することが
できる。
【００２３】好ましくは請求項８に係る発明のように、
油圧室内の油圧が過度に上昇することのないように、油
圧室から作動油を排出する排出油路に、所定油圧以上で
開弁する油圧リリーフ弁が配設されている。
油圧室内の油圧が過度に上昇することのないように、油
圧室から作動油を排出する排出油路に、所定油圧以上で
開弁する油圧リリーフ弁が配設されている。
【００２４】上記ネジ部は、典型的には互いに噛合する
雄ネジ部及び雌ネジ部により構成される。そして、例え
ば請求項９に係る発明のように、上記雄ネジ部が往復子
の基端部の外周面に形成され、上記雌ネジ部が円筒状の
回転子の外周面に形成される。あるいは請求項１０に係
る発明のように、上記雄ネジ部が回転子の外周面に形成
され、上記雌ネジ部が往復子の円筒状の基端部の内周面
に形成される。
雄ネジ部及び雌ネジ部により構成される。そして、例え
ば請求項９に係る発明のように、上記雄ネジ部が往復子
の基端部の外周面に形成され、上記雌ネジ部が円筒状の
回転子の外周面に形成される。あるいは請求項１０に係
る発明のように、上記雄ネジ部が回転子の外周面に形成
され、上記雌ネジ部が往復子の円筒状の基端部の内周面
に形成される。
【００２５】また、往復荷重の反転をより確実に防止す
るために、好ましくは請求項１１に係る発明のように、
上記往復荷重のうちのピストン下降時に上記往復子に作
用する荷重の方向と同方向へ往復子を付勢するスプリン
グ等の付勢手段を設ける。
るために、好ましくは請求項１１に係る発明のように、
上記往復荷重のうちのピストン下降時に上記往復子に作
用する荷重の方向と同方向へ往復子を付勢するスプリン
グ等の付勢手段を設ける。
【００２６】
【発明の効果】本発明によれば、油圧室内の油圧により
往復子が往復荷重の主方向と同方向に押圧されるため、
往復子へ作用する往復荷重が主方向と反対方向へ反転す
ることを防止することができる。この結果、往復荷重の
反転に起因して往復子が回転子に対して振動することが
抑制され、これら往復子と回転子とが噛合するネジ部で
の騒音や振動の発生を防止することができる。
往復子が往復荷重の主方向と同方向に押圧されるため、
往復子へ作用する往復荷重が主方向と反対方向へ反転す
ることを防止することができる。この結果、往復荷重の
反転に起因して往復子が回転子に対して振動することが
抑制され、これら往復子と回転子とが噛合するネジ部で
の騒音や振動の発生を防止することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】以下、本発明に係る可変動弁機構
を４気筒のレシプロ式内燃機関に適用した実施の形態に
ついて、図面に基づいて詳細に説明する。
を４気筒のレシプロ式内燃機関に適用した実施の形態に
ついて、図面に基づいて詳細に説明する。
【００２８】図１は、本発明に係る可変動弁機構の第１
実施例を示す概略構成図である。シリンダブロック１１
には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されると
ともに、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット
１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン
１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピ
ストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピ
ン１７とは、複リンク式の可変圧縮比機構を介して機械
的に連携されている。なお、１８はカウンターウエイト
である。
実施例を示す概略構成図である。シリンダブロック１１
には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されると
ともに、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット
１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン
１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピ
ストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピ
ン１７とは、複リンク式の可変圧縮比機構を介して機械
的に連携されている。なお、１８はカウンターウエイト
である。
【００２９】この可変圧縮比機構は、クランクピン１７
に相対回転可能に外嵌するロアーリンク２１と、このロ
アーリンク２１とピストンピン１５とを連携するアッパ
ーリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列
方向へ延びる制御軸２３と、この制御軸２３に偏心して
設けられた偏心カム２４と、この偏心カム２４とロアー
リンク２１とを連携する制御リンク２５と、制御軸２３
を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに、所定の回
転位置に保持する駆動手段としてのアクチュエータ３０
と、を備えている。
に相対回転可能に外嵌するロアーリンク２１と、このロ
アーリンク２１とピストンピン１５とを連携するアッパ
ーリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列
