【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、複リンク式のピストン−クランク機構を利用した内燃機関の圧縮比制御装置に関し、特にその圧縮比の可変制御を行うアクチュエータ部分の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
本出願人は、先に、レシプロ式内燃機関の圧縮比可変機構として、複リンク式ピストン−クランク機構を用い、そのリンク構成の一部を動かすことによりピストン上死点位置を変化させるようにした機構を種々提案している（例えば特許文献１）。これは、ピストンにピストンピンを介して連結されたアッパリンクと、上記アッパリンクにアッパピンを介して揺動可能に連結され、かつクランクシャフトのクランクピンに回転可能に装着されたロアリンクと、一端部が上記ロアリンクにコントロールピンを介して揺動可能に連結されたコントロールリンクと、シリンダブロックに回転可能に設けられ、かつ上記コントロールリンクの他端部を揺動自在に支持する偏心カム部を備えたコントロールシャフトと、を備えたものであって、上記コントロールシャフトの回転位置（つまり偏心カム部の偏心方向）をアクチュエータを介して機関運転条件に応じて制御することで機関圧縮比を可変制御する構成となっている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２００２−２１５９２号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような構成においては、機関の運転中にコントロールリンクに加わる荷重が上記偏心カム部に作用し、この結果、コントロールシャフトに回転モーメントが発生するので、コントロールシャフトを回転方向に駆動するアクチュエータは、圧縮比変化中は勿論のこと、圧縮比を一定に保持する間も、この回転モーメントに対抗する必要がある。ここで、アクチュエータの駆動に消費されるエネルギが過度に大きいと、圧縮比の可変制御による燃費向上効果が著しく相殺されてしまう。また、一方、例えば低負荷から高負荷へと変化する過渡時などは、圧縮比を速やかに低圧縮比へと変化させないと、ノッキングが生じるといった問題がある。
【０００５】
この発明は、上記のような圧縮比制御装置に特有な種々の要求を考慮し、アクチュエータの駆動に伴う消費エネルギが最小となり、かつ所要の応答性を確保することが可能な内燃機関の圧縮比制御装置を提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
この発明に係る内燃機関の圧縮比制御装置は、請求項１に記載のように、シリンダ内を往復動するピストンにピストンピンを介して連結された第１リンクと、この第１リンクに揺動可能に連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に装着された第２リンクと、一端部が上記第２リンクに揺動可能に連結された第３リンクと、シリンダブロックに回転可能に設けられ、かつ上記第３リンクの他端部を揺動自在に支持する偏心カム部を備えたコントロールシャフトと、このコントロールシャフトの回転位置を制御するアクチュエータと、を備えており、上記コントロールシャフトの回転位置を制御することによって機関圧縮比を変化させるようになっている。
【０００７】
そして、特に、本発明では、上記アクチュエータとして油圧アクチュエータを用いており、さらに、この油圧アクチュエータを駆動する油圧源として、高圧油圧源と低圧油圧源との２系統を備えている。
【０００８】
従って、例えば、機関圧縮比を一定圧縮比に保持するときには、上記低圧油圧源から上記油圧アクチュエータへ漏れ量の補充を行うことができる。特に、高圧縮比に保持するときには、後述するように、一般に、コントロールシャフトに作用する回転モーメントが主に筒内圧力に起因するものとなり、サイクリックに変動するので、油圧アクチュエータの油圧室内の油圧もサイクリックに変動する。そのため、低圧油圧源であっても、その低圧期間中に、漏れ量の補充が可能である。
【０００９】
また、機関圧縮比を変化させるときには、上記高圧油圧源から上記油圧アクチュエータへ作動油の供給を行うことができ、これにより必要な応答性を確保し得る。
【００１０】
【発明の効果】
この発明によれば、油圧アクチュエータを駆動する油圧源として高圧油圧源と低圧油圧源とを用いることで、アクチュエータの駆動に伴う消費エネルギを最小としつつ、所要の応答性を確保することができる。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１２】
図１は、この発明に係る内燃機関の圧縮比制御装置の一実施例を示している。この内燃機関は、例えば直列４気筒の火花点火式ガソリン機関であって、公称圧縮比εを可変制御する可変圧縮比機構１と、ノッキングを検出するノックセンサ３の検出信号に基づいて、微弱なノッキング状態となるように、点火時期を制御する点火進角制御装置２と、上記可変圧縮比機構１および点火進角制御装置２を制御するエンジンコントロールユニット４と、を備えている。上記エンジンコントロールユニット４は、機関運転条件に対応して目標圧縮比を予め割り付けた圧縮比制御マップを備えており、また、図示せぬセンサ類によって検出された機関回転数信号、負荷信号、吸入負圧信号、排気温度信号、などが入力されている。上記可変圧縮比機構１は、後述するように回転型の油圧アクチュエータ５によって圧縮比制御がなされるものであり、上記エンジンコントロールユニット４は、油圧装置６を介して上記油圧アクチュエータ５を駆動している。
【００１３】
図２は、上記可変圧縮比機構１の構成を示す図である。
【００１４】
クランクシャフト５１は、複数のジャーナル部５２とクランクピン部５３とを備えており、シリンダブロック５０の主軸受に、ジャーナル部５２が回転自在に支持されている。上記クランクピン部５３は、ジャーナル部５２から所定量偏心しており、ここに第２リンクとなるロアリンク５４が回転自在に連結されている。
【００１５】
上記ロアリンク５４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に上記クランクピン部５３が嵌合している。
【００１６】
第１リンクとなるアッパリンク５５は、下端側が連結ピン５６によりロアリンク５４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン５７によりピストン５８に回動可能に連結されている。上記ピストン５８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック５０のシリンダ５９内を往復動する。
【００１７】
第３リンクとなるコントロールリンク６０は、上端側が連結ピン６１によりロアリンク５４の他端に回動可能に連結され、下端側がコントロールシャフト６２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック５０の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、コントロールシャフト６２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部６２ａを有し、この偏心カム部６２ａに上記コントロールリンク６０下端部が回転可能に嵌合している。
