JP2010038031A - 可変圧縮比内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 ピストンインナおよびピストンアウタを備えた可変圧縮比内燃機関の圧縮比の変更時に発生する衝撃を低減する。
【解決手段】 内燃機関の運転中にピストンアウタに作用する筒内圧力および慣性力の合力により、ピストンアウタを排気上死点付近で低圧縮比位置から高圧縮比位置へと燃焼室側に移動させるとき、排気弁の閉弁タイミングを進角することで筒内圧力を高めに保持し、ピストンアウタの燃焼室側への移動速度を低く抑えて圧縮比切換時の衝撃を低減することができる。逆に、吸気下死点付近でピストンアウタを高圧縮比位置から低圧縮比位置へとピストンインナ側に移動させるとき、吸気弁の開弁タイミングを遅角することで筒内圧力を低めに保持し、ピストンアウタのピストンインナ側への移動速度を低く抑えて圧縮比切換時の衝撃を低減することができる。
【選択図】 図１６

Description

本発明は、コンロッドにピストンピンを介して連結されたピストンインナと、前記ピストンインナにシリンダ軸線方向に移動可能に支持されて燃焼室に臨むピストンアウタとを備え、内燃機関の運転中に前記ピストンアウタに作用する筒内圧力および慣性力の合力により、該ピストンアウタの位置を前記ピストンインナ寄りの低圧縮比位置と前記燃焼室寄りの高圧縮比位置との間で変更可能な可変圧縮比内燃機関に関する。

かかるピストンインナおよびピストンアウタよりなる二重ピストンを備えた可変圧縮比内燃機関は、下記特許文献１により公知である。

またクランクシャフトおよびピストンに対してシリンダブロックおよびシリンダヘッドをカム機構で上下動させ、燃焼室の容積を増減することで圧縮比を変更する可変圧縮比内燃機関において、前記カム機構の駆動力を低減すべく吸気弁および排気弁のバルブタイミングを変更するものが、下記特許文献２により公知である。
特開２００３−６５０９０号公報 特開２００５−８３３６１号公報

ところで、上記特許文献１に記載されたものは、低圧縮比→高圧縮比の切換時にピストンインナに対してピストンアウタが上昇し、高圧縮比→低圧縮比の切換時にピストンインナに対してピストンアウタが下降するため、その移動の終端で衝撃が発生して振動や騒音の原因となり、しかも内燃機関の高回転時ほど前記衝撃が著しくなる問題がある。

また上記特許文献２に記載されたものは、吸気弁および排気弁のバルブタイミングを変更することで、圧縮比を変更するカム機構の駆動力を低減しているが、バルブタイミングの変更が圧縮比を急激に変化させる方向に作用するため、圧縮比の変更完了時に強い衝撃が発生する可能性がある。

本発明は、前述の事情に鑑みてなされたもので、ピストンインナおよびピストンアウタを備えた可変圧縮比内燃機関の圧縮比の変更時に発生する衝撃を低減することを目的とする。

上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、コンロッドにピストンピンを介して連結されたピストンインナと、前記ピストンインナにシリンダ軸線方向に移動可能に支持されて燃焼室に臨むピストンアウタとを備え、内燃機関の運転中に前記ピストンアウタに作用する筒内圧力および慣性力の合力により、該ピストンアウタの位置を前記ピストンインナ寄りの低圧縮比位置と前記燃焼室寄りの高圧縮比位置との間で変更可能な可変圧縮比内燃機関において、圧縮比の変更時に前記筒内圧力を制御する筒内圧力制御手段を備えることを特徴とする可変圧縮比内燃機関が提案される。

また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、排気上死点付近で前記ピストンアウタを前記低圧縮比位置から前記高圧縮比位置へと移動させるとき、前記筒内圧力制御手段は、圧縮比の非切換時に比べて排気弁の閉弁タイミングを進角することを特徴とする可変圧縮比内燃機関が提案される。

また請求項３に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、吸気下死点付近で前記ピストンアウタを前記高圧縮比位置から前記低圧縮比位置へと移動させるとき、前記筒内圧力制御手段は、圧縮比の非切換時に比べて吸気弁の開弁タイミングを遅角することを特徴とする可変圧縮比内燃機関が提案される。