方向へ延びる制御軸２３と、この制御軸２３に偏心して
設けられた偏心カム２４と、この偏心カム２４とロアー
リンク２１とを連携する制御リンク２５と、制御軸２３
を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに、所定の回
転位置に保持する駆動手段としてのアクチュエータ３０
と、を備えている。
【００３０】略棒状をなすアッパーリンク２２の上端部
はピストンピン１５に相対回転可能に連結されており、
アッパーリンク２２の下端部は連結ピン２６を介してロ
アーリンク２１に相対回転可能に連結されている。制御
リンク２５の一端はロアーリンク２１に連結ピン２７を
介して相対回転可能に連結されており、制御リンク２５
の他端は偏心カム２４に相対回転可能に外嵌している。
はピストンピン１５に相対回転可能に連結されており、
アッパーリンク２２の下端部は連結ピン２６を介してロ
アーリンク２１に相対回転可能に連結されている。制御
リンク２５の一端はロアーリンク２１に連結ピン２７を
介して相対回転可能に連結されており、制御リンク２５
の他端は偏心カム２４に相対回転可能に外嵌している。
【００３１】アクチュエータ３０は、シリンダブロック
１１に固定される略筒状のケーシング３１と、このケー
シング３１に往復動可能に配設される往復子３２と、こ
の往復子３２の基端部にネジ部３３ａ，３３ｂを介して
噛合する回転子３４と、を有している。つまり、図２に
も示すように、略棒状をなす往復子３２の基端部の外周
面に形成される雄ネジ部３３ａと、略円筒状をなす回転
子３４の内周面に形成される雌ネジ部３３ｂとが互いに
噛合している。これら雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂ
との歯面間には、寸法誤差等を許容するために、軸方向
に所定の隙間すなわちバックラッシュ３３ｃが設定され
ている。
１１に固定される略筒状のケーシング３１と、このケー
シング３１に往復動可能に配設される往復子３２と、こ
の往復子３２の基端部にネジ部３３ａ，３３ｂを介して
噛合する回転子３４と、を有している。つまり、図２に
も示すように、略棒状をなす往復子３２の基端部の外周
面に形成される雄ネジ部３３ａと、略円筒状をなす回転
子３４の内周面に形成される雌ネジ部３３ｂとが互いに
噛合している。これら雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂ
との歯面間には、寸法誤差等を許容するために、軸方向
に所定の隙間すなわちバックラッシュ３３ｃが設定され
ている。
【００３２】再び図１を参照して、往復子３２の先端部
にはピン３５が設けられており、このピン３５は、制御
軸２３の一端に設けられる制御プレート３６に形成され
た径方向に延びるスリット３７にスライド可能に係合し
ている。回転子３４は、軸受３８を介してケーシング３
１内に自身の軸回りに回転可能に支持されており、回転
子３４の一端部には、モータ等の駆動源の出力軸３９が
固定されている。この出力軸３９を介して回転子３４が
図外の制御部（エンジンコントロールユニット）からの
制御信号に基づいて軸回りに回転駆動される。
にはピン３５が設けられており、このピン３５は、制御
軸２３の一端に設けられる制御プレート３６に形成され
た径方向に延びるスリット３７にスライド可能に係合し
ている。回転子３４は、軸受３８を介してケーシング３
１内に自身の軸回りに回転可能に支持されており、回転
子３４の一端部には、モータ等の駆動源の出力軸３９が
固定されている。この出力軸３９を介して回転子３４が
図外の制御部（エンジンコントロールユニット）からの
制御信号に基づいて軸回りに回転駆動される。
【００３３】また、アクチュエータ３０には、往復子３
２の基端部側の軸方向端面（基端面）３２ａに臨んだ油
圧室４０が形成されている。すなわち油圧室４０は、回
転子３４の内壁面と、往復子３２の基端面３２ａと、回
転子３４のキャップ部３４ａと、により画成されてい
る。
２の基端部側の軸方向端面（基端面）３２ａに臨んだ油
圧室４０が形成されている。すなわち油圧室４０は、回
転子３４の内壁面と、往復子３２の基端面３２ａと、回
転子３４のキャップ部３４ａと、により画成されてい
る。
【００３４】オイルパン４１内の作動油を油圧室４０へ
供給する供給油路４２には、油圧室４０へ作動油を圧送
するオイルポンプ４３が設けられるとともに、このオイ
ルポンプ４３と油圧室４０との間に、作動油からオイル
ポンプ４３へ向かう作動油の逆流を防止する逆止弁４４
が配設されている。なお、この供給油路４２は、ケーシ
ング３１の内周面に凹設された周方向溝４５と、この周
方向溝４５と油圧室４０とを連通するように回転子３４
に貫通形成された一対の径方向孔４６の一方と、を含ん
でいる。
供給する供給油路４２には、油圧室４０へ作動油を圧送
するオイルポンプ４３が設けられるとともに、このオイ
ルポンプ４３と油圧室４０との間に、作動油からオイル
ポンプ４３へ向かう作動油の逆流を防止する逆止弁４４
が配設されている。なお、この供給油路４２は、ケーシ
ング３１の内周面に凹設された周方向溝４５と、この周
方向溝４５と油圧室４０とを連通するように回転子３４
に貫通形成された一対の径方向孔４６の一方と、を含ん
でいる。
【００３５】また、油圧室４０内の作動油をオイルパン
４１へ排出する排出油路４７には、油圧室４０（排出油
路４７）の油圧を調整する油圧調整弁４８が配設されて
