JP2008019712A - 内燃機関の圧縮比可変装置 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関が緩加速・緩減速状態にあるときは，ドライバの要求特性に適合した適正圧縮比を保持しながら，圧縮比可変装置の切換ハンチングを防ぐことができるようにする。
【解決手段】内燃機関Ｅの所定の運転条件に対応する切換閾値Ｔｉを境にして，内燃機関Ｅの圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えるようにした，内燃機関の圧縮比可変装置において，内燃機関Ｅが緩加速・緩減速状態に入ったときは，最初に圧縮比の切り換えを実行した後，その切り換えるように，圧縮比の再切換を禁止する。
【選択図】 図１３

Description

本発明は，内燃機関の所定の運転条件に対応する切換閾値を境にして，内燃機関の圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えるようにした，内燃機関の圧縮比可変装置の改良に関する。

かゝる内燃機関の圧縮比可変装置は，内燃機関の圧縮比を，その運転条件に応じて高低切り換えることにより，ノッキング等の異常燃焼を回避しながら燃焼効率を高めて，出力の向上と燃費の低減を図るものとして，種々の形式のものが既に知られている（特許文献１〜４参照）。

また，かゝる内燃機関の圧縮比可変装置において，緩加速・緩減速時のように，内燃機関の運転条件が切換閾値を頻繁に跨ぐような状態（主として負荷変動に起因する）に入ることにより，圧縮可変装置に切換ハンチングの発生が予測される場合には，その発生前の圧縮比を保持するように一定時間切り換えを禁止することにより，装置の耐久性を確保することが特許文献２に開示されている。
特開昭６０−１４２０２０号公報 特開昭６４−１５４３８号公報 特開平９−２２８８５８号公報 特開２００５−５４６１９号公報

ところで，上記のように，圧縮可変装置に切換ハンチングの発生が予測される場合には，その発生前の圧縮比を保持するように一定時間切り換えを禁止して，切換ハンチングを回避するようにしたものでは，切換ハンチングを回避することができても，ドライバの要求特性に対応した適正圧縮比が保持されたことにはならず，ドライバビリティ，出力向上及び燃費低減の上で不満が残る。

本発明は，かゝる事情に鑑みてなされたもので，内燃機関が緩加速・緩減速状態にあるときは，ドライバの要求特性に適合した適正圧縮比を保持しながら，装置の切換ハンチングを防ぐことができるようにした，前記内燃機関の圧縮比可変装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために，本発明は，内燃機関の所定の運転条件に対応する切換閾値を境にして，内燃機関の圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えるようにした，内燃機関の圧縮比可変装置において，内燃機関が緩加速・緩減速状態に入ったときは，最初に圧縮比の切り換えを実行した後，その切り換えた状態を所定時間持続させる手段を備えることを第１の特徴とする。尚，前記手段は，後述する本発明の電子制御ユニット５０に対応する。

また本発明は，第１の特徴に加えて，前記最初の圧縮比の切り換えを，内燃機関の運転条件が前記切換閾値に達してから，圧縮比可変装置の切換所要相当時間の経過後に実行することを第２の特徴とする。

さらに本発明は，第２の特徴に加えて，前記最初の圧縮比の切り換え実行後，その切り換えた状態を持続させる前記所定時間を，内燃機関の運転条件の前記切換閾値近傍での滞在時間以下に設定することを第３の特徴とする。

さらにまた本発明は，第３の特徴に加えて，前記滞在時間を，内燃機関の運転条件に基づいて算出することを第４の特徴とする。

さらにまた本発明は，第１〜第４の特徴の何れかに加えて，前記切換閾値を，少なくとも内燃機関のスロットル開度に基づいて設定することを第５の特徴とする。

本発明の第１の特徴によれば，内燃機関が緩加速・緩減速状態に入ったときは，最初に圧縮比の切り換えを実行した後，その切り換えた状態を所定時間持続させることにより，ドライバが要求する適正圧縮比を保持しながら，装置の切換ハンチングを防ぐことができる。これによりドライバビリティの向上は勿論，機関出力の向上及び燃費低減を図り，同時に圧縮比可変装置の耐久性を高めることができる。