【００１８】
上記コントロールシャフト６２は、図３に示すように、気筒列方向に沿ってクランクシャフト５１と平行に配置されており、４箇所に上記偏心カム部６２ａが形成され、４つの気筒のコントロールリンク６０がそれぞれ連係している。そして、機関長手方向の端部において、上記油圧アクチュエータ５が同軸状に取り付けられており、該アクチュエータ５によってその回動位置が制御される。
【００１９】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構１においては、上記コントロールシャフト６２が上記油圧アクチュエータ５によって回動されると、偏心カム部６２ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク６０の下端の揺動支持位置が変化する。そして、上記コントロールリンク６０の揺動支持位置が変化すると、ピストン５８の行程が変化し、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン５８の位置が高くなったり（図６参照）低くなったり（図５参照）する。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。図６，図５は、高圧縮比状態と低圧縮比状態とを代表的に示しているが、これらの間で圧縮比を連続的に変化させることができる。
【００２０】
上記可変圧縮比機構１による圧縮比の制御特性、換言すれば圧縮比制御マップに設定されている運転条件に対応した目標圧縮比の特性を図７に示す。この図７は、過給機関の例であるが、図示するように、一般に、機関の負荷が高いほど低圧縮比となるように制御される。
【００２１】
また、上記の複リンク式可変圧縮比機構１においては、リンクディメンジョンを適切に選定することにより、単振動に近いピストンストローク特性が得られる。この単振動に近いストローク特性は振動騒音の上でも有利ではあるが、特に、上死点付近のピストン速度が、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構に比べて緩やかとなる利点がある。
【００２２】
なお、ピストン運動を単振動運動に近づけるための具体的なリンク構成の一例は下記の通りである。
【００２３】
まず図４（ａ）に示すように、クランクシャフト５１の回転中心（ジャーナル部５２の軸心）Ｏを原点とし、ピストンピン５７及びその往復軸線ｌと直交する方向（スラスト−反スラスト方向）と平行にｘ軸をとり、ピストンピン５７の往復軸線ｌと平行にｙ軸をとり、かつ、クランクシャフト５１の回転方向を反時計回り方向と定義した場合、ピストンピン５７の軸心Ｏｃを通る往復軸線（≒シリンダ５９の軸線）ｌのｘ座標が負の値となり、コントロールリンク６０の揺動中心となる偏心カム部６２ａの軸心Ｏａのｘ座標が正の値となるように設定されている。
【００２４】
そして、図４（ｂ）のように、
クランクシャフト５１の軸心Ｏとクランクピン部５３の軸心Ｏｅとの距離をＬ１；
クランクピン部５３の軸心Ｏｅと、ロアリンク５４とコントロールリンク６０とを相対回転可能に連結する連結ピン６１の軸心Ｏｆと、の距離をＬ２；
コントロールリンク６０のリンク長をＬ３；
クランクピン部５３の軸心Ｏｅと、アッパリンク５５とロアリンク５４とを相対回転可能に連結する連結ピン５６の軸心Ｏｄと、の距離をＬ４；
上記軸心Ｏｆと軸心Ｏｄとの距離をＬ５；
アッパリンク５５のリンク長をＬ６；
コントロールリンク６０の揺動軸心Ｏａの座標位置を（ＸＣ，ＹＣ）；
ピストンピン５７の往復軸線ｌのｘ座標をｘ４；
と定義した場合、以下の比が成立するように設定されている。
【００２５】
【数１】
Ｌ１：Ｌ２：Ｌ３：Ｌ４：Ｌ５：Ｌ６：ＸＣ：ＹＣ：ｘ４
≒１：２．４：２．６５〜３．５：０．６９：３．０〜３．４：３．３〜３．５５：３．２〜３．５５：−２〜−１．３５：−１〜−０．６
なお、ＸＣ，ＹＣはコントロールシャフト６２の回動位置によって変化するが、コントロールシャフト６２の回動位置が制御範囲内にあるときは、常に上記の比が成立するように設定されている。
【００２６】
このようなリンク構成とすれば、ピストン運動が単振動運動に近似し、上死点付近のピストン運動が緩やかなものとなる。
【００２７】
次に、上記油圧アクチュエータ５として、その変換角（コントロールシャフト６２の回転角）が約９０°の場合の実施例について説明する。
【００２８】
図５には、最も低い圧縮比に制御した状態でのコントロールシャフト６２の偏心カム部６２ａの姿勢と、これが受ける荷重の方向と、を示している。上記のリンク構成では、偏心カム部６２ａが相対的に高位に位置することで低圧縮比となるが、低圧縮比条件というのは、一般的にノッキングの厳しい高負荷条件であるから、アッパリンク５５、ロアリンク５４およびコントロールリンク６０を経由して、偏心カム部６２ａに作用する荷重が大きい。そのため、図示するように、この条件のときに、偏心カム部６２ａの偏心方向と荷重（平均値）方向とが概略一致するような設定としてある。これにより、コントロールシャフト６２を経由して大きな回転モーメントが油圧アクチュエータ５に作用することがない。
【００２９】
これに対し、図６に示す最も高い圧縮比の条件では、偏心カム部６２ａが相対的に低位となるように、コントロールシャフト６２が９０°回転し、コントロールリンク６０の揺動中心つまり偏心カム部６２ａの中心が図の左下方向に移動する。このため、偏心カム部６２ａの偏心方向が、コントロールリンク６０を経由して加わる荷重の方向に対し、ほぼ直交したものとなり、上記の荷重により、コントロールシャフト６２に回転モーメントが発生しやすくなる。
【００３０】
しかしながら、高圧縮比に制御する条件は、一般的に低速低負荷領域（図７参照）であるため、作用する荷重自体が小さいこともあり、耐久性ないし信頼性の点で問題が生じることはない。そして、本発明では、油圧源として低圧油圧源を併用することで、このような姿勢でモーメント荷重を継続して受ける場合の作動油の洩れに起因するエネルギー消費の問題を回避することができる。
【００３１】
図８は、図１の油圧装置６に相当する本発明の要部の一実施例を示している。前述したように、変換角（コントロールシャフト６２の回転角）は約９０°の例であり、ダブルベーン構造の回転型油圧アクチュエータ５が用いられる。このダブルベーン構造のものでは、各ベーン１１，１１を挟んで一対ずつ計４つの油圧室が構成されるが、図の時計回り方向に回転させるための２つの油圧室は実質的に等価なものであり、作動油の導入排出が同時になされるので、これらを第１油圧室１２と総称する。同様に、図の反時計回り方向に回転させるための２つの油圧室も、作動油の導入排出が同時になされるものであり、第２油圧室１３と総称する。
【００３２】
これらの第１，第２油圧室１２，１３は、４ポート３位置電磁切換弁からなる方向切換弁１５を介して、油圧導入通路１６およびドレン通路１７に、後述するように適宜に接続されるようになっている。上記ドレン通路１７の先端は、オイルパン１８に開放されている。
【００３３】