尚、実施の形態の可変バルブタイミング機構６３は本発明の筒内圧力制御手段に対応する。

請求項１の構成によれば、内燃機関の運転中にピストンアウタに作用する筒内圧力および慣性力の合力により、ピストンアウタの位置をピストンインナ寄りの低圧縮比位置と燃焼室寄りの高圧縮比位置との間で変更する際に、筒内圧力制御手段により筒内圧力を変化させることで筒内圧力および慣性力の合力を制御し、ピストンアウタがピストンインナに対して急激に相対移動しないようにして衝撃を低減し、振動や騒音を低減するとともにピストンの耐久性を高めることができる。

また請求項２の構成によれば、排気上死点付近でピストンアウタを低圧縮比位置から高圧縮比位置へと燃焼室側に移動させるとき、排気弁の閉弁タイミングを進角することで筒内圧力を高めに保持し、ピストンアウタの燃焼室側への移動速度を低く抑えて圧縮比切換時の衝撃を低減することができる。

また請求項３の構成によれば、吸気下死点付近でピストンアウタを高圧縮比位置から低圧縮比位置へとピストンインナ側に移動させるとき、吸気弁の開弁タイミングを遅角することで筒内圧力を低めに保持し、ピストンアウタのピストンインナ側への移動速度を低く抑えて圧縮比切換時の衝撃を低減することができる。

以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。

図１〜図２３は本発明の実施の形態を示すもので、図１は圧縮比可変装置を備えた内燃機関の要部縦断正面図、図２は上記圧縮比可変装置の上方からの分解斜視図、図３は同圧縮比可変装置の下方からの分解斜視図、図４は図１の要部拡大図（低圧縮比状態）、図５は図４の５−５線断面図、図６は図５の６−６線断面図、図７は図５の７−７線断面図、図８は図５の８−８線断面図、図９は高圧縮比状態を示す、図４との対応図、図１０は図９の１０−１０線断面図、図１１は図１０の１１−１１線断面図、図１２は図１０の１２−１２線断面図、図１３は図５の１３−１３線断面図（低圧縮比状態）、図１４は高圧縮比状態を示す、図１３との対応図、図１５はピストンに作用する荷重の変化を示す図（バルブタイミング制御なしの場合）、図１６はピストンに作用する荷重の変化を示す図（バルブタイミング制御ありの場合）、図１７は低圧縮比→高圧縮比の切換時を示す、図１６の要部の詳細図、図１８は高圧縮比→低圧縮比の切換時を示す、図１７との対応図、図１９は内燃機関の回転数に応じたバルブタイミングの切換の説明図、図２０は圧縮比切換時の衝撃を低減するためのバルブタイミング変更制御のフローチャート、図２１は目標圧縮比を検索するマップ、図２２は低圧縮比→高圧縮比の切換時の振動低減効果の説明図、図２３は高圧縮比→低圧縮比の切換時の振動低減効果の説明図である。

先ず、図１および図５において、内燃機関Ｅの機関本体１は、シリンダボア２ａを有するシリンダブロック２と、このシリンダブロック２の下端に結合されるクランクケース３と、シリンダボア２ａの上端に連なるペントルーフ型燃焼室４ａを有してシリンダブロック２の上端に結合されるシリンダヘッド４とからなっており、そのシリンダヘッド４には、燃焼室４ａの天井面に開口する吸気ポート３０ｉおよび排気ポート３０ｅをそれぞれ開閉する吸気弁３１ｉおよび排気弁３１ｅと、燃焼室４ａの中心部に電極を臨ませる点火プラグ３２とが設けられる。

シリンダボア２ａに摺動可能に嵌装されるピストン５にはコンロッド７の小端部７ａがピストンピン６を介して連結され、コンロッド７の大端部７ｂは、左右一対のベアリング８，８を介してクランクケース３に回転自在に支承されるクランク軸９のクランクピン９ａに連結される。