本発明の第２の特徴によれば，内燃機関の圧縮比を，切り換え指令の圧縮比に確実に対応させることができる。

本発明第３の特徴によれば，前記最初の圧縮比の切り換え後，運転条件の変化時，次の適正な圧縮比に切り換えるべきタイミングの見逃しを防ぐことができる。

本発明の第４の特徴によれば，前記滞在時間を，内燃機関の運転条件に基づいて算出することにより，算出滞在時間を実滞在時間に極力近づけることができる。

本発明の第５の特徴によれば，切換閾値を，少なくとも内燃機関のスロットル開度に基づいて算出することにより，切換閾値を内燃機関のトルクに対応したものとすることができると共に，その切換閾値の算出の精度を高めることができる。

本発明の実施の形態を，添付図面に示す本発明の一実施例に基づいて以下に説明する。

図１は本発明の圧縮比可変装置を備える内燃機関の要部縦断正面図，図２は図１の２−２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。図３は高圧縮比状態を示す，図２との対応図，図４は図２の４−４断面図，図５は図３の５−５線拡大断面図，図６は図２の６−６線断面図，図７は図３の７−７線断面図，図８は高圧縮比状態から低圧縮比状態への切り換え作用説明図，図９は低圧縮比状態から高圧縮比状態への切り換え作用図，図１０は電子制御ユニットに備える切換閾値算出マップ，図１１は同電子制御ユニットに備える切換所要相当時間判定マップ，図１２は同電子制御ユニットに備える切換閾値滞在時間算出マップ，図１３は同電子制御ユニットの制御プログラミングの実行手順を示すフローチャート，図１４は制御ユニットの作用説明図である。

先ず，図１〜図９により内燃機関Ｅの圧縮比可変装置の基本構成について説明する。

図１〜図３において，内燃機関Ｅにおいて，クランクケース３にベアリング８，８′を介して支承されるクランク軸９には，シリンダブロック２のシリンダボア２ａ内を昇降するピストン５にコンロッド７を介してピストン５が連接される。このピストン５は，ピストンピン６を介してコンロッド７の小端部７ａに連結されるピストンインナ５ａと，このピストンインナ５ａの外周面に摺動可能に嵌合していて，ピストンインナ５ａ上で所定の低圧縮比位置Ｌ（図２参照）と高圧縮比位置Ｈ（図３参照）との間を移動し得るピストンアウタ５ｂとからなっており，そのピストンアウタ５ｂが，その外周に装着された複数のピストンリング１０ａ〜１０ｃを介してシリンダボア２ａの内周面に摺動自在に嵌合すると共に，ヘッド部５ｂｈをシリンダヘッド４の燃焼室４ａに臨ませている。

ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂの摺動嵌合面には，ピストン５の軸方向に延びて互いに係合する複数のスプライン歯１１ａ及びスプライン溝１１ｂがそれぞれ形成され，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂは，それらの軸線周りに相対回転できないようになっている。またピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂの軸方向相対移動を規制する止環１８が，ピストンインナ５ａを挟んでヘッド部５ｂｈと反対でピストンアウタ５ｂの内周面に係止される。

ピストンインナ５ａとヘッド部５ｂｈとの間には，それらの間の第１軸方向間隔Ｓ₁ を制御する第１カム機構１５₁ が介裝され，またピストンインナ５ａ及び止環１８間には，それらの間の第２軸方向間隔Ｓ₂ を制御する第２カム機構１５₂ が介裝される。これら第１及び第２カム機構１５₁ ，１５₂ により前記第１及び第２軸方向間隔Ｓ₁ ，Ｓ₂ を互いに反対に増減させることによって，ピストンアウタ５ｂは，ピストンインナ５ａに対してピストンピン寄りの低圧縮比位置Ｌと，燃焼室４ａ寄りの高圧縮比位置Ｈとに交互に保持される。

図２，図３及び図６に示すように，第１カム機構１５₁ は，ピストンアウタ５ｂのヘッド部５ｂｈ内壁に形成される上部の第１固定カム１６₁ と，ピストンインナ５ａの上面に一体に突設された枢軸部１２に回動可能に嵌合しつゝピストンインナ５ａの上面に支承される下部の第１回転カム板１７₁ とからなっている。

