JP2004156538A

JP2004156538A - 内燃機関の圧縮比制御装置

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Publication number: JP2004156538A
Application number: JP2002323241A
Authority: JP
Inventors: Shunichi Aoyama; 俊一青山; Katsuya Mogi; 克也茂木
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-11-07
Filing date: 2002-11-07
Publication date: 2004-06-03
Anticipated expiration: 2022-11-07
Also published as: JP4092474B2

Abstract

【課題】可変圧縮比機構の切換の応答性を確保しつつ、その制御に要する消費エネルギを最小とする。
【解決手段】可変圧縮比機構は、偏心カム部６２ａを備えたコントロールシャフト６２の回転位置に応じて圧縮比εが変化する構成であり、回転型の油圧アクチュエータによってコントロールシャフト６２が駆動される。偏心カム部６２ａは、コントロールリンク６０から荷重を受けるが、最も高い圧縮比に制御された状態で、コントロールシャフト６２の中心線と偏心カム部６２ａの中心線とを通る平面Ｐが、荷重ベクトルと平行となる。そのため、荷重ベクトルによる回転モーメントが発生せず、油圧アクチュエータは、オイルギャラリから低圧の作動油を補充することで、その位置を保持し得る。圧縮比の切換時には、電動高圧油圧ポンプによる高圧作動油が油圧アクチュエータに導入される。
【選択図】図７

Description

【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問題を考慮し、制御応答性を確保しつつ、アクチュエータの駆動に伴う消費エネルギを最小と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、圧縮比が最も高い値に制御されたときに、上記コントロールシャフトの中心線と上記偏心カム部の中心線とを通る平面が、上記第３リンクから上記偏心カム部に作用する荷重の荷重ベクトルに対し、ほぼ平行となるように構成されている。なお、第３リンクから作用する上記の荷重は、ピストンのストロークに伴って、その方向が多少変化するのであるが、本発明では、「荷重ベクトル」とは、この荷重の平均値のベクトルを意味する。
【０００８】
このように構成すれば、圧縮比が最も高い値に制御されている間、上記荷重ベクトルによりコントロールシャフトにモーメントが発生することがない。あるいは、モーメントが極めて小さなものとなる。従って、コントロールシャフトの回転位置の保持に必要なエネルギが非常に小さくなる。また、圧縮比が最も高い値となるのは、低・中速の使用頻度の高い部分負荷領域であるので、無駄なエネルギを消費しない運転時間が占める割合は高く、従って、エネルギ消費を効果的に抑制できる。
【０００９】
より好ましくは、圧縮比が最も低い値に制御されたときにおいても、上記平面が上記荷重ベクトルに対し、ほぼ平行となるように構成されていることが望ましい。これは、コントロールシャフトの回転角範囲をほぼ１８０°とすることで実現できる。低圧縮比条件とは、一般に高負荷条件であり、第１，第２リンクを経由して第３リンクから偏心カム部へ作用する荷重が大となる。従って、このときに、コントロールシャフトに回転モーメントが発生しないようにすることで、アクチュエータの耐久性や信頼性の上で有利となり、特に油圧アキュムレータの場合には作動油の漏洩の問題を回避できる。さらに、コントロールシャフトの回転角範囲をほぼ１８０°とすることで、偏心カム部の偏心量が最小となり、中間の圧縮比状態においても、それだけ荷重ベクトルによる回転モーメントが抑制される。
【００１０】
また、圧縮比が最も高い値に制御されたときに、上記平面が上記荷重ベクトルに対し、完全には平行とならず、上記荷重ベクトルにより上記コントロールシャフトを低圧縮比側へ回転させるモーメントが発生するように構成することもできる。このように構成すれば、過渡時に高圧縮比状態から低圧縮比へと変化させる際の応答性の上で有利となる。
【００１１】
【発明の効果】
この発明によれば、使用頻度の高い最高圧縮比時にコントロールシャフトに回転モーメントが殆ど発生しないので、制御応答性を何ら損なうことなく、アクチュエータの駆動に伴う消費エネルギを最小とすることができる。
【００１２】
【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。
【００１３】
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。
【００１４】
図２は、上記可変圧縮比機構１の構成を示す図である。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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７参照）低くなったり（図８参照）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７，図８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。
【００２１】
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５に示す。この図５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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
【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。
【００２７】
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。
【００２８】
次に、図６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を示している。なお、偏心カム部６２ａの偏心方向は、コントロールシャフト６２の中心線と上記偏心カム部６２ａの中心線とを通る平面Ｐによって規定される。モーメント荷重は、図示するように、角度θが０°であれば０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５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されるので、この条件のときに、モーメント荷重が最小となるようにし、最小のエネルギで、その制御状態を保持することが可能である。
【００２９】
図７は、最も高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が相対的に低位に位置することで高圧縮比となるが、本実施例では、偏心方向つまりコントロールシャフト６２の中心線と上記偏心カム部６２ａの中心線とを通る平面Ｐが、荷重ベクトルとほぼ平行つまり互いにほぼ一致したものとなる。換言すれば、上記の角度θがほぼ０となる。これにより、偏心カム部６２ａに作用する荷重によってコントロールシャフト６２が回転モーメントを受けることがない。
【００３０】
また図８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。つまり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、本実施例では、コントロールシャフト６２の中心線と上記偏心カム部６２ａの中心線とを通る平面Ｐが、荷重ベクトルとほぼ平行つまり互いにほぼ一致したものとなる。従って、この制御状態においても、偏心カム部６２ａに作用する荷重によってコントロールシャフト６２が回転モーメントを受けることがない。
【００３１】
すなわち、本実施例では、コントロールシャフト６２の回転角範囲は、ほぼ１８０°であり、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、このようにコントロールシャフト６２の回転角が大きいことから、偏心カム部６２ａ自体の偏心量は、上下方向に必要な可変範囲の略１／２と最小限のものとなる。そのため、中間の回転位置において、上記荷重ベクトルにより生じる回転モーメントが比較的小さくなる。
【００３２】
なお、図７のように圧縮比が最も高い値に制御されたときに、上記平面Ｐが荷重ベクトルに対し僅かに傾いた状態となるようにし、上記荷重ベクトルによりコントロールシャフト６２を低圧縮比側へ回転させるモーメントが発生するように構成することもできる。このように構成すれば、過渡時に高圧縮比状態から低圧縮比へと変化させる際の応答性の上で有利となる。この場合、コントロールシャフト６２の回転角範囲は、１８０°よりも僅かに小さなものとなる。
【００３３】
図９は、油圧アクチュエータ５を駆動する図１の油圧装置６の詳細を示している。前述したように、コントロールシャフト６２の回転角範囲は約１８０°であり、油圧アクチュエータ５としては、例えば、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。
【００３４】
上記の第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。
【００３５】
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２３が介装されている。
【００３６】
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。
【００３７】
次に、この油圧装置６の作用を説明する。
【００３８】
図９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。従って、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、油圧アクチュエータ５の回転位置が保持される。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。
【００３９】
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である。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／ｃｍ^２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。このようにすれば、使用頻度の高い高圧縮比状態の保持のために電動高圧油圧ポンプ２５を駆動する必要は殆どなくなり、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。
【００４０】
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１０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９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。
【００４１】
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１１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。
【００４２】
なお、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、各シリンダの燃焼爆発に伴ってサイクリックに変化し、そのため、油圧アクチュエータ５の位置保持時に負荷側となる第２油圧室１３の油圧も、サイクリックに変動する。従って、内燃機関の潤滑系のオイルギャラリの低い油圧であっても、第２油圧室１３の油圧が低下する期間に、逆止弁２３の作用により、低圧側油圧導入通路２１を通して作動油の導入ないしは補充が行われる。つまり、中間の回転位置であっても、低圧油圧源による回転位置の保持が可能である。
【００４３】
図１２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。
【００４４】
図１３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】運転条件に対する目標圧縮比εの特性を示す特性図。
【図６】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７】高圧縮比制御時のコントロールシャフトの姿勢と荷重ベクトルとの関係を示す説明図。
【図８】低圧縮比制御時のコントロールシャフトの姿勢と荷重ベクトルとの関係を示す説明図。
【図９】油圧装置の構成を、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１０】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１１】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１２】ターボ過給機を備えた吸排気系の構成を示す説明図。
【図１３】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
６０…コントロールリンク
６２…コントロールシャフト
６２ａ…偏心カム部