また、上記油圧導入通路１６は、その上流側が、低圧側油圧導入通路２１と高圧側油圧導入通路２２とに分岐しており、低圧側油圧導入通路２１は、低圧油圧源としての内燃機関の潤滑用オイルギャラリに連通している。換言すれば、内燃機関の潤滑用オイルポンプ（図示せず）による比較的低圧のオイルの供給を受けるようになっている。また、上記低圧側油圧導入通路２１には、高圧側油圧導入通路２２からの作動油の逆流を阻止するための逆止弁（第２逆止弁）２３が介装されている。
【００３４】
一方、上記高圧側油圧導入通路２２には、高圧油圧源として、電動高圧油圧ポンプ２５と油圧アキュムレータ２６とが接続されている。上記電動高圧油圧ポンプ２５は、電動モータ２５ａによって駆動されるものであるが、油圧アキュムレータ２６に設けられた油圧センサ２７の検出に基づいて上記電動高圧油圧ポンプ２５がＯＮ−ＯＦＦ制御され、油圧アキュムレータ２６内に常に高い油圧が蓄圧される。なお、上記高圧油圧ポンプ２５と油圧アキュムレータ２６との間には、作動油の逆流を阻止する逆止弁（第１逆止弁）２８が介装されている。また油圧アキュムレータ２６の下流に、該アキュムレータ２６からの高圧油圧の供給をＯＮ−ＯＦＦする開閉弁２９が介装されている。
【００３５】
次に、この実施例の作用を説明する。
【００３６】
図８は、前述した高圧縮比状態に保持する場合の制御状態を示している。すなわち、開閉弁２９は閉となっており、かつ方向切換弁１５では、第１油圧室１２およびドレン通路１７を遮断し、かつ第２油圧室１３を油圧導入通路１６に接続している。
【００３７】
高圧縮比保持の条件は、図７で示した低中速の運転領域である。コントロールシャフト６２に作用する回転力（モーメント荷重）は負荷の上昇とともに大となるが、この低中速の条件下では、ピストン５８から加わる荷重としては機関の筒内圧力が主体となるため、図９に示すように、コントロールシャフト６２に作用する回転力（モーメント荷重）Ｔｃがサイクリックに変化するものとなる。そのため、油圧アクチュエータ５の負荷側の油圧室となる第２油圧室１３（図中ではＢ室と略記する）の油圧も、サイクリックに変動する。ここで注目すべき点は、内燃機関の潤滑系のオイルギャラリ油圧レベルよりも第２油圧室１３の油圧が低下する期間が存在する点である。これは、図１０に示すように、例えば＃１気筒の爆発上死点位置からクランク角で９０°近くピストン５８が下降したときに、他の気筒も合わせたコントロールシャフトトルクが最低値をとるためである。なお、図１０の太実線が４気筒のトルクの合成、細実線が各気筒別のトルクである。もちろん、油圧レベルが低下する高温時や、一部の高負荷領域などでは、このような条件は存在しない可能性もある。しかしながら、油圧アクチュエータ５の油圧室の面積を適正に確保すれば、使用頻度の最も高い低負荷の定常走行時などは、このような油圧特性にすることが可能である。
【００３８】
上記のように、内燃機関のオイルギャラリ油圧レベルよりも第２油圧室１３の油圧が低下する期間が存在すると、図８に示した逆止弁２３の作用により、低圧側油圧導入通路２１を通して、このような期間にのみ少量の低圧作動油を第２油圧室１３内に導入することができる。油圧アクチュエータ５の回動位置を単に保持する場合には、高圧の作動油は必要なく、また洩れ量の補充以上の大量の給油も不要であるから、これで十分となる。そして、この間、電動高圧油圧ポンプ２５は基本的に停止状態となる。このようにすれば、高圧縮比状態保持のために高圧の電動高圧油圧ポンプ２５を運転する頻度および時間は大幅に少なくなり、可変圧縮比制御による燃費向上効果を目減りさせることがない。
【００３９】
次に、高圧縮比状態から低圧縮比に切り換える場合の方向切換弁１５等の状態を図１１に示す。この低圧縮比への切換の場合には、ノック発生を回避するために、高い切換速度が要求される。従って、低圧の潤滑用オイル供給源のみでは不十分である。そのため、この場合には、方向切換弁１５が、第１油圧室１２を油圧導入通路１６に、第２油圧室１３をドレン通路１７に、それぞれ接続する図示の位置に切り換えられるとともに、開閉弁２９が開に切り換えられ、油圧アキュムレータ２６から第１油圧室１２へ速やかに高圧作動油が導入される。これにより、油圧アクチュエータ５が直ちに回転し、低圧縮比状態に切り換えられる。なお、この場合、逆止弁２３により、オイルギャラリへの高圧作動油の流出が阻止される。低圧縮比に切り換わった後は、図示の状態を維持して高圧作動油を第１油圧室１２に導入し続けるようにすることも可能であるが、基本的には方向切換弁１５を図８に示す中立位置に戻し、かつ開閉弁２９をＯＦＦとして、低圧油圧源である潤滑系の油圧によって油圧アクチュエータ５の位置を保持することにより、消費するエネルギーを最小にできる。
【００４０】
低圧縮比状態から高圧縮比に切り換える場合の方向切換弁１５等の状態を図１２に示す。この高圧縮比側への切換では、燃費性能向上に必要な適度な切換速度が要求される。方向切換弁１５は図示の状態に切り換えられ、かつ開閉弁２９が開となって、高圧の作動油が油圧アクチュエータ５の第２油圧室１３に導入される。なお、この場合も、逆止弁２３により、オイルギャラリへの高圧作動油の流出が阻止される。また高圧縮比に切り換わった後は、エネルギ消費を最小とするために、前述したように方向切換弁１５を中立位置に戻し、かつ開閉弁２９を閉として、潤滑系の油圧によって油圧アクチュエータ５を保持する。
【００４１】
図１３に示すのは、偏心カム部６２ａの偏心方向と荷重ベクトルとのなす角度θによるモーメント荷重の特性である。これは単純な特性であり、θが９０°で最大値をとり、さらにθが増大すると再び減少し、０に近づく。図７に示した圧縮比制御マップによれば、低・中速の使用頻度の高い部分負荷運転領域では基本的に最高圧縮比に設定し、それを保持するといった現実的な圧縮比制御とすることが可能である。
【００４２】
次に、油圧アクチュエータ５の変換角（コントロールシャフト６２の回転角）をほぼ１８０°とした第２の実施例について説明する。図１４は最も高い圧縮比に制御した状態を示し、偏心カム部６２ａの偏心方向と荷重ベクトルとのなす角度θが０°となる。図１５は、最も低い圧縮比に制御した状態を示し、偏心カム部６２ａの偏心方向と荷重ベクトルとのなす角度θが１８０°となる。このような設定により、圧縮比可変範囲の両端の条件において、モーメント荷重の軽減が可能となっている。そして、前述の実施例に比較して、コントロールシャフト６２の回転角がほぼ２倍となっているため、偏心カム部６２ａ自体の偏心量はそれに対応した量に減らされている。
【００４３】
この実施例の油圧装置６の構成を図１６に示す。変換角をほぼ１８０°とするために、油圧アクチュエータ５としては、１枚のベーン１１で第１油圧室１２と第２油圧室１３とを仕切ったシングルベーン構造のものが用いられる。他の方向切換弁１５や開閉弁２９、電動高圧油圧ポンプ２５、油圧アキュムレータ２６等の構成は、前述した実施例と同様である。
【００４４】
次に、この実施例の作用を説明する。図１６は、高圧縮比状態に保持する場合の制御状態を示している。すなわち、開閉弁２９は閉となっており、かつ方向切換弁１５では、第１油圧室１２およびドレン通路１７を遮断し、かつ第２油圧室１３を油圧導入通路１６に接続している。従って、前述した実施例と同様に、低圧側油圧導入通路２１を通して、機関潤滑系の比較的低圧な作動油が、油圧アクチュエータ５の漏れ量を補うように第２油圧室１３内に導入される。