第１回転カム板１７₁ は，その軸線周りに設定される第１及び第２回転位置Ａ，Ｂ間を回転し得るもので，その往復回転により第１固定カム１６₁ と協働して，前記第１軸方向間隔Ｓ₁ を増減させ得る。具体的には，第１固定カム１６₁ は，周方向に並ぶ複数のカム山１６₁ ，１６₁ …で構成され，第１回転カム板１７₁ には，同じく周方向に並ぶ複数のカム山１７₁ ，１７₁ …が一体に形成される。

而して，第１回転カム板１７₁ が第１回転位置Ａにあるときは，この第１回転カム板１７₁ の隣接するカム山１７₁ ，１７₁ 間の谷に上部の第１固定カム１６₁ のカム山１６₁ が出入り可能であり（図６の（ａ），（ｂ）参照），その結果，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌ又は高圧縮比位置Ｈへの移行が許容される。そして上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａが噛み合えば，第１カム機構１５₁ は軸方向収縮状態となって前記第１軸方向間隔Ｓ₁ を減少させることになる。

また第１回転カム板１７₁ が第２回転位置Ｂにあるときは，第１回転カム板１７₁ 及び第１固定カム１６₁ のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａ同士が平坦な頂面を衝合させる（図６の（ａ）参照）ことで，第１カム機構１５₁ は軸方向拡張状態となって，前記第１軸方向間隔Ｓ₁ を増加させ，ピストンアウタ５ｂを高圧縮比位置Ｈに保持することになる。

ピストンインナ５ａ及び第１回転カム板１７₁ 間には，第１回転カム板１７₁ を第１回転位置Ａ及び第２回転位置Ｂへ交互に回転させる第１アクチュエータ２０₁ が設けられる。

第１アクチュエータ２０₁ は図２及び図４に示すような構成を有する。即ち，ピストンインナ５ａには，ピストンピン６を挟んでそれと平行に延びる一対の有底のシリンダ孔２１₁ ，２１₁ と，各シリンダ孔２１₁ の中間部の上壁を貫通する長孔２９₁ ，２９₁ とが設けられ，第１回転カム板１７₁ の下面に一体的に突設されて，その直径線上に並ぶ一対の受圧ピン２８₁ ，２８₁ が上記長孔２９₁ ，２９₁ を通してシリンダ孔２１₁ ，２１₁ に臨ませてある。長孔２９₁ ，２９₁ は，受圧ピン２８₁ ，２８₁ が第１回転カム板１７₁ と共に第１回転位置Ａ及び第２回転位置Ｂ間を移動することを妨げないようになっている。

各シリンダ孔２１₁ には，対応する受圧ピン２８₁ を挟んで作動プランジャ２３₁ 及び有底円筒状の戻しプランジャ２４₁ が摺動可能に嵌装される。その際，作動プランジャ２３₁ ，２３₁ 同士及び戻しプランジャ２４₁ ，２４₁ 同士は，それぞれピストン５の軸線に関して点対称に配置される。

各シリンダ孔２１₁ 内には，作動プランジャ２３₁ の内端が臨む第１油圧室２５₁ が画成され，該室２５₁ に油圧を供給すると，その油圧を受けて作動プランジャ２３₁ が受圧ピン２８₁ を介して第１回転カム板１７₁ を第２回転位置Ｂへ回転するようになっている。

また各シリンダ孔２１₁ の開放側端部には，円筒状のばね保持筒３５₁ が止環３６₁ を介して係止され，このばね保持筒３５₁ と前記戻しプランジャ２４₁ との間に，その戻しプランジャ２４₁ を受圧ピン２８₁ 側に付勢する戻しばね２７₁ が縮設される。

而して，第１回転カム板１７₁ の第１回転位置Ａは，各シリンダ孔２１₁ の底面に当接する作動プランジャ２３₁ の先端に受圧ピン２８₁ が当接することにより規定され，第１回転カム板１７₁ の第２回転位置Ｂは，受圧ピン２８₁ に押された戻しプランジャ２４₁ がばね保持筒３５₁ の先端に当接することにより規定される。

また図２，図３及び図６に示すように，第２カム機構１５₂ は，ピストンインナ５ａの下端壁に形成される上部の第２固定カム１６₂ と，前記止環１８上でピストンアウタ５ｂの内周面に回転可能に嵌合する下部の第２回転カム板１７₂ とからなっている，ピストンアウタ５ｂの内周には，第２回転カム板１７₂ の上面に当接する環状の肩部１９が形成されており，この肩部１９と前記止環１８とで第２回転カム板１７₂ は回転可能に挟持され，ピストンアウタ５ｂに対して軸方向の移動が阻止される。