いる。この油圧調整弁４８は、好ましくは油圧室４０内
の油圧が所定油圧以上となると開弁する油圧リリーフ弁
としての機能を兼用している。なお、排出油路４７は、
上記の周方向溝４５及び他方の径方向孔４６とを含んで
いる。
４１へ排出する排出油路４７には、油圧室４０（排出油
路４７）の油圧を調整する油圧調整弁４８が配設されて
いる。この油圧調整弁４８は、好ましくは油圧室４０内
の油圧が所定油圧以上となると開弁する油圧リリーフ弁
としての機能を兼用している。なお、排出油路４７は、
上記の周方向溝４５及び他方の径方向孔４６とを含んで
いる。
【００３６】このような構成により、機関運転状態に応
じて回転子３４を軸回りに回転駆動すると、この回転子
３４に噛合する往復子３２が自身の軸方向３２ｃに沿っ
て移動する。これにより、ピン３５のスリット３７内で
のスライド動作を伴いながら、制御プレート３６を介し
て制御軸２３が所定の方向に回転する。つまり、このア
クチュエータ３０は、ピストン燃焼荷重等に起因して不
用意に往復子３２が往復移動することのないように、回
転子３４から往復子３２への動力伝達経路中にネジ部３
３ａ，３３ｂを設けた不可逆式の動力伝達機構となって
いる。
じて回転子３４を軸回りに回転駆動すると、この回転子
３４に噛合する往復子３２が自身の軸方向３２ｃに沿っ
て移動する。これにより、ピン３５のスリット３７内で
のスライド動作を伴いながら、制御プレート３６を介し
て制御軸２３が所定の方向に回転する。つまり、このア
クチュエータ３０は、ピストン燃焼荷重等に起因して不
用意に往復子３２が往復移動することのないように、回
転子３４から往復子３２への動力伝達経路中にネジ部３
３ａ，３３ｂを設けた不可逆式の動力伝達機構となって
いる。
【００３７】このようにして制御軸２３が回転すると、
制御リンク２５の揺動支点となる偏心カム２４の位置が
変化し、ロアーリンク２１及びアッパーリンク２２の姿
勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室
の圧縮比が可変制御される。
制御リンク２５の揺動支点となる偏心カム２４の位置が
変化し、ロアーリンク２１及びアッパーリンク２２の姿
勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室
の圧縮比が可変制御される。
【００３８】このような可変動弁機構では、ピストンピ
ン１５とクランクシャフト１６とが２つのリンク２２，
２１のみで連携されているため、例えば３つ以上のリン
クで連携したものに比して構成が簡素化される。また、
ロアーリンク２１に制御リンク２５が連結されている等
の関係で、この制御リンク２５や制御軸２３を、比較的
スペースに余裕のある機関下方側へ配置することがで
き、機関搭載性に優れている。
ン１５とクランクシャフト１６とが２つのリンク２２，
２１のみで連携されているため、例えば３つ以上のリン
クで連携したものに比して構成が簡素化される。また、
ロアーリンク２１に制御リンク２５が連結されている等
の関係で、この制御リンク２５や制御軸２３を、比較的
スペースに余裕のある機関下方側へ配置することがで
き、機関搭載性に優れている。
【００３９】ところで、燃焼室からピストン１４へ作用
する下向きのピストン燃焼荷重Ｆｐや各リンク部品の慣
性荷重等に起因して、制御リンク２５側から制御軸２３
へ回転方向の入力トルクＴが作用するとともに、往復子
３２へ軸方向３２ｃに沿う往復荷重Ｎが作用する。この
往復荷重Ｎは、主としてピストン燃焼荷重Ｆｐに基づい
て作用する主方向Ｐ（図２）へ作用する。しかしなが
ら、燃焼荷重Ｆｐが小さく慣性荷重が大きいような場
合、図３の破線波形（イ）で示すように、往復荷重が上
記の主方向Ｐと反対方向Ｐ’へ作用することも起こり得
る。このように往復荷重の向きが反転すると、バックラ
ッシュ３３ｃ間で往復子３２が回転子３４に対して軸方
向へ移動（振動）して、対向する歯面同士が衝突し、歯
打ち音等の騒音や振動を生じるおそれがある。
する下向きのピストン燃焼荷重Ｆｐや各リンク部品の慣
性荷重等に起因して、制御リンク２５側から制御軸２３
へ回転方向の入力トルクＴが作用するとともに、往復子
３２へ軸方向３２ｃに沿う往復荷重Ｎが作用する。この
往復荷重Ｎは、主としてピストン燃焼荷重Ｆｐに基づい
て作用する主方向Ｐ（図２）へ作用する。しかしなが
ら、燃焼荷重Ｆｐが小さく慣性荷重が大きいような場
合、図３の破線波形（イ）で示すように、往復荷重が上
記の主方向Ｐと反対方向Ｐ’へ作用することも起こり得
る。このように往復荷重の向きが反転すると、バックラ
ッシュ３３ｃ間で往復子３２が回転子３４に対して軸方
向へ移動（振動）して、対向する歯面同士が衝突し、歯
打ち音等の騒音や振動を生じるおそれがある。
【００４０】そこで本実施形態では、油圧室４０内の作
動油の油圧により、往復荷重Ｎの主方向Ｐと同方向に往
復子３２が押圧されるように構成されている。つまり、
油圧室４０が、往復荷重の主方向Ｐと反対方向Ｐ’側の
往復子３２の端面３２ａに臨んでおり、この端面３２ａ
に油圧が作用するように設定されている。
動油の油圧により、往復荷重Ｎの主方向Ｐと同方向に往
復子３２が押圧されるように構成されている。つまり、
油圧室４０が、往復荷重の主方向Ｐと反対方向Ｐ’側の
往復子３２の端面３２ａに臨んでおり、この端面３２ａ
に油圧が作用するように設定されている。
【００４１】ここで、往復子３２が主方向Ｐへ移動する
と制御軸２３が低圧縮比方向へ回転し、往復子３２が反