【００４５】
単に位置を保持するのであれば、前述のようにコントロールシャフト６２に作用する回転力（モーメント荷重）は小さいため、潤滑系の低圧オイルで十分となる。ベーンアクチュエータの場合、高圧時の洩れが問題になるが、潤滑用オイルの油圧のように数ｋｇ／ｃｍ２のオーダであれば、洩れ量は油圧に比例する形で非常に小さくなる。また、機関潤滑用のオイルポンプは潤沢にオイルを吐出しており、同じ洩れ量であっても、電動高圧油圧ポンプ２５よりも数倍効率が良いため、エネルギ消費への影響は桁違いに小さくなる。
【００４６】
次に、高圧縮比状態から低圧縮比に切り換える場合の方向切換弁１５等の状態を図１７に示す。この低圧縮比への切換の場合には、ノック発生を回避するために、高い切換速度が要求される。従って、この場合には、方向切換弁１５が、第１油圧室１２を油圧導入通路１６に、第２油圧室１３をドレン通路１７に、それぞれ接続する図示の位置に切り換えられるとともに、開閉弁２９が開に切り換えられ、油圧アキュムレータ２６から第１油圧室１２へ速やかに高圧作動油が導入される。これにより、油圧アクチュエータ５が直ちに回転し、低圧縮比状態に切り換えられる。なお、この場合、逆止弁２３により、オイルギャラリへの高圧作動油の流出が阻止される。低圧縮比に切り換わった後は、図示の状態を維持して高圧作動油を第１油圧室１２に導入し続けるようにすることも可能であるが、基本的には方向切換弁１５を図１６に示す中立位置に戻し、かつ開閉弁２９をＯＦＦとして、低圧油圧源である潤滑系の油圧によって油圧アクチュエータ５の位置を保持することにより、消費するエネルギを最小にできる。
【００４７】
低圧縮比状態から高圧縮比に切り換える場合の方向切換弁１５等の状態を図１８に示す。この高圧縮比側への切換では、燃費性能向上に必要な適度な切換速度が要求される。方向切換弁１５は図示の状態に切り換えられ、かつ開閉弁２９が開となって、高圧の作動油が油圧アクチュエータ５の第２油圧室１３に導入される。なお、この場合も、逆止弁２３により、オイルギャラリへの高圧作動油の流出が阻止される。また高圧縮比に切り換わった後は、エネルギ消費を最小とするために、前述したように方向切換弁１５を中立位置に戻し、かつ開閉弁２９を閉として、潤滑系の油圧によって油圧アクチュエータ５を保持する。
【００４８】
図１９は、ターボ過給機１０１を含む吸排気系の構成を示している。ターボ過給機１０１は、内燃機関の排気通路１０２に位置するタービン１０３と吸気通路１０４に位置するコンプレッサ１０５とを同軸状に連結した構成であり、運転条件に応じて過給圧を制御するために、タービン１０３の上流側から排気の一部をバイパスさせる排気バイパス弁１０６を備えている。また、吸気通路１０４のコンプレッサ１０５下流側には、過給圧を検出する過給圧センサ１０７が配置され、シリンダブロック５０に前述したようにノックセンサ３が配置されている。１０８は吸気弁、１０９は排気弁である。なお、この例では、吸気弁１０８の閉時期（ＩＶＣ）を可変制御可能な図示せぬ可変動弁機構を備えており、この可変動弁機構のアクチュエータ１１０がエンジンコントロールユニット４によって同時に制御される。
【００４９】
図２０は、前述した圧縮比制御を実現する具体的なフローチャートの一例を示す。前述した目標圧縮比εのマップを読み込んだ（ステップ１）後、機関運転条件（回転数、負荷等）の検出を行う（ステップ２）。次に、油圧アキュムレータ２６の油圧を判定し（ステップ３）、油圧が不足の場合は、電動高圧油圧ポンプ２５を作動させる（ステップ４）。次に、機関運転条件に対応して目標圧縮比εを設定し（ステップ５）、現在の圧縮比εが目標値に一致しているか判定する（ステップ６）。現在の圧縮比εが目標値に一致していれば、方向切換弁（フローチャート中ではＯＣＶと略記する）１５を中立位置とし（ステップ７）、かつ開閉弁２９を閉とする（ステップ８）。これにより、前述したように、低圧油圧源による保持がなされる。一方、現在の圧縮比εが目標値に不一致であれば、低圧縮比側へ動作させるのか高圧縮比側へ動作させるのかを判別し（ステップ９）、それぞれの方向に対応して、方向切換弁１５を切り換える（ステップ１０，１１）。そして、開閉弁２９を開とする（ステップ１２）。これにより、油圧アキュムレータ２６から高圧作動油が供給され、速やかに圧縮比εが変化する。なお、油圧アクチュエータ５の動作により圧縮比εが目標値に一致した後は、やはり、方向切換弁１５を中立位置とし（ステップ７）、かつ開閉弁２９を閉として（ステップ８）、低圧油圧源による保持とする。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係る内燃機関の圧縮比制御装置の一実施例を示す構成説明図。
【図２】可変圧縮比機構の構成を示す断面図。
【図３】コントロールシャフトおよび油圧アクチュエータの構成を示す側面図。
【図４】リンク構成の一例を示す説明図。
【図５】低圧縮比制御時のコントロールシャフトの姿勢と荷重との関係を示す説明図。
【図６】高圧縮比制御時のコントロールシャフトの姿勢と荷重との関係を示す説明図。
【図７】運転条件に対する目標圧縮比εの特性を示す特性図。
【図８】油圧装置の第１の実施例を、高圧縮比状態に保持するときの状態で示す油圧回路図。
【図９】高圧縮比状態に保持する間のコントロールシャフトのトルク、第２油圧室の油圧および第２油圧室への補充油量の変化を示す特性図。
【図１０】高圧縮比状態に保持する間のコントロールシャフトのトルク変化の詳細を示す特性図。
【図１１】低圧縮比側へ切り換えるときの状態を示す油圧回路図。
【図１２】高圧縮比側へ切り換えるときの状態を示す油圧回路図。
【図１３】偏心方向と荷重ベクトルとのなす角度θによるモーメント荷重の変化を示す特性図。
【図１４】変換角を１８０°とした場合の高圧縮比制御時のコントロールシャフトの姿勢と荷重との関係を示す説明図。
【図１５】同じく低圧縮比制御時のコントロールシャフトの姿勢と荷重との関係を示す説明図。
【図１６】油圧装置の第２の実施例を、高圧縮比状態に保持するときの状態で示す油圧回路図。
【図１７】低圧縮比側へ切り換えるときの状態を示す油圧回路図。
【図１８】高圧縮比側へ切り換えるときの状態を示す油圧回路図。
【図１９】ターボ過給機を備えた吸排気系の構成を示す説明図。
【図２０】圧縮比制御の流れを示すフローチャート。
【符号の説明】
５…油圧アクチュエータ
１５…方向切換弁
２５…電動高圧油圧ポンプ
２６…油圧アキュムレータ
２９…開閉弁
６２…コントロールシャフト[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a compression ratio control device for an internal combustion engine using a double-link type piston-crank mechanism, and more particularly to an improvement in an actuator portion that performs variable control of the compression ratio.