図２〜図５に示すように、前記ピストン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の外周面に摺動自在に嵌合し、頂面を燃焼室４ａに臨ませるピストンアウタ５ｂとからなっており、ピストンアウタ５ｂの外周に、シリンダボア２ａの内周面に摺動自在に密接する複数のピストンリング１０ａ〜１０ｃが装着される。

ピストンインナ５ａには、前記ピストンピン６の両端部を支持する一対のピンボス部１１，１１と、これらピンボス部１１，１１の外端に対応する部分を除いてシリンダボア２ａの内周面に摺動自在に嵌合する円弧状の一対のスカート部１２，１２とが一体に形成される。前記ピストンピン６は中空に形成されている。

一方、ピストンアウタ５ｂは、ピストンリング１０ａ〜１０ｃが装着される周壁を上記スカート部１２，１２の上端面１２ａとの対向位置で終わらせている。このピストンアウタ５ｂには、両ピンボス部１１，１１の外端に対向する一対の耳部１３，１３が一体に形成される。これらには、ピストン５の軸方向を長径とする長孔１４，１４が設けられており、これら長孔１４，１４には、前記ピストンピン６の中空部を貫通する延長軸１５の両端部がピストン５の軸方向に沿って摺動可能に嵌合され、この延長軸１５は、ピストンピン６に圧入等により固着される。しかして、上記長孔１４，１４および延長軸１５の嵌合により、ピストンインナ５ａおよびピストンアウタ５ｂは、相対回転を阻止されながら軸方向の相対摺動が許容され、延長軸１５が長孔１４，１４の下側面に当接することにより、ピストンアウタ５ｂに対するピストンインナ５ａの下方摺動限界が規制される。

またピストンインナ５ａの外周面の、ピストンピン６の両端面が臨む両側部に、ピストンピン５の軸方向に延びる一対の内側摺動平坦面２３，２３が形成され、これら内側摺動平坦面２３，２３が摺動自在に当接する外側摺動平坦面２４，２４がピストンアウタ５ｂの耳部１３，１３内側面に形成され、これら摺動平坦面２３，２４も、ピストンインナ５ａおよびピストンアウタ５ｂの相対回転を阻止しながら軸方向の相対摺動を許容する。したがって、ピストンインナ５ａおよびピストンアウタ５ｂの相対回転は、長孔１４，１４および延長軸１５相互の嵌合と、内側および外側摺動平坦面２３，２４相互の当接とにより、これを強力に阻止することができる。

また図２、図３および図５において、ピストンインナ５ａおよびピストンアウタ５ｂは、前記延長軸１５および長孔１４，１４の摺動自在の嵌合と、ピストンインナ５ａ外周の一対の円弧面３３，３３およびピストンアウタ５ｂの雌スプライン４２の内周面４２ａの摺動自在の嵌合とにより充分な軸方向相対摺動支持長さを得て、安定した軸方向相対摺動を確保することができる。上記円弧面３３，３３は、一対のスカート部１２，１２の上端面１２ａと第１支持面１７との間を結ぶように垂直に形成されるものである。

図３〜図５に明示するように、ピストンインナ５ａの上部には、その外周側から順に、上向きの環状の第１支持面１７、この第１支持面１７の内周縁から起立する第１枢軸１８、この第１枢軸１８の上端に形成される環状の第２支持面１９、この第２支持面１９の内周縁から起立する第２枢軸２０、並びにこの第２枢軸２０の上端面に形成される環状の第３支持面２１がピストンインナ５ａと同軸状に形成される。上記第２枢軸２０は、その軽量化のために、周方向に沿って複数のブロックに分割されると共に、その中心部には、前記コンロッド７の小端部７ａが臨む開口部２２が設けられ、クランクケース３内、即ちクランク室３ａで発生する飛散潤滑油がこの開口部２２を通過するようになっている。

そして、第１枢軸１８には、第１支持面１７に載置される環状のロック板２５が回転可能に嵌合され、このロック板２５の上面に対向するようにして第２枢軸２０に嵌合する環状の第１押さえ板２６が第２支持面１９に複数のビス２７，２７…により固着される。さらに第２枢軸２０には、第１押さえ板２６上に載置される環状のリフト部材２８が回転可能に嵌合され、このリフト部材２８の内周縁部の上面に対向する第２押さえ板２９が複数のビス３４，３４…により第３支持面２１に固着される。