第２回転カム板１７₂ は，その軸線周りに設定される第３回転位置Ｃ及び第４回転位置Ｄ間を回転し得るもので，その往復回転により第２固定カム１６₂ と協働して，前記第２軸方向間隔Ｓ₂ を増減させるようになっている。具体的には，第２固定カム１６₂ は，周方向に並ぶ複数のカム山１６₂ ａ，１６₂ ａ…で構成され，第２回転カム板１７₂ には，同じく周方向に並ぶ複数のカム山１７₂ ａ，１７₂ ａ…が一体に形成される。

第２回転カム板１７₂ の第３及び第４回転位置Ｃ，Ｄ間の回転角度は，前記第１回転カム板１７₁ の第１及び第２回転位置Ａ，Ｂ間の回転角度と同一に設定される。また第２固定カム１６₂ 及び第２回転カム板１７₂ のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａの少なくとも有効高さは，前記第１固定カム１６₁ 及び第１回転カム板１７₁ のカム山１６₁ ａ，１７₂ ａのそれと同一に設定される。

而して，第２回転カム板１７₂ が第３回転位置Ｃにあるときは，第２回転カム板１７₂ 及び第２固定カム１６₂ のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａ同士が平坦な頂面を衝合させる（図６の（ｄ）参照）ことで，第２カム機構１５₂ は軸方向拡張状態となって，前記第２軸方向間隔Ｓ₂ を増加させ，ピストンアウタ５ｂを低圧縮比位置Ｌに保持する。

また第２回転カム板１７₂ が第４回転位置Ｄにあるときは，この第２回転カム板１７₂ の隣接するカム山１７₂ ａ，１７₂ ａ間の谷に第２固定カム１６₂ のカム山１６₂ ａが出入り可能であり（図６の（ａ），（ｃ）参照），その結果，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌ又は高圧縮比位置Ｈへの移行が許容される。そして上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａが噛み合えば，第２カム機構１５₂ は軸方向収縮状態となって前記第２軸方向間隔Ｓ₂ の減少をすることになる。

ピストンインナ５ａ及び第２回転カム板１７₂ 間には，第２回転カム板１７₂ を第３回転位置Ｃ及び第４回転位置Ｄへ交互に回転させる第２アクチュエータ２０₂ が設けられる。

第２アクチュエータ２０₂ は図２及び図６に示すような構成を有する。即ち，ピストンインナ５ａには，ピストンピン６を挟んでそれと平行に延びる一対の有底のシリンダ孔２１₂ ，２１₂ と，各シリンダ孔２１₂ の中間部の上壁を貫通する長孔２９₂ ，２９₂ とが設けられ，第２回転カム板１７₂ の下面に一体的に突設されて，その直径線上に並ぶ一対の受圧ピン２８₂ ，２８₂ が上記長孔２９₂ ，２９₂ を通してシリンダ孔２１₂ ，２１₂ に臨ませてある。各長孔２９₂ は，受圧ピン２８₂ が第２回転カム板１７₂ と共に第３回転位置Ｃ及び第４回転位置Ｄ間を移動することを妨げないようになっている。

各シリンダ孔２１₂ には，対応する受圧ピン２８₂ を挟んで作動プランジャ２３₂ 及び有底円筒状の戻しプランジャ２４₂ が摺動可能に嵌装される。その際，作動プランジャ２３₂ ，２３₂ 同士及び戻しプランジャ２４₂ ，２４₂ 同士は，それぞれピストン５の軸線に関して点対称に配置される。

各シリンダ孔２１₂ 内には，作動プランジャ２３₂ の内端が臨む第２油圧室２５₂ が画成され，該室２５₂ に油圧を供給すると，その油圧を受けて作動プランジャ２３₂ が受圧ピン２８₂ を介して第２回転カム板１７₂ を第４回転位置Ｄへ回動するようになっている。

また各シリンダ孔２１₂ の開放側端部には，円筒状のばね保持筒３５₂ が止環３６₂ を介して係止され，このばね保持筒３５₂ と前記戻しプランジャ２４₂ との間に，その戻しプランジャ２４₂ を受圧ピン２８₂ 側に付勢する戻しばね２７₂ が縮設される。こうして第２アクチュエータ２０₂ は，前記第１アクチュエータ２０₁ と対称的に構成される。