[0002]
[Prior art]
The present applicant previously used a double-link piston-crank mechanism as a variable compression ratio mechanism of a reciprocating internal combustion engine, and changed the position of piston top dead center by moving a part of the link configuration. Various mechanisms have been proposed (for example, Patent Document 1). An upper link connected to the piston via a piston pin, a lower link rotatably connected to the upper link via the upper pin, and rotatably mounted on the crankpin of the crankshaft, A control link whose portion is swingably connected to the lower link via a control pin, and an eccentric cam portion rotatably provided on the cylinder block and swingably supporting the other end of the control link. Variably controlling the engine compression ratio by controlling the rotational position of the control shaft (that is, the eccentric direction of the eccentric cam portion) according to engine operating conditions via an actuator. Configuration.
[0003]
[Patent Document 1]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-21592
[Problems to be solved by the invention]
In the above configuration, a load applied to the control link during operation of the engine acts on the eccentric cam portion, and as a result, a rotational moment is generated in the control shaft. It is necessary to counter this rotational moment not only during the change of the compression ratio, but also while maintaining the compression ratio constant. Here, if the energy consumed for driving the actuator is excessively large, the effect of improving the fuel efficiency by the variable control of the compression ratio is significantly offset. On the other hand, for example, during a transition from a low load to a high load, there is a problem that knocking occurs unless the compression ratio is promptly changed to a low compression ratio.
[0005]
The present invention takes into account various requirements specific to the above-described compression ratio control device, and minimizes the energy consumption associated with driving of the actuator, and enables the compression ratio of the internal combustion engine to ensure the required responsiveness. It is an object to provide a control device.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there is provided a compression ratio control device for an internal combustion engine, wherein the first link is connected to a piston reciprocating in the cylinder via a piston pin, and the first link swings. A second link rotatably mounted on a crank pin of a crankshaft, a third link having one end pivotally connected to the second link, and a rotatable cylinder block. A control shaft provided with an eccentric cam portion for swingably supporting the other end of the third link; and an actuator for controlling a rotational position of the control shaft. The engine compression ratio is changed by controlling the rotational position.
[0007]
Particularly, in the present invention, a hydraulic actuator is used as the actuator, and two systems of a high-pressure hydraulic source and a low-pressure hydraulic source are provided as hydraulic sources for driving the hydraulic actuator.
[0008]
Therefore, for example, when the engine compression ratio is maintained at a constant compression ratio, it is possible to replenish the amount of leakage from the low-pressure hydraulic source to the hydraulic actuator. In particular, when maintaining a high compression ratio, as described later, generally, the rotational moment acting on the control shaft is mainly caused by the in-cylinder pressure and fluctuates cyclically. Also fluctuates cyclically. Therefore, even with a low pressure hydraulic pressure source, it is possible to replenish the leakage amount during the low pressure period.
[0009]
Further, when changing the engine compression ratio, it is possible to supply the hydraulic oil from the high-pressure hydraulic source to the hydraulic actuator, thereby securing necessary responsiveness.
[0010]
【The invention's effect】
According to the present invention, by using the high-pressure hydraulic source and the low-pressure hydraulic source as the hydraulic source for driving the hydraulic actuator, required responsiveness can be secured while minimizing the energy consumption accompanying the driving of the actuator.
[0011]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0012]
FIG. 1 shows an embodiment of a compression ratio control device for an internal combustion engine according to the present invention. This internal combustion engine is, for example, an in-line four-cylinder spark-ignition gasoline engine, and based on detection signals from a variable compression ratio mechanism 1 that variably controls a nominal compression ratio ε and a knock sensor 3 that detects knocking, is weak. The engine includes an ignition advance control device 2 for controlling ignition timing so as to be in a knocking state, and an engine control unit 4 for controlling the variable compression ratio mechanism 1 and the ignition advance control device 2. The engine control unit 4 is provided with a compression ratio control map in which a target compression ratio is pre-assigned in accordance with the engine operating conditions. The engine control unit 4 also has an engine speed signal, a load signal, and a suction signal detected by sensors (not shown). A negative pressure signal, an exhaust temperature signal, and the like are input. The variable compression ratio mechanism 1 controls the compression ratio by a rotary hydraulic actuator 5 as described later. The engine control unit 4 drives the hydraulic actuator 5 via a hydraulic device 6 to drive the hydraulic actuator 5. I have.
[0013]
FIG. 2 is a diagram showing a configuration of the variable compression ratio mechanism 1.
[0014]
The crankshaft 51 includes a plurality of journals 52 and a crankpin 53, and the journal 52 is rotatably supported by a main bearing of the cylinder block 50. The crankpin portion 53 is eccentric from the journal portion 52 by a predetermined amount, and a lower link 54 serving as a second link is rotatably connected to the crankpin portion 53.
[0015]
The lower link 54 is configured to be dividable into two members on the left and right sides, and the crankpin portion 53 is fitted in a substantially central connecting hole.
[0016]
The upper link 55 serving as the first link has a lower end rotatably connected to one end of the lower link 54 by a connection pin 56, and an upper end rotatably connected to a piston 58 by a piston pin 57. The piston 58 receives the combustion pressure and reciprocates in the cylinder 59 of the cylinder block 50.
[0017]
The control link 60 serving as a third link has an upper end rotatably connected to the other end of the lower link 54 by a connecting pin 61, and a lower end connected to a lower portion of a cylinder block 50 which is a part of the engine body via a control shaft 62. Are rotatably connected to the More specifically, the control shaft 62 is rotatably supported by the engine body and has an eccentric cam portion 62a eccentric from the center of rotation, and the lower end of the control link 60 is rotatable on the eccentric cam portion 62a. Is fitted.
[0018]
As shown in FIG. 3, the control shaft 62 is arranged in parallel with the crankshaft 51 along the direction of the cylinders. The eccentric cam portions 62a are formed at four places, and the control links 60 of the four cylinders are connected to each other. Each is linked. The hydraulic actuator 5 is coaxially mounted at an end of the engine in the longitudinal direction, and the actuator 5 controls the rotation position.
[0019]
In the variable compression ratio mechanism 1 using the multiple link type piston-crank mechanism as described above, when the control shaft 62 is rotated by the hydraulic actuator 5, the center position of the eccentric cam portion 62a, particularly, the engine body Position relative to. As a result, the swing support position at the lower end of the control link 60 changes. When the swing support position of the control link 60 changes, the stroke of the piston 58 changes, and the position of the piston 58 at the piston top dead center (TDC) increases (see FIG. 6) or decreases (see FIG. 5). refer. This makes it possible to change the engine compression ratio. FIGS. 6 and 5 representatively show a high compression ratio state and a low compression ratio state, but the compression ratio can be continuously changed between these states.