リフト部材２８は、第２枢軸２０周りに設定されるリフト位置Ｂおよびリフト解除位置Ａ間を往復回動し得るもので、その往復回動に伴いピストンアウタ５ｂをピストンインナ５ａ寄りの低圧縮比位置Ｌ（図４、５参照）と、燃焼室４ａ寄りの高圧縮比位置Ｈ（図９、１０参照）とに交互に保持するカム機構３７の要部をなしている。

即ち、カム機構３７は、図４、図５および図８に示すように、上記リフト部材２８と、このリフト部材２８の上面に一体に突設される環状配列の複数の第１カム山３８，３８…と、ピストンアウタ５ｂのヘッド部下面に突設される環状配列の第２カム山３９，３９…とよりなっており、各カム山３８，３９は、その頂面が平坦面とされると共に、各カム山３８，３９の配列方向に並ぶ両側面が、その頂面に対する垂直面とされる矩形断面形状に形成される。

しかして、リフト部材２８がリフト解除位置Ａにあるときは、該リフト部材２８の第１カム山３８，３８…間の谷に上部の第２カム山３９，３９…が出入り可能であり（図１３参照）、ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌまたは高圧縮比位置Ｈへの移行が許容される。そして第１および第２カム山３８，３９が噛み合って、少なくとも一方のカム山の頂面が他方のカム山間の谷底に当接すれば、カム機構３７は軸方向収縮状態となり、ピストンアウタ５ｂに低圧縮比位置Ｌを与える。

またリフト部材２８がリフト位置Ｂにあるときは、第１および第２カム山３８，３９同士が平坦な頂面を衝合させる（図１４参照）ことで、カム機構３７は軸方向拡張状態となって、ピストンアウタ５ｂに高圧縮比位置Ｈを与える。このとき、前述のようにピストンピン６に固着した延長軸１５が、ピストンアウタ５ｂにおける耳部１３，１３の長孔１４，１４の下側面に当接することで、ピストンアウタ５ｂが所定の高圧縮比位置Ｈを超えて燃焼室４ａ側に移動することが阻止される。

図４、図５および図７に示すように、前記ロック板２５は、第１枢軸１８周りに設定されるロック解除位置Ｃ（図１２参照）およびロック位置Ｄ（図７参照）間を往復回動し得るもので、そのロック位置Ｄでカム機構３７の軸方向収縮状態を保持するロック機構４０の要部をなしている。

即ち、ロック機構４０は、ロック板２５と、このロック板２５の外周に形成される雄スプライン４１と、この雄スプライン４１が摺動可能に嵌合するようにピストンアウタ５ｂの内周に形成される雌スプライン４２と、この雌スプライン４２の溝部の上端部を相互に連通させて、雄スプライン４１の歯部の回転、進入を許す環状のロック溝４３とで構成され、ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌおよび高圧縮比位置Ｈ間での位置切換の際には、ロック板２５をロック解除位置Ｃに設定して、雄スプライン４１を雌スプライン４２との摺動関係に置き、またピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌに来たときは、ロック板２５をロック位置Ｄに回動して雄スプライン４１の歯部をロック溝４３に進入させ、その雄スプライン４１の歯部と雌スプライン４２の歯部との端面同士を突き当てることにより、ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌがロックされる。

図２および図１０に示すように、前記第１押さえ板２６によるロック板２５の押さえを強化するために、雄スプライン４１の複数の溝部に配置されて第１押さえ板２６の外周部下面を支持する複数のボス３５，３５…がピストンインナ５ａに一体に形成され、これらボス３５，３５…に第１押さえ板２６の外周部が複数のビス２７′，２７′…により固着される。勿論、上記ボス３５，３５…は、雄スプライン４１のロック解除位置Ｃおよびロック位置Ｄへの回動を妨げないように形成される。

ピストンインナ５ａには、上記リフト部材２８およびロック板２５をそれぞれ駆動する第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ が設けられ、これらについて図５、図６、図１３および図１４を参照しながら説明する。