対方向Ｐ’へ移動すると制御軸２３が高圧縮比方向へ回
転する関係にあるため、油圧室４０は往復子３２の高圧
縮比方向Ｐ’の端面３２ａに臨んでいるとも言える。
と制御軸２３が低圧縮比方向へ回転し、往復子３２が反
対方向Ｐ’へ移動すると制御軸２３が高圧縮比方向へ回
転する関係にあるため、油圧室４０は往復子３２の高圧
縮比方向Ｐ’の端面３２ａに臨んでいるとも言える。
【００４２】この結果、図３の実線波形（ロ）に示すよ
うに、往復荷重Ｎの向きが常に主方向Ｐとなり、反対方
向Ｐ’へ反転することがない。言い換えると、荷重Ｎが
反転することのないように、油圧室４０内の油圧が設定
されている。このため、図２に示すように、雄ネジ部３
３ａの主方向Ｐ側の歯面が雌ネジ部３３ｂの反対方向
Ｐ’側の歯面に常に押し付けられた状態に維持される。
従って、バックラッシュ３３ｃ間での雄ネジ部３３ａと
雌ネジ部３３ｂの衝突による音振性能の悪化を確実に防
止できる。
うに、往復荷重Ｎの向きが常に主方向Ｐとなり、反対方
向Ｐ’へ反転することがない。言い換えると、荷重Ｎが
反転することのないように、油圧室４０内の油圧が設定
されている。このため、図２に示すように、雄ネジ部３
３ａの主方向Ｐ側の歯面が雌ネジ部３３ｂの反対方向
Ｐ’側の歯面に常に押し付けられた状態に維持される。
従って、バックラッシュ３３ｃ間での雄ネジ部３３ａと
雌ネジ部３３ｂの衝突による音振性能の悪化を確実に防
止できる。
【００４３】また、油圧室４０内の作動油は雄ネジ部３
３ａと雌ネジ部３３ｂとの噛合部にも適宜供給されるた
め、歯面間の潤滑性、耐久性を向上することもできる。
更に、油圧室４０への供給油路４２に逆止弁４４が設け
られているため、油圧室４０内の作動油がオイルポンプ
４３側へ逆流することを確実に防止できる。
３ａと雌ネジ部３３ｂとの噛合部にも適宜供給されるた
め、歯面間の潤滑性、耐久性を向上することもできる。
更に、油圧室４０への供給油路４２に逆止弁４４が設け
られているため、油圧室４０内の作動油がオイルポンプ
４３側へ逆流することを確実に防止できる。
【００４４】図４は油圧調整弁４８等の制御の流れを示
すフローチャートであり、本ルーチンは例えば制御部に
より所定時間毎に実行される。先ずＳ（ステップ）１１
では、機関回転数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θ
ｃｓ等が読み込まれる。Ｓ１２では、機関回転数や吸入
空気量等に基づいて、目標圧縮比εｇｏａｌが算出さ
れ、Ｓ１３では、制御軸角度θｃｓに基づいて現在の実
圧縮比εｎｏｗが算出される。Ｓ１４では、目標圧縮比
εｇｏａｌが実圧縮比εｎｏｗを越えているか判定され
る。
すフローチャートであり、本ルーチンは例えば制御部に
より所定時間毎に実行される。先ずＳ（ステップ）１１
では、機関回転数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θ
ｃｓ等が読み込まれる。Ｓ１２では、機関回転数や吸入
空気量等に基づいて、目標圧縮比εｇｏａｌが算出さ
れ、Ｓ１３では、制御軸角度θｃｓに基づいて現在の実
圧縮比εｎｏｗが算出される。Ｓ１４では、目標圧縮比
εｇｏａｌが実圧縮比εｎｏｗを越えているか判定され
る。
【００４５】往復子３２を高圧縮比方向へ移動させる場
合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合には、Ｓ１
４からＳ１５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これ
により、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜
排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避
できる。次いでＳ１６においてモータの出力軸３９を高
圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向
へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する
場合には、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８を
閉弁する。これにより、作動油が排出油路４７を通して
排出されることがなく、油圧室４０内へ作動油を好適に
充填することができる。同様に、往復子３２を現位置に
保持する場合、つまり油圧室４０の容積を一定に保持す
る場合にも、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８
を閉じる。これにより、作動油が排出油路４７を通して
排出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑
制される。次いで、機関圧縮比を減少させる場合には、
Ｓ１８からＳ１９へ進み、モータの出力軸３９を低圧縮
比側へ駆動する。
合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合には、Ｓ１
４からＳ１５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これ
により、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜
排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避