Claims

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、を備えてなり、上記コントロールシャフトの回転位置によって機関圧縮比を変化させるようにした内燃機関の圧縮比制御装置において、
圧縮比が最も高い値に制御されたときに、上記コントロールシャフトの中心線と上記偏心カム部の中心線とを通る平面が、上記第３リンクから上記偏心カム部に作用する荷重の荷重ベクトルに対し、ほぼ平行となるように構成されていることを特徴とする内燃機関の圧縮比制御装置。
圧縮比が最も低い値に制御されたときに、上記平面が上記荷重ベクトルに対し、ほぼ平行となるように構成されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
圧縮比が最も高い値に制御されたときに、上記平面が上記荷重ベクトルに対し、完全には平行とならず、上記荷重ベクトルにより上記コントロールシャフトを低圧縮比側へ回転させるモーメントが発生するように構成されていることを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
上記コントロールシャフトの回転角範囲が、１８０°よりも僅かに小さいことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
上記アクチュエータとして油圧アキュムレータを用いるとともに、機関圧縮比を一定圧縮比に保持するときには、内燃機関の潤滑用オイルポンプから供給される油圧により上記油圧アクチュエータへ漏れ量の補充を行うことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の圧縮比制御装置。
上記潤滑用オイルポンプとは別の高圧油圧源を備え、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を特徴とする請求項５に記載の内燃機関の圧縮比制御装置。