先ず、第１アクチュエータ４５₁ より説明する。ピストンインナ５ａには、ピストンピン６の一側方にそれと平行に延びる有底のシリンダ孔４６₁ と、このシリンダ孔４６₁ の中間部の上壁および第１押さえ板２６を貫通する一連の長孔４７₁ とが設けられ、リフト部材２８の下面に突設された受圧ピン４８₁ が長孔４７₁ を通してシリンダ孔４６₁ に臨ませてある。

受圧ピン４８₁ には、シリンダ孔４６₁ に緩く嵌合してシリンダ孔４６₁ 内でその半径方向に遊び得る円板状の摺動子４９₁ が相対的に首振り自在に取り付けられる。シリンダ孔４６₁ には、この摺動子４９₁ を挟んで作動プランジャ５０₁ および有底円筒状の戻しプランジャ５１₁ が摺動可能に嵌装される。したがって、摺動子４９₁ は受圧ピン４８₁ と作動プランジャ５０₁ および戻しプランジャ５１₁ との間に介装されることになるが、受圧ピン４８₁ の、リフト部材２８の回動中心周りの円弧運動は、摺動子４９₁ が作動プランジャ５０₁ および戻しプランジャ５１₁ 間で摺動しながらシリンダ孔４６₁ 内を移動することで許容される。しかも受圧ピン４８₁ から作動プランジャ５０₁ および戻しプランジャ５１₁ に至る各部の接触は、常に面接触となるので、その接触部の耐摩耗性が確保される。

シリンダ孔４６₁ 内には、作動プランジャ５０₁ の内端が臨む油圧室５２₁ が画成され、この油圧室５２₁ に油圧を供給すると、その油圧を受けて作動プランジャ５０₁ が摺動子４９₁ および受圧ピン４８₁ を介してリフト部材２８をリフト位置Ｂへ回動するようになっており、前記長孔４７₁ は、そのときの受圧ピン４８₁ の動きを妨げない大きさになっている。

またシリンダ孔４６₁ の開放側端部には、円筒状のばね保持筒５３₁ が止環５４₁ を介して係止され、このばね保持筒５３₁ と前記戻しプランジャ５１₁ との間に、その戻しプランジャ５１₁ を受圧ピン４８₁ 側に付勢する戻しばね５５₁ が縮設される。

しかして、リフト部材２８のリフト解除位置Ａは、受圧ピン４８₁ が長孔４７₁ の、作動プランジャ５１₁ 側内端壁に当接することにより規定され（図１３参照）、リフト部材２８のリフト位置Ｂは、受圧ピン４８₁ が摺動子４９₁ および戻しプランジャ５１₁ を介してばね保持筒５３₁ に当接することにより規定される（図１４参照）。

第２アクチュエータ４５₂ は、ピストンピン６を挟んで第１アクチュエータ４５₁ と軸対称的もしくは点対称的に配置され、受圧ピン４８₂ はロック板２５の下面に突設される。その他の構成は、第１アクチュエータ４５₁ と同様であるので、図中、第１アクチュエータ４５₁ と対応する部分には、添え字のみを「₂ 」とした対応符号を付して、その詳細な説明を省略する。

しかして、ロック板２５のロック解除位置Ｃは、受圧ピン４８₂ が長孔４７₂ の、作動プランジャ５０₂ 側内端壁に当接することにより規定され、ロック板２５のロック位置Ｄは、受圧ピン４８₂ が摺動子４９₂ および戻しプランジャ５１₂ を介してばね保持筒５３₂ に当接することにより規定される。

ところで、受圧ピン４８₁ ，４８₂ の作動ストロークを、長孔４７₁ ，４７₂ の内端壁で規定するすれば、受圧ピン４８₁ ，４８₂ の作動ストロークを高精度に規定することができ、また作動プランジャ５０₁ ，５０₂ および戻しプランジャ５１₁ ，５１₂ を、シリンダ孔４６₁ ，４６₂ の内端壁に当接させることで受圧ピン４８₁ ，４８₂ の作動ストロークを規制すれば、受圧ピン４８₁ ，４８₂ の作動限界において受圧ピン４８₁ ，４８₂ から負荷を取り除くことができる。