できる。次いでＳ１６においてモータの出力軸３９を高
圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向
へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する
場合には、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８を
閉弁する。これにより、作動油が排出油路４７を通して
排出されることがなく、油圧室４０内へ作動油を好適に
充填することができる。同様に、往復子３２を現位置に
保持する場合、つまり油圧室４０の容積を一定に保持す
る場合にも、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８
を閉じる。これにより、作動油が排出油路４７を通して
排出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑
制される。次いで、機関圧縮比を減少させる場合には、
Ｓ１８からＳ１９へ進み、モータの出力軸３９を低圧縮
比側へ駆動する。
【００４６】なお、往復子３２の振動をより確実に防止
するために、油圧調整弁４８を閉じて油圧室４０に作動
油を封じ込めた状態で、往復子３２を高圧縮比方向へ移
動させることにより、オイルポンプ４３の吐出圧よりも
高い油圧を油圧室４０へ作用させることも可能である。
するために、油圧調整弁４８を閉じて油圧室４０に作動
油を封じ込めた状態で、往復子３２を高圧縮比方向へ移
動させることにより、オイルポンプ４３の吐出圧よりも
高い油圧を油圧室４０へ作用させることも可能である。
【００４７】次に、図５〜８を参照して、制御軸２３へ
作用する入力トルクＴが反転する場合、つまり往復子３
２への往復荷重Ｎが反転する場合について考察する。な
お、図５〜８では、横軸をクランク角、縦軸を制御軸２
３へ作用する入力トルクとしている。クランク角は、図
１に示すようにクランクピン１７の軸心がクランクシャ
フト１６の軸心に対してスラスト−反スラスト方向に位
置する状態を０°としている。また、制御軸トルクＴ
は、ピストン１４へ下向きの燃焼荷重Ｆｐが作用する際
の方向（図１の時計回り方向）を正としている。つま
り、制御軸トルクＴが正の値のとき、主方向Ｐの往復荷
重Ｎが作用し、負の値のときに反対方向Ｐ’の往復荷重
Ｎ’が作用する関係にある。また、図５〜８は、それぞ
れ機関回転数が３０００，４０００，５０００，６００
０ｒｐｍの場合を示している。
作用する入力トルクＴが反転する場合、つまり往復子３
２への往復荷重Ｎが反転する場合について考察する。な
お、図５〜８では、横軸をクランク角、縦軸を制御軸２
３へ作用する入力トルクとしている。クランク角は、図
１に示すようにクランクピン１７の軸心がクランクシャ
フト１６の軸心に対してスラスト−反スラスト方向に位
置する状態を０°としている。また、制御軸トルクＴ
は、ピストン１４へ下向きの燃焼荷重Ｆｐが作用する際
の方向（図１の時計回り方向）を正としている。つま
り、制御軸トルクＴが正の値のとき、主方向Ｐの往復荷
重Ｎが作用し、負の値のときに反対方向Ｐ’の往復荷重
Ｎ’が作用する関係にある。また、図５〜８は、それぞ
れ機関回転数が３０００，４０００，５０００，６００
０ｒｐｍの場合を示している。
【００４８】図５〜８に示すように、４気筒の内燃機関
では、各気筒が圧縮上死点を迎える９０°毎にトルクが
最大値となり、各最大値と約４５°ずれる形で９０°毎
にトルクが最小値となる。
では、各気筒が圧縮上死点を迎える９０°毎にトルクが
最大値となり、各最大値と約４５°ずれる形で９０°毎
にトルクが最小値となる。
【００４９】トルクが小さくなる原因は、主として慣性
荷重（燃焼荷重Ｆｐと反対方向のピストン上向きの荷
重）が大きくなるためである。この慣性荷重は、機関回
転数の増加に伴って大きくなる傾向にある。このため、
図５に示すように、所定の最低機関回転数α（例えば約
３０００ｒｐｍ）以下の運転域では、合計トルクＴの最
小値が正の値であり、トルクの向きは常に正方向（低圧
縮比方向）となるため、制御軸トルクＴや往復荷重Ｎが
反転するおそれもない。
荷重（燃焼荷重Ｆｐと反対方向のピストン上向きの荷
重）が大きくなるためである。この慣性荷重は、機関回
転数の増加に伴って大きくなる傾向にある。このため、
図５に示すように、所定の最低機関回転数α（例えば約
３０００ｒｐｍ）以下の運転域では、合計トルクＴの最
小値が正の値であり、トルクの向きは常に正方向（低圧
縮比方向）となるため、制御軸トルクＴや往復荷重Ｎが
反転するおそれもない。
【００５０】このように制御軸トルクや往復荷重が反転
することのない最低機関回転数αは、機関負荷や制御軸
２３の角度によっても変化するため、好ましくは機関負
荷や制御軸２３の角度に応じて設定される。このように
して設定される所定の最低回転数αよりも低い回転域で
は、入力トルクＴや往復荷重Ｎが反転するおそれがない
ため、油圧調整弁４８を開いて、油圧室４０内の油圧を
低下させ、オイルポンプ４３への負荷を低減して機関効
率を向上させる。一方、最低機関回転数α以上の回転域
で運転されている場合、そのままでは制御軸トルクＴや
往復荷重Ｎが反転するため、この反転を防止するための
十分な油圧が得られるように、油圧調整弁４８を閉弁す
る。
することのない最低機関回転数αは、機関負荷や制御軸
２３の角度によっても変化するため、好ましくは機関負