[0020]
FIG. 7 shows the control characteristics of the compression ratio by the variable compression ratio mechanism 1, in other words, the characteristics of the target compression ratio corresponding to the operating conditions set in the compression ratio control map. Although FIG. 7 shows an example of a supercharged engine, as shown in the figure, generally, the higher the engine load, the lower the compression ratio.
[0021]
Further, in the above-described multi-link variable compression ratio mechanism 1, by appropriately selecting the link dimension, a piston stroke characteristic close to a simple vibration can be obtained. Although the stroke characteristic close to the simple vibration is advantageous in terms of vibration noise, in particular, there is an advantage that the piston speed near the top dead center is slower than that of a general single-link piston-crank mechanism.
[0022]
An example of a specific link configuration for bringing the piston motion closer to the simple vibration motion is as follows.
[0023]
First, as shown in FIG. 4A, the rotation center O of the crankshaft 51 (the axis of the journal 52) is set as the origin, and the direction orthogonal to the piston pin 57 and its reciprocating axis l (thrust-anti-thrust direction) When the x-axis is taken in parallel, the y-axis is taken in parallel with the reciprocating axis l of the piston pin 57, and the rotation direction of the crankshaft 51 is defined as the counterclockwise direction, the reciprocation through the axis Oc of the piston pin 57 The x-coordinate of the axis l (the axis of the cylinder 59) is set to a negative value, and the x-coordinate of the axis Oa of the eccentric cam portion 62a serving as the swing center of the control link 60 is set to a positive value. .
[0024]
Then, as shown in FIG.
The distance between the axis O of the crankshaft 51 and the axis Oe of the crankpin 53 is L1;
The distance between the axis Oe of the crank pin portion 53 and the axis Of of the connecting pin 61 that connects the lower link 54 and the control link 60 so as to be relatively rotatable is L2;
The link length of the control link 60 is L3;
The distance between the axis Oe of the crank pin 53 and the axis Od of the connecting pin 56 that connects the upper link 55 and the lower link 54 so as to be rotatable relative to each other is L4;
The distance between the axis Of and the axis Od is L5;
The link length of the upper link 55 is L6;
The coordinate position of the swing axis Oa of the control link 60 is (XC, YC);
The x coordinate of the reciprocating axis l of the piston pin 57 is x4;
When it is defined as, the following ratio is established.
[0025]
(Equation 1)
L1: L2: L3: L4: L5: L6: XC: YC: x4
≒ 1: 2.4: 2.65 to 3.5: 0.69: 3.0 to 3.4: 3.3 to 3.55: 3.2 to 3.55: -2 to -1.35 : -1 to -0.6
Note that XC and YC change depending on the rotational position of the control shaft 62, but are set so that the above ratio is always satisfied when the rotational position of the control shaft 62 is within the control range.
[0026]
With such a link configuration, the piston motion approximates to a simple vibration motion, and the piston motion near the top dead center becomes gentle.
[0027]
Next, an embodiment in which the hydraulic actuator 5 has a conversion angle (rotation angle of the control shaft 62) of about 90 ° will be described.
[0028]
FIG. 5 shows the posture of the eccentric cam portion 62a of the control shaft 62 in a state where the compression ratio is controlled to be the lowest, and the direction of the load received by the eccentric cam portion 62a. In the above-described link configuration, the eccentric cam portion 62a is located at a relatively high position, so that the compression ratio is low. However, the low compression ratio condition is generally a high load condition in which knocking is severe. The load acting on the eccentric cam portion 62a via the lower link 55, the lower link 54, and the control link 60 is large. Therefore, as shown in the drawing, the setting is such that the eccentric direction of the eccentric cam portion 62a and the load (average value) direction substantially match under this condition. Thus, a large rotational moment does not act on the hydraulic actuator 5 via the control shaft 62.
[0029]
On the other hand, under the condition of the highest compression ratio shown in FIG. 6, the control shaft 62 rotates by 90 ° so that the eccentric cam portion 62a is relatively low, and the swing center of the control link 60, that is, the eccentric cam portion The center of 62a moves in the lower left direction in the figure. For this reason, the eccentric direction of the eccentric cam portion 62a is substantially perpendicular to the direction of the load applied via the control link 60, and a rotational moment is easily generated on the control shaft 62 by the above-mentioned load.
[0030]
However, the condition for controlling to a high compression ratio is generally a low-speed low-load region (see FIG. 7), so that the acting load itself may be small, and there is no problem in terms of durability or reliability. Absent. In the present invention, by using a low-pressure hydraulic pressure source as the hydraulic pressure source, it is possible to avoid a problem of energy consumption due to leakage of hydraulic oil when a moment load is continuously received in such a posture.
[0031]
FIG. 8 shows an embodiment of a main part of the present invention corresponding to the hydraulic device 6 of FIG. As described above, the conversion angle (rotation angle of the control shaft 62) is an example of about 90 °, and the rotary hydraulic actuator 5 having a double vane structure is used. In this double vane structure, a total of four hydraulic chambers are formed one by one with each vane 11, 11 interposed therebetween, but the two hydraulic chambers for rotating clockwise in the figure are substantially equivalent. Since the hydraulic oil is introduced and discharged simultaneously, these are collectively referred to as a first hydraulic chamber 12. Similarly, the two hydraulic chambers for rotating in the counterclockwise direction in the drawing also simultaneously introduce and discharge the hydraulic oil, and are collectively referred to as a second hydraulic chamber 13.
[0032]
These first and second hydraulic chambers 12 and 13 are appropriately connected to a hydraulic pressure introducing passage 16 and a drain passage 17 via a direction switching valve 15 formed of a 4-port 3-position electromagnetic switching valve, as described later. It has become. The tip of the drain passage 17 is open to an oil pan 18.
[0033]
Further, the upstream side of the hydraulic pressure introduction passage 16 is branched into a low pressure side hydraulic pressure introduction passage 21 and a high pressure side hydraulic pressure introduction passage 22, and the low pressure side hydraulic pressure introduction passage 21 is used for lubricating an internal combustion engine as a low pressure hydraulic pressure source. Communicating with the oil gallery. In other words, a relatively low-pressure oil is supplied by a lubricating oil pump (not shown) of the internal combustion engine. Further, a check valve (second check valve) 23 for preventing a backflow of hydraulic oil from the high-pressure hydraulic pressure introduction passage 22 is interposed in the low-pressure hydraulic pressure introduction passage 21.
[0034]
On the other hand, an electric high pressure hydraulic pump 25 and a hydraulic accumulator 26 are connected to the high pressure side hydraulic pressure introduction passage 22 as a high pressure hydraulic pressure source. The electric high-pressure hydraulic pump 25 is driven by an electric motor 25a. The electric high-pressure hydraulic pump 25 is ON-OFF controlled based on the detection of a hydraulic sensor 27 provided in a hydraulic accumulator 26, and the hydraulic accumulator A high oil pressure is always accumulated in 26. A check valve (first check valve) 28 for preventing a backflow of hydraulic oil is interposed between the high-pressure hydraulic pump 25 and the hydraulic accumulator 26. Downstream of the hydraulic accumulator 26, an on-off valve 29 for turning on and off the supply of high-pressure hydraulic pressure from the accumulator 26 is provided.