こうして第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ は、実質的に同一構造に構成されると共に、第１押さえ板２６を挟んで上下に重ね配置されるリフト部材２８およびロック板２５の下方で、ピストンインナ５ａの軸線を挟むようにして配置される。また第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の互いに対応する部品には互換性が付与される。これにより、第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の構成部品の共通化を図り、コストの低減を大いに図ることができる。

図１および図６に示すように、前記ピストンピン６と、その中空部に嵌合された延長軸１５との間に筒状の油室５７が画成され、この油室５７を第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の油圧室５２₁ ，５２₂ に接続する第１および第２分配油路５８₁ ，５８₂ がピストンピン６およびピストンインナ５ａに渡り設けられる。また油室５７は、ピストンピン６、コンロッド７およびクランク軸９に渡り設けられる油路５９に接続され、この油路５９は、電磁式の切換弁６０を介して油圧源たるオイルポンプ６１と、油溜め６２とに切換可能に接続される。油溜め６２は、クランクケース３底部に取り付けられるオイルパンであり、したがって第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の作動油として、内燃機関Ｅの潤滑油が使用される。

図４において、前記延長軸１５は、両端の開放面を端板１５ａ，１５ａで閉塞される中空部１５ｂを有しており、その中空部１５ｂは、延長軸１５中央部の通孔１６ａを通してピストンピン６内の筒状の油室５７に連通され、またその中空部１５ｂは、延長軸１５の両端部の噴孔１６ｂ，１６ｂを介して前記耳部１３，１３の長孔１４，１４内に連通される。その際、延長軸１５の各端部の噴孔１６ｂは、対応する長孔１４の下端面に向かって開口するように配置することが望ましく、図示例では、噴孔１６ｂを延長軸１５の端部に周方向に複数配列して、ピストンピン６が回転しても、少なくとも一つの噴孔１６ｂが長孔１４の下端面を指向するようにしてある。

図５および図１０に示すように、吸気弁３１ｉおよび排気弁３１ｅには、そのバルブタイミングを変更可能な可変バルブタイミング機構６３が接続される。可変バルブタイミング機構６３には、例えば、特開平７−３３２０５１号公報に記載されているように、異なる形状を有する複数の動弁カムにより駆動される複数のロッカーアームを油圧作動のピンで連結あるいは連結解除することで、吸気弁３１ｉおよび排気弁３１ｅのバルブタイミングを変更するものや、特開２０００−２２７０３３号公報に記載されているように、カムシャフトの軸端に設けられてタイミングチェーンで駆動されるスプロケットと前記カムシャフトとの間に設けられ、スプロケットの位相に対するカムシャフトの位相を油圧で変化させることで、吸気弁３１ｉおよび排気弁３１ｅのバルブタイミングを変更するものがある。

次に、上記構成を備えた本発明の実施の形態の作用について説明する。

先ず、図１５に基づいてピストンアウタ５ｂに作用する荷重の変化を説明する。ピストンアウタ５ｂに作用する荷重には、燃焼室４ａの圧力に基づく筒内圧力荷重と、ピストン５の昇降に基づく慣性力荷重とがあり、その二つの合力がピストンアウタ５ｂに作用する荷重（以下、ピストン荷重という）となる。

筒内圧力は圧縮行程で急激に増加して圧縮上死点でピーク値になった後、膨張行程で急激に減少して膨張下死点で略大気圧のボトム値になり、続く排気行程および吸入行程で概ね前記ボトム値付近の値に維持される。よって、上向きのピストン荷重を正とし、下向きのピストン荷重を負としたとき、筒内圧力荷重は圧縮行程で略ゼロの値から急激に減少して圧縮上死点でボトム値になった後、膨張行程で急激に増加して膨張下死点で略ゼロの値に復帰し、続く排気行程および吸入行程で略ゼロの値に維持される。一方、慣性力荷重はサインカーブ状に変化し、圧縮行程で負値から正値に増加し、膨張行程で正値から負値に減少し、排気行程で負値から正値に増加し、吸入行程で正値から負値に減少する。

その結果、ピストンアウタ５ｂに作