荷や制御軸２３の角度に応じて設定される。このように
して設定される所定の最低回転数αよりも低い回転域で
は、入力トルクＴや往復荷重Ｎが反転するおそれがない
ため、油圧調整弁４８を開いて、油圧室４０内の油圧を
低下させ、オイルポンプ４３への負荷を低減して機関効
率を向上させる。一方、最低機関回転数α以上の回転域
で運転されている場合、そのままでは制御軸トルクＴや
往復荷重Ｎが反転するため、この反転を防止するための
十分な油圧が得られるように、油圧調整弁４８を閉弁す
る。
【００５１】このような制御の流れを図９及び図１０を
参照して詳細に説明する。先ず、Ｓ２１では、機関回転
数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θｃｓ等が読み込
まれる。Ｓ２２では、機関回転数や吸入空気量等に基づ
いて目標圧縮比εｇｏａｌが算出され、Ｓ２３では、制
御軸角度θｃｓに基づいて現在の実圧縮比εｎｏｗが算
出される。Ｓ２４では、目標圧縮比εｇｏａｌが実圧縮
比εｎｏｗを越えているか判定される。
参照して詳細に説明する。先ず、Ｓ２１では、機関回転
数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θｃｓ等が読み込
まれる。Ｓ２２では、機関回転数や吸入空気量等に基づ
いて目標圧縮比εｇｏａｌが算出され、Ｓ２３では、制
御軸角度θｃｓに基づいて現在の実圧縮比εｎｏｗが算
出される。Ｓ２４では、目標圧縮比εｇｏａｌが実圧縮
比εｎｏｗを越えているか判定される。
【００５２】往復子３２を高圧縮比方向Ｐ’へ移動させ
る場合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合、Ｓ２
４からＳ２５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これ
により、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜
排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避
できる。次いでＳ２６においてモータの出力軸３９を高
圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向
へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する
場合、あるいは往復子３２を現位置に保持する場合、す
なわち油圧室４０の容積を一定に保持する場合、Ｓ２４
からＳ２７へ進み、機関運転状態に基づいて制御軸トル
クＴの波形（図５〜図８参照）を算出する。
る場合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合、Ｓ２
４からＳ２５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これ
により、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜
排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避
できる。次いでＳ２６においてモータの出力軸３９を高
圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向
へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する
場合、あるいは往復子３２を現位置に保持する場合、す
なわち油圧室４０の容積を一定に保持する場合、Ｓ２４
からＳ２７へ進み、機関運転状態に基づいて制御軸トル
クＴの波形（図５〜図８参照）を算出する。
【００５３】続くＳ２８では、高圧縮比側（反対方向）
Ｐ’への入力トルクが存在するか、つまり制御軸トルク
が反転するかを判定する。言い換えると、上記の最低機
関回転数α以上の回転域で運転されているかを判定す
る。
Ｐ’への入力トルクが存在するか、つまり制御軸トルク
が反転するかを判定する。言い換えると、上記の最低機
関回転数α以上の回転域で運転されているかを判定す
る。
【００５４】制御軸トルクが反転すると判定された場
合、Ｓ２９へ進み、油圧調整弁４８を閉弁する。これに
より、油圧室４０内の作動油が排出油路４７を通して排
出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑制
される。このため、油圧室４０内の油圧により制御軸ト
ルクの反転を効果的に防止することができる。一方、制
御軸トルクが反転しないと判定された場合、Ｓ３０へ進
み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４
０内の不要な油圧の上昇が回避される。次いで、機関圧
縮比を減少させる場合には、Ｓ３１からＳ３２へ進み、
モータの出力軸３９を低圧縮比側へ駆動する。
合、Ｓ２９へ進み、油圧調整弁４８を閉弁する。これに
より、油圧室４０内の作動油が排出油路４７を通して排
出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑制
される。このため、油圧室４０内の油圧により制御軸ト
ルクの反転を効果的に防止することができる。一方、制
御軸トルクが反転しないと判定された場合、Ｓ３０へ進
み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４