而して，第２回転カム板１７₂ の第３回転位置Ｃは，各シリンダ孔２１₂ ，２１₂ の底面に当接する作動プランジャ２３₂ ，２３₂ の先端に受圧ピン２８₂ ，２８₂ が当接することにより規定され，第２回転カム板１７₂ の第４回転位置Ｄは，受圧ピン２８₂ に押された戻しプランジャ２４₂ がばね保持筒３５₂ の先端に当接することにより規定される。

以上において，第１回転カム板１７₁ 及び第１アクチュエータ２０₁ ，並びに第２回転カム板１７₂ 及び第１アクチュエータ２０₂ は，ピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂの慣性力の差や，ピストンアウタ５ｂがシリンダボア２ａの内面から受ける摩擦抵抗，ピストンアウタ５ｂが燃焼室４ａ側から受ける負圧，正圧等，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂを互いに軸方向に離間させたり近接させようと作用する外力により，ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌ及び高圧縮比位置Ｈ間を移動することを許容する。

再び図１及び図２において，前記ピストンピン６と，その中空部に圧入されたスリーブ４０との間に筒状の油室４１が画成され，この油室４１を第１及び第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の両油圧室２５₁ ，２５₂ に接続する第１及び第２分配油路４２₁ ，４２₂ がピストンピン６及びピストンインナ５ａに渡り設けられる。また油室４１は，ピストンピン６，コンロッド７及びクランク軸９に渡り設けられる油路４４に接続され，この油路４４は，電磁切換弁４５を介して油圧源たるオイルポンプ４６と，油溜め４７とに切換可能に接続される。
［高圧縮比位置から低圧縮比位置への切り換え］
いま，図６の（ａ）に示すように，ピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置Ｈに保持されているとする。したがって，第１カム機構１５₁ では，上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａが互いに頂面を対向させた軸方向拡張状態にあると共に，第２カム機構１５₂ では上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａを互いに噛み合わせた軸方向収縮状態にある。

この状態において，電磁切換弁４５を図１に示すように非通電状態にして，油路４４を油溜め４７に開放すれば，第１及び第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の油圧室２５₁ ，２５₂ は，何れも油室４１及び油路４４を通して油溜め４７に開放されるので，第１アクチュエータ２０₁ では，戻しプランジャ２４₁ が戻しばね２７₁ の付勢力で受圧ピン２８₁ を押圧して，第１回転カム板１７₁ を第１回転位置Ａへ回転しようとし，第２アクチュエータ２０₁ では，戻しプランジャ２４₂ が戻しばね２７₂ の付勢力で受圧ピン２８₂ を押圧して，第２回転カム板１７₂ を第３回転位置Ｃへ回転しようとする。

そこで，ピストン５が吸気行程に移ると，ピストンインナ５ａには，ピストンアウタ５ｂに先行して下向きの慣性力が作用するため，第１カム機構１５₁ は，ピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂ間のスラスト荷重から解放される。したがって，先ず第１回転カム板１７₁ が第１アクチュエータ２０₁ の戻しばね２７₁ の付勢力により受圧ピン２８₁ を介して第１回転位置Ａへ素早く回転する。その結果，図８の（ｂ）に示すように，第１カム機構１５₁ の上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａは互いに半ピッチずらした噛み合い可能の配置となる。

次にピストン５が圧縮行程の後半に来ると，ピストンインナ５ａには，ピストンアウタ５ｂに先行して上向きの慣性力が作用するため，ピストンアウタ５ｂは，図８の（ｃ）のように，第１カム機構１５₁ の上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａを互いに噛み合せながら，即ち第１カム機構１５₁ を軸方向に収縮させながら，ピストンインナ５ａに対して相対的に下降し，低圧縮比位置Ｌを占めることになる。

このようにピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａに対して相対的に下降すると，第２カム機構１５₂ では，第２固定カム１６₂ に対して第２回転カム板１７₂ が下降することになり，それに伴ない上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａが噛み合い状態から解放されるので，第２回転カム板１７₂ は第２アクチュエータ２０₂ の戻しばね２７₂ の付勢力により受圧ピン２８₂ を介して第３回転位置Ｃへ素早く回転する。その結果，図８の（ｄ）に示すように，第２カム機構１５₂ の上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａは互いに平坦な頂面を当接対向させる。このような第２カム機構１５₂ の軸方向拡張作用により，第２軸方向間隔Ｓ₂ は増加して，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌを保持することになり，内燃機関Ｅは低圧縮比状態となる。
［低圧縮比位置から高圧縮比位置への切り換え］
次に，内燃機関Ｅの高速運転時，電磁切換弁４５を通電状態にして，油路４４をオイルポンプ４６に接続すると，オイルポンプ４６の吐出油圧が油路４４及び油室４１を通して全油圧室２５₁ ，２５₂ に供給されるので，第１アクチュエータ２０₁ では，作動プランジャ２３₁ が第１油圧室２５₁ の油圧を受けて受圧ピン２８₁ を介して第１回転カム板１７₁ を第２回転Ｂに向かって回転しようとし，第２アクチュエータ２０₂ では，作動プランジャ２３₂ が第２油圧室２５₂ の油圧を受けて受圧ピン２８₂ を介して第２回転カム板１７₂ を第４回転位置Ｄに向かって回転しようとする。

そこで，ピストン５が排気行程に移ると，ピストンインナ５ａがピストンアウタ５ｂに先行して上向きの慣性力を受けるため，ピストンインナ５ａ及び止環１８間に介装された第２カム機構１５₂ がスラスト荷重から解放される。したがって，先ず第２回転カム板１７₂ が第２アクチュエータ２０₂ の作動プランジャ２３₂ の油圧による押圧力により受圧ピン２８₂ を介して第４回転位置Ｄへ素早く回転する。その結果，図９の（ｂ）に示すように，第２カム機構１５₂ の上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａは互いに半ピッチずらした噛み合い可能の配置となる。

次にピストン５が吸気行程の後半に来ると，ピストンインナ５ａには，ピストンアウタ５ｂに先行して下向きの慣性力が作用するため，ピストンアウタ５ｂは，図９の（ｃ）のように，第２カム機構１５₂ の上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａを互いに噛み合せながら，即ち第２カム機構１５₁ を軸方向に収縮させながら，ピストンインナ５ａに対して相対的に上昇し，高圧縮比位置Ｈを占めることになる。

このようにピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａに対して相対的に上昇すると，第１カム機構１５₁ では，第１回転カム板１７₁ に対して第２固定カム１６₁ が上昇することになり，それに伴ない上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａが噛み合い状態から解放されるので，第１回転カム板１７₁ は第１アクチュエータ２０₁ の作動プランジャ２３₁ の油圧による押圧力により受圧ピン２８₂ を介して第２回転位置Ｂへ素早く回転する（図５参照）。その結果，図８の（ｄ）に示すように，第１カム機構１５₁ の上下のカム山１６₁ ａ，１７₂ ａは互いに平坦な頂面を当接対向させる。このような第１カム機構１５₁ の軸方向拡張作用により，第１軸方向間隔Ｓ₁ は増加して，ピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈを保持することになる。かくして，内燃機関Ｅは高圧縮比状態となる。

上記圧縮比可変装置の構成は，特許文献１に開示されたものを踏襲している。

さて，前記電磁切換弁４５には，図１に示すように，その作動を制御する電子制御ユニット５０が接続され，この電子制御ユニット５０には，機関Ｅの回転数を検出する回転数センサ５１，機関Ｅのスロットル弁の開度を検出するスロットルセンサ５２，機関Ｅの温度（例えば冷却水温度）を検出する温度センサ５３等の出力信号が入力される。

また電子制御ユニット５０には，切換閾値算出マップ５４，切換所要相当時間算出マップ５５，切換閾値滞在時間算出マップ５６及び，機関Ｅの運転条件が切換閾値Ｔｉの領域に入ったとき作動を開始するカウンタ５７が備えられる。

図１０に示すように，切換閾値算出マップ５４によれば，切換閾値Ｔｉは，機関回転数Ｎｅ及びトルクＴｑに基づいて算出される。尚，機関回転数Ｎｅが高くなると，切り換え遅れ時間が増加することから，緩加速・緩減速と判定したときでも，緩やかさの度合いと共に算出値にヒステリシスを付すことが望ましい。