[0035]
Next, the operation of this embodiment will be described.
[0036]
FIG. 8 shows a control state when the high compression ratio state is maintained. That is, the on-off valve 29 is closed, and the direction switching valve 15 shuts off the first hydraulic chamber 12 and the drain passage 17, and connects the second hydraulic chamber 13 to the hydraulic pressure introduction passage 16.
[0037]
The condition for maintaining the high compression ratio is the low to medium speed operation region shown in FIG. The rotational force (moment load) acting on the control shaft 62 increases as the load increases, but under these low and medium speed conditions, the load applied from the piston 58 is mainly the in-cylinder pressure of the engine. As shown in FIG. 9, the rotational force (moment load) Tc acting on the control shaft 62 changes cyclically. Therefore, the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 13 (abbreviated as B in the figure), which is the hydraulic chamber on the load side of the hydraulic actuator 5, also fluctuates cyclically. It should be noted here that there is a period in which the oil pressure in the second hydraulic chamber 13 is lower than the oil gallery oil pressure level of the lubrication system of the internal combustion engine. This is because, as shown in FIG. 10, for example, when the piston 58 descends by approximately 90 ° in crank angle from the top dead center position of the # 1 cylinder, the control shaft torque including the other cylinders takes the minimum value. It is. Note that the thick solid line in FIG. 10 indicates the combined torque of the four cylinders, and the thin solid line indicates the torque for each cylinder. Needless to say, such a condition may not exist at a high temperature when the hydraulic pressure level decreases, or in a part of a high load region. However, if the area of the hydraulic chamber of the hydraulic actuator 5 is appropriately secured, such a hydraulic characteristic can be obtained when the vehicle is running at a low load, which is most frequently used.
[0038]
As described above, when there is a period in which the oil pressure in the second hydraulic chamber 13 is lower than the oil gallery oil pressure level of the internal combustion engine, the check valve 23 shown in FIG. Only during such a period, a small amount of low-pressure hydraulic oil can be introduced into the second hydraulic chamber 13. In the case where the turning position of the hydraulic actuator 5 is simply maintained, high-pressure hydraulic oil is not required, and a large amount of oil supply beyond the replenishment of the leakage amount is not necessary. Then, during this time, the electric high-pressure hydraulic pump 25 is basically stopped. By doing so, the frequency and time of operating the high-pressure electric high-pressure hydraulic pump 25 for maintaining the high compression ratio state is significantly reduced, and the effect of improving the fuel efficiency by the variable compression ratio control is not reduced.
[0039]
Next, FIG. 11 shows the state of the directional control valve 15 and the like when switching from the high compression ratio state to the low compression ratio. In the case of switching to a low compression ratio, a high switching speed is required to avoid knocking. Therefore, a low pressure lubricating oil supply source alone is not sufficient. Therefore, in this case, the direction switching valve 15 is switched to the position shown in the drawing where the first hydraulic chamber 12 is connected to the hydraulic pressure introduction passage 16 and the second hydraulic chamber 13 is connected to the drain passage 17. Is switched to open, and high-pressure hydraulic oil is promptly introduced from the hydraulic accumulator 26 to the first hydraulic chamber 12. As a result, the hydraulic actuator 5 immediately rotates and is switched to the low compression ratio state. In this case, the check valve 23 prevents the high-pressure hydraulic oil from flowing out to the oil gallery. After switching to the low compression ratio, it is possible to keep introducing the high-pressure hydraulic oil into the first hydraulic chamber 12 while maintaining the illustrated state. The energy consumed can be minimized by returning to the neutral position shown in FIG. 8, turning off the on-off valve 29, and holding the position of the hydraulic actuator 5 by the oil pressure of the lubrication system, which is a low-pressure oil pressure source.
[0040]
FIG. 12 shows the state of the directional control valve 15 and the like when switching from the low compression ratio state to the high compression ratio state. In switching to the high compression ratio side, an appropriate switching speed required for improving fuel efficiency is required. The direction switching valve 15 is switched to the illustrated state, and the on-off valve 29 is opened, so that high-pressure hydraulic oil is introduced into the second hydraulic chamber 13 of the hydraulic actuator 5. In this case as well, the check valve 23 prevents the high-pressure hydraulic oil from flowing out to the oil gallery. After switching to the high compression ratio, in order to minimize energy consumption, the directional control valve 15 is returned to the neutral position and the on-off valve 29 is closed as described above, and the hydraulic actuator 5 is operated by the oil pressure of the lubrication system. Hold.
[0041]
FIG. 13 shows the characteristics of the moment load depending on the angle θ between the eccentric direction of the eccentric cam portion 62a and the load vector. This is a simple characteristic, and reaches a maximum value when θ is 90 °, decreases again as θ increases, and approaches zero. According to the compression ratio control map shown in FIG. 7, a realistic compression ratio control is set such that the maximum compression ratio is basically set and maintained in a low / medium speed frequently used partial load operation region. It is possible.
[0042]
Next, a second embodiment in which the conversion angle of the hydraulic actuator 5 (the rotation angle of the control shaft 62) is set to approximately 180 ° will be described. FIG. 14 shows a state where the compression ratio is controlled to the highest, and the angle θ between the eccentric direction of the eccentric cam portion 62a and the load vector becomes 0 °. FIG. 15 shows a state where the compression ratio is controlled to the lowest, and the angle θ between the eccentric direction of the eccentric cam portion 62a and the load vector is 180 °. With such a setting, the moment load can be reduced under the conditions at both ends of the compression ratio variable range. Since the rotation angle of the control shaft 62 is approximately twice as large as that of the above-described embodiment, the amount of eccentricity of the eccentric cam portion 62a itself is reduced to a corresponding amount.
[0043]
FIG. 16 shows the configuration of the hydraulic device 6 of this embodiment. In order to make the conversion angle approximately 180 °, the hydraulic actuator 5 has a single vane structure in which the first hydraulic chamber 12 and the second hydraulic chamber 13 are separated by one vane 11. The other components such as the direction switching valve 15, the on-off valve 29, the electric high-pressure hydraulic pump 25, and the hydraulic accumulator 26 are the same as those in the above-described embodiment.
[0044]
Next, the operation of this embodiment will be described. FIG. 16 shows a control state when the high compression ratio state is maintained. That is, the on-off valve 29 is closed, and the direction switching valve 15 shuts off the first hydraulic chamber 12 and the drain passage 17, and connects the second hydraulic chamber 13 to the hydraulic pressure introduction passage 16. Therefore, similarly to the above-described embodiment, the relatively low-pressure hydraulic oil of the engine lubrication system is introduced into the second hydraulic chamber 13 through the low-pressure hydraulic pressure introduction passage 21 so as to compensate for the leakage amount of the hydraulic actuator 5. .