０内の不要な油圧の上昇が回避される。次いで、機関圧
縮比を減少させる場合には、Ｓ３１からＳ３２へ進み、
モータの出力軸３９を低圧縮比側へ駆動する。
【００５５】また、図５〜８に示すように、機関回転数
の増加に伴って、部品慣性力が増大し、高圧縮比側への
制御軸トルクが大きくなる傾向にある。つまりトルク最
小値が小さくなり、制御軸トルクＴが反転し易くなる傾
向にある。そこで、機関回転数の増加に伴って油圧室４
０内の油圧を上昇させることにより、機関回転数に応じ
て効率的に制御軸トルクＴの反転を防止することができ
る。なお、オイルポンプ４３がクランクシャフト１６の
回転動力により駆動される形式であれば、機関回転数の
増加に伴ってオイルポンプ４３の駆動力が増加するた
め、自ずと油圧室４０内の油圧が上昇することになる。
の増加に伴って、部品慣性力が増大し、高圧縮比側への
制御軸トルクが大きくなる傾向にある。つまりトルク最
小値が小さくなり、制御軸トルクＴが反転し易くなる傾
向にある。そこで、機関回転数の増加に伴って油圧室４
０内の油圧を上昇させることにより、機関回転数に応じ
て効率的に制御軸トルクＴの反転を防止することができ
る。なお、オイルポンプ４３がクランクシャフト１６の
回転動力により駆動される形式であれば、機関回転数の
増加に伴ってオイルポンプ４３の駆動力が増加するた
め、自ずと油圧室４０内の油圧が上昇することになる。
【００５６】図１１及び図１２は、それぞれ第２，第３
実施例に係る可変圧縮比機構の構成を示している。な
お、図１に示す第１実施例と同様の構成部分には同じ参
照符号を付して重複する説明を適宜省略する。
実施例に係る可変圧縮比機構の構成を示している。な
お、図１に示す第１実施例と同様の構成部分には同じ参
照符号を付して重複する説明を適宜省略する。
【００５７】図１１に示す第２実施例では、油圧室４０
内の油圧により往復子３２が押圧される方向と同方向
に、往復子３２を押圧するスプリング５０が設けられて
いる。つまり、スプリング５０は、往復子３２の端面３
２ａとキャップ部３４ａとの間に圧縮状態で介装されて
いる。このスプリング５０により、油圧室４０に気泡が
混入した場合のように、油圧による往復子３２への押圧
力が低下してしまう場合にも、スプリング５０が発生す
るバネ力により往復子３２への押圧力を確実に確保する
ことができ、ひいては往復子３２への往復荷重Ｎの反転
をより確実に防止することができる。
内の油圧により往復子３２が押圧される方向と同方向
に、往復子３２を押圧するスプリング５０が設けられて
いる。つまり、スプリング５０は、往復子３２の端面３
２ａとキャップ部３４ａとの間に圧縮状態で介装されて
いる。このスプリング５０により、油圧室４０に気泡が
混入した場合のように、油圧による往復子３２への押圧
力が低下してしまう場合にも、スプリング５０が発生す
るバネ力により往復子３２への押圧力を確実に確保する
ことができ、ひいては往復子３２への往復荷重Ｎの反転
をより確実に防止することができる。
【００５８】図１２に示す第３実施例では、第１実施例
に対してアクチュエータ３０’の構成が異なっている。
すなわち、モータの出力軸に固定又は一体化された棒状
の回転子３４’の外周面に雄ネジ部３３ａ’が形成され
ており、往復子３２’の円筒状の基端部に、雄ネジ部３
３ａ’に噛合する雌ネジ部３３ｂ’が形成されている。
に対してアクチュエータ３０’の構成が異なっている。
すなわち、モータの出力軸に固定又は一体化された棒状
の回転子３４’の外周面に雄ネジ部３３ａ’が形成され
ており、往復子３２’の円筒状の基端部に、雄ネジ部３
３ａ’に噛合する雌ネジ部３３ｂ’が形成されている。
【００５９】また、周方向溝４５’及び径方向孔４６’
を経て雄ネジ部３３ａ’と雌ネジ部３３ｂ’の噛合部分
へ供給された作動油は、ケーシング３１’の基端部に画
成された補助油圧室５１及び補助排出油路５２を経て、
排出油路４７における油圧調整弁４８の下流側へ合流す
るように構成されている。
を経て雄ネジ部３３ａ’と雌ネジ部３３ｂ’の噛合部分
へ供給された作動油は、ケーシング３１’の基端部に画
成された補助油圧室５１及び補助排出油路５２を経て、
排出油路４７における油圧調整弁４８の下流側へ合流す
るように構成されている。
【００６０】このような第３実施例の構成では、第１実
施例の構成に比して、軸受３８等を省略することがで
き、構成が簡素化されることに加え、回転子３４’を小
径化できるため、回転慣性モーメントを小さくして圧縮
比の切換え応答性を向上することができる。
施例の構成に比して、軸受３８等を省略することがで
き、構成が簡素化されることに加え、回転子３４’を小
径化できるため、回転慣性モーメントを小さくして圧縮
比の切換え応答性を向上することができる。
【図１】本発明に係る可変圧縮比機構の第１実施例を示
す概略構成図。
す概略構成図。
【図２】往復子と回転子の噛合部分を示す断面対応図。
【図３】往復子に作用する往復荷重及びその方向を示す
特性図。
特性図。
【図４】本実施例に係る制御の流れを示すフローチャー
ト。
ト。
【図５】３０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラ
フ。
フ。
【図６】４０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラ
フ。
フ。
【図７】５０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラ
フ。
フ。
【図８】６０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラ
フ。
フ。
【図９】本実施例に係る制御の流れを示すフローチャー
ト。
ト。
【図１０】本実施例に係る油圧調整弁の設定例を示す
図。
図。
【図１１】本発明に係る可変圧縮比機構の第２実施例を
示す概略構成図。
示す概略構成図。
【図１２】本発明に係る可変圧縮比機構の第３実施例を
示す概略構成図。
示す概略構成図。
【図１３】先行技術に係る可変圧縮比機構を示す概略構
成図。
成図。
１４…ピストン １５…ピストンピン １６…クランクシャフト １７…クランクピン ２１…ロアーリンク ２２…アッパーリンク ２３…制御軸 ２４…偏心カム ２５…制御リンク ３２…往復子 ３３ａ，３３ｂ…ネジ部 ３４…回転子 ４０…油圧室 ４２…供給油路 ４４…逆止弁 ４７…排出油路 ４８…油圧調整弁 ５０…スプリング（付勢手段）
Claims (11)
- 【請求項１】 ピストンのピストンピンとクランクシャ
フトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリンク
と、偏心カムが設けられた制御軸と、上記複数のリンク
の一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カムに他
端が連結された制御リンクと、上記制御軸に先端部が連
携された往復子と、この往復子の基端部にネジ部を介し
て噛合する回転子と、を有し、 上記回転子を往復子の軸回りに回転駆動することによ
り、上記往復子が軸方向へ移動するとともに上記制御軸
が回転して機関圧縮比が変化するように構成された内燃
機関の可変圧縮比機構において、 上記往復子の基端部側の軸方向端面に臨んだ油圧室を有
し、この油圧室内の油圧により、上記往復子が、ピスト
ン上下動に基づく上記往復子へ作用する軸方向の往復荷
重のうち、ピストン下降時に上記往復子に作用する荷重
の方向と同方向に押圧されることを特徴とする内燃機関
の可変圧縮比機構。 - 【請求項２】 上記往復子が押圧された場合に、上記制
御軸が低圧縮比方向へ回転する様に上記油圧室を設けた
ことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮
比機構。 - 【請求項３】 上記油圧室へ作動油を供給する供給油路
に逆止弁が配設されていることを特徴とする請求項１又
は２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項４】 上記油圧室から作動油を排出する排出油
路に油圧調整弁が配設されており、少なくとも上記油圧
室の容積が減少する方向へ往復子が移動するときには、
上記油圧調整弁を開弁することを特徴とする請求項１〜
３のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項５】 機関負荷及び制御軸の角度に基づいて上
記往復荷重が反転することのない所定の最低機関回転数
を算出する手段を有し、 上記最低機関回転数以上で、かつ、上記油圧室の容積が
増加又は保持されるときには、上記油圧調整弁を閉弁す
ることを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の可変圧
縮比機構。 - 【請求項６】 機関回転数が高いほど、上記油圧室内の
油圧を高くすることを特徴とする請求項１〜５のいずれ
かに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項７】 上記油圧室へ作動油を圧送するオイルポ
ンプが、上記クランクシャフトの回転動力により駆動さ
れることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の
内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項８】 上記油圧室から作動油を排出する排出油
路に、所定油圧以上で開弁する油圧リリーフ弁が配設さ
れていることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記
載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項９】 上記ネジ部が互いに噛合する雄ネジ部及
び雌ネジ部により構成され、上記雄ネジ部が往復子の基
端部の外周面に形成され、上記雌ネジ部が円筒状の回転
子の外周面に形成されていることを特徴とする請求項１
〜８のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項１０】 上記ネジ部が互いに噛合する雄ネジ部
及び雌ネジ部により構成され、上記雄ネジ部が回転子の
外周面に形成され、上記雌ネジ部が往復子の円筒状の基
端部の内周面に形成されていることを特徴とする請求項
１〜８のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 【請求項１１】 上記往復荷重のうちのピストン下降時
に上記往復子に作用する荷重の方向と同方向へ往復子を
付勢する付勢手段を有することを特徴とする請求項１〜
１０のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
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