図１１に示すように，切換所要相当時間算出マップ５５によれば，切換所要相当時間Ｔｍｉｎは，機関回転数Ｎｅに基づいて算出される。尚，切換所要相当時間Ｔｍｉｎの算出に際しては，機関温度Ｔｗを加味することが望ましい。即ち，機関の高温時には，圧縮比可変装置の構成要素の熱膨張による各部クリアランスの縮小に伴ない切換所要相当時間Ｔｍｉｎが増加することを加味し，機関の低温時には，反対に，圧縮比可変装置の各部クリアランスの拡大に伴ない切換所要相当時間Ｔｍｉｎが減少することを加味する。

図１２に示すように，切換閾値滞在時間算出マップ５６によれば，機関Ｅの運転条件が切換閾値Ｔｉ近傍に滞在している時間Ｔｍａｘは，同じく機関回転数Ｎｅに基づいて算出される。

次に，電子制御ユニット５０の制御プログラミングの実行手順を，図１２の作用図を参照しながら，図１３のフローチャートに沿って説明する。

先ず，ステップＳ１において，回転数センサ５１の出力信号から機関回転数Ｎｅを読み込み，スロットルセンサ５２の出力信号から機関Ｅの負荷（トルク）Ｔｑを読み込み，また同出力信号から単位時間当たりのスロットル弁の開度変化量，即ちその開度変化速度Ａｐｄを読み込み，温度センサ５３の出力信号から機関温度Ｔｗを読み込む。

ステップＳ２では，スロットル弁の開度変化速度Ａｐｄの，所定値Ａｐｓ（緩加速・緩減速の上限値に対応するスロットル弁の開度変化速度）に対する大小関係から，機関Ｅが緩加速・緩減速状態にあるか否かを算出し，緩加速・緩減速状態にあれば，ステップＳ３に進む。

ステップＳ３では，切換閾値算出マップ５４から切換閾値Ｔｉ（トルク）を算出し，また切換所要相当時間算出マップ５５から切換所要相当時間Ｔｍｉｎを算出し，さらに切換閾値滞在時間算出マップ５６から切換閾値滞在時間Ｔｍａｘを算出し，ステップＳ４に進む。

ステップＳ４では，このときの機関トルクＴｑが前記切換閾値Ｔｉ（トルク）より大か否かを判定し，大であれが，機関Ｅの運転条件が切換閾値Ｔｉに達しているとして，ステップＳ５に進みむ。

ステップＳ５では，即座にカウンタ５７の作動を開始すると共に，切り換えフラグＣを立てゝからステップＳ６に進む。

ステップＳ６では，カウンタ５７の作動時間Ｔが切換所要相当時間Ｔｍｉｎより大か否かを判定し，大であればステップＳ７に進む。

ステップＳ７では，上記カウンタ５７の作動時間Ｔが切換閾値滞在時間Ｔｍａｘより小か否かを判定し，小であればステップＳ８に進んで，切り換えフラグＣが１か否かを判定し，Ｃ＝１であれば，前記電磁切換弁４５に切り換え信号を送り，機関Ｅの圧縮比の切り換えを行う。

その後，時間の経過に伴ない，ステップＳ８でＣ≧２と判定されるに至ると，ステップＳ１０に進んで，圧縮比の再切り換えを禁止する。

ステップＳ７で，カウンタ５７の作動時間Ｔが切換閾値滞在時間Ｔｍａｘより大であると判定されるに至ると，リターンに移り，したがって圧縮比の再切り換え禁止は解除される。

以上より明らかなように，電子制御ユニット５０の制御プログラミングの実行によれば，機関Ｅが緩加速・緩減速状態となって，その運転条件が切換閾値Ｔｉを頻繁に跨ぐような状況に入った場合には，先ず，一度は機関Ｅの圧縮比の切り換えを行うが，その後，その切り換えた状態を所定時間持続させるべく，圧縮比の再切り換えを禁止する。これにより，最初に切り換えた圧縮比を，機関Ｅの緩加速・緩減速運転に最適な圧縮比として保持することができる。このような圧縮比の切換及び保持制御は，高圧縮比から低圧縮比，低圧縮比から高圧縮比の何れの場合にも適用される。