[0045]
If the position is simply maintained, the rotational force (moment load) acting on the control shaft 62 is small as described above, so that lubricating low-pressure oil is sufficient. In the case of the vane actuator, leakage at a high pressure is a problem. However, if the pressure is on the order of several kg / cm 2 , such as the oil pressure of lubricating oil, the amount of leakage is very small in proportion to the oil pressure. In addition, the oil pump for engine lubrication discharges abundant oil, and even if the amount of leakage is the same, the efficiency is several times better than the electric high-pressure hydraulic pump 25. Become.
[0046]
Next, FIG. 17 shows a state of the directional control valve 15 and the like when switching from the high compression ratio state to the low compression ratio. In the case of switching to a low compression ratio, a high switching speed is required to avoid knocking. Accordingly, in this case, the directional control valve 15 is switched to the position shown in the drawing where the first hydraulic chamber 12 is connected to the hydraulic pressure introducing passage 16 and the second hydraulic chamber 13 is connected to the drain passage 17, respectively. Is switched to open, and high-pressure hydraulic oil is promptly introduced from the hydraulic accumulator 26 to the first hydraulic chamber 12. As a result, the hydraulic actuator 5 immediately rotates and is switched to the low compression ratio state. In this case, the check valve 23 prevents the high-pressure hydraulic oil from flowing out to the oil gallery. After switching to the low compression ratio, it is possible to keep introducing the high-pressure hydraulic oil into the first hydraulic chamber 12 while maintaining the illustrated state. By returning to the neutral position shown in FIG. 16, turning off the on-off valve 29, and maintaining the position of the hydraulic actuator 5 by the oil pressure of the lubrication system as a low-pressure oil pressure source, the consumed energy can be minimized.
[0047]
FIG. 18 shows the state of the directional control valve 15 and the like when switching from the low compression ratio state to the high compression ratio state. In switching to the high compression ratio side, an appropriate switching speed required for improving fuel efficiency is required. The direction switching valve 15 is switched to the illustrated state, and the on-off valve 29 is opened, so that high-pressure hydraulic oil is introduced into the second hydraulic chamber 13 of the hydraulic actuator 5. In this case as well, the check valve 23 prevents the high-pressure hydraulic oil from flowing out to the oil gallery. After switching to the high compression ratio, in order to minimize energy consumption, the directional control valve 15 is returned to the neutral position and the on-off valve 29 is closed as described above, and the hydraulic actuator 5 is operated by the oil pressure of the lubrication system. Hold.
[0048]
FIG. 19 shows a configuration of an intake / exhaust system including the turbocharger 101. The turbocharger 101 has a configuration in which a turbine 103 located in an exhaust passage 102 of an internal combustion engine and a compressor 105 located in an intake passage 104 are coaxially connected, and controls a supercharging pressure according to operating conditions. In addition, an exhaust bypass valve 106 for bypassing a part of the exhaust gas from the upstream side of the turbine 103 is provided. A boost pressure sensor 107 for detecting a boost pressure is disposed downstream of the compressor 105 in the intake passage 104, and the knock sensor 3 is disposed in the cylinder block 50 as described above. 108 is an intake valve and 109 is an exhaust valve. In this example, a variable valve mechanism (not shown) capable of variably controlling the closing timing (IVC) of the intake valve 108 is provided, and the actuator 110 of the variable valve mechanism is simultaneously controlled by the engine control unit 4. .
[0049]
FIG. 20 shows an example of a specific flowchart for implementing the above-described compression ratio control. After reading the above-described map of the target compression ratio ε (step 1), the engine operation conditions (the number of revolutions, the load, etc.) are detected (step 2). Next, the hydraulic pressure of the hydraulic accumulator 26 is determined (Step 3). If the hydraulic pressure is insufficient, the electric high-pressure hydraulic pump 25 is operated (Step 4). Next, a target compression ratio ε is set according to the engine operating conditions (step 5), and it is determined whether the current compression ratio ε matches the target value (step 6). If the current compression ratio ε matches the target value, the directional control valve (abbreviated as OCV in the flowchart) 15 is set to the neutral position (step 7), and the on-off valve 29 is closed (step 8). Thereby, as described above, the holding by the low-pressure hydraulic source is performed. On the other hand, if the current compression ratio ε does not match the target value, it is determined whether to operate to the low compression ratio side or the high compression ratio side (step 9), and the direction is switched in accordance with each direction. The valve 15 is switched (steps 10 and 11). Then, the on-off valve 29 is opened (step 12). Thereby, the high-pressure hydraulic oil is supplied from the hydraulic accumulator 26, and the compression ratio ε changes quickly. After the compression ratio ε matches the target value by the operation of the hydraulic actuator 5, the directional control valve 15 is again set to the neutral position (Step 7), and the on-off valve 29 is closed (Step 8), and the low-pressure hydraulic power Is to be held by
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration explanatory view showing one embodiment of a compression ratio control device for an internal combustion engine according to the present invention.
FIG. 2 is a sectional view showing a configuration of a variable compression ratio mechanism.
FIG. 3 is a side view showing a configuration of a control shaft and a hydraulic actuator.
FIG. 4 is an explanatory diagram showing an example of a link configuration.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing the relationship between the attitude of the control shaft and the load during low compression ratio control.
FIG. 6 is an explanatory diagram showing a relationship between a posture of a control shaft and a load during high compression ratio control.
FIG. 7 is a characteristic diagram showing characteristics of a target compression ratio ε with respect to operating conditions.
FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram showing the first embodiment of the hydraulic apparatus in a state where the high compression ratio state is maintained.
FIG. 9 is a characteristic diagram showing changes in the torque of the control shaft, the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber, and the amount of replenishing oil supplied to the second hydraulic chamber while the high compression ratio state is maintained.
FIG. 10 is a characteristic diagram showing details of a change in torque of the control shaft while maintaining a high compression ratio state.
FIG. 11 is a hydraulic circuit diagram showing a state when switching to a low compression ratio side.
FIG. 12 is a hydraulic circuit diagram showing a state when switching to a high compression ratio side.
FIG. 13 is a characteristic diagram showing a change in moment load depending on an angle θ between an eccentric direction and a load vector.
FIG. 14 is an explanatory diagram showing the relationship between the attitude of the control shaft and the load during high compression ratio control when the conversion angle is 180 °.
FIG. 15 is an explanatory diagram showing the relationship between the attitude of the control shaft and the load during low compression ratio control.
FIG. 16 is a hydraulic circuit diagram showing a second embodiment of the hydraulic device in a state where the high compression ratio state is maintained.
FIG. 17 is a hydraulic circuit diagram showing a state when switching to a low compression ratio side.
FIG. 18 is a hydraulic circuit diagram showing a state when switching to a high compression ratio side.
FIG. 19 is an explanatory diagram showing a configuration of an intake / exhaust system including a turbocharger.
FIG. 20 is a flowchart showing the flow of compression ratio control.
[Explanation of symbols]
5 ... Hydraulic actuator 15 ... Direction switching valve 25 ... Electric high pressure hydraulic pump 26 ... Hydraulic accumulator 29 ... On / off valve 62 ... Control shaft