一般に，機関Ｅの緩加速・緩減速状態では，圧縮比は最初に切り換えた方に機関の運転条件が滞在する傾向が強いのであり，この傾向は，ドライバの要求特性が如実に現れるスロットル弁開度変化によりもたらされる。したがって，上記のように，最初に切り換えた圧縮比を，機関Ｅの緩加速・緩減速に最適な圧縮比として保持することは，ドライバの要求特性に適合することになるから，ドライバビリティを満足させることができ，のみならず出力向上及び燃費低減に寄与し得る。また圧縮比可変装置の切換ハンチングを回避して，該装置の耐久性を高め得ることは勿論である。

また最初の圧縮比の切り換えは，内燃機関Ｅの運転条件が前記切換閾値Ｔｉに達してから，圧縮比可変装置の切換所要相当時間Ｔｍｉｎの経過後に実行されるので，機関の圧縮比を，切り換え指令の圧縮比に確実に対応させることができる。

そして最初の圧縮比の切り換え実行後，その切り換えた状態を持続させる所定時間は，機関Ｅの運転条件の切換閾値Ｔｉ近傍での滞在時間Ｔｍａｘより短く設定されるので，最初の圧縮比の切り換え後，運転条件の変化時，次の適正な圧縮比に切り換えるべきタイミングの見逃しを防ぐことができる。

さらに前記滞在時間Ｔｍａｘは，内燃機関Ｅの運転条件に基づいて算出することにより，算出滞在時間を実滞在時間に極力近づけることができる。

本発明は上記実施例に限定されるものではなく，その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。例えば，電磁切換弁４５の作動態様は，上記実施例の場合と逆であっても差し支えはない。即ち，該切換弁４５の非通電状態で油路４４をオイルポンプ４６に接続し，通電状態で油路４４を油溜め４７に接続することもできる。また本発明の圧縮比切換制御は，特許文献１記載のものは勿論，特許文献２〜４に記載されるもの等にも適用可能である。

本発明の圧縮比可変装置を備える内燃機関の要部縦断正面図。 図１の２−２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。 高圧縮比状態を示す，図２との対応図。 図２の４−４断面図。 図３の５−５線拡大断面図。 図２の６−６線断面図。 図３の７−７線断面図。 高圧縮比状態から低圧縮比状態への切り換え作用説明図。 低圧縮比状態から高圧縮比状態への切り換え作用図。 電子制御ユニットに備える切換閾値算出マップ。 同電子制御ユニットに備える切換所要相当時間判定マップ。 同電子制御ユニットに備える切換閾値滞在時間算出マップ。 同電子制御ユニットの制御プログラミングの実行手順を示すフローチャート。 制御ユニットの作用説明図。

符号の説明

Ｅ・・・・・・・内燃機関
Ｔｉ・・・・・・切換閾値
Ｔｍｉｎ・・・・切換所要相当時間
Ｔｍａｘ・・・・切換閾値滞在時間
５０・・・・・・手段（電子制御ユニット）

Claims (5)

1. 内燃機関（Ｅ）の所定の運転条件に対応する切換閾値（Ｔｉ）を境にして，内燃機関（Ｅ）の圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えるようにした，内燃機関の圧縮比可変装置において，
   内燃機関（Ｅ）が緩加速・緩減速状態に入ったときは，最初に圧縮比の切り換えを実行した後，その切り換えた状態を所定時間持続させる手段（５０）を備えることを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
2. 請求項１記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記最初の圧縮比の切り換えを，内燃機関（Ｅ）の運転条件が前記切換閾値（Ｔｉ）に達してから，圧縮比可変装置の切換所要相当時間（Ｔｍｉｎ）の経過後に実行することを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
3. 請求項２記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記最初の圧縮比の切り換え実行後，その切り換えた状態を持続させる前記所定時間を，内燃機関（Ｅ）の運転条件の前記切換閾値（Ｔｉ）近傍での滞在時間（Ｔｍａｘ）以下に設定することを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
4. 請求項３記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記滞在時間（Ｔｍａｘ）を，内燃機関（Ｅ）の運転条件に基づいて算出することを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
5. 請求項１〜５の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記切換閾値（Ｔｉ）を，少なくとも内燃機関（Ｅ）のスロットル開度に基づいて設定することを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
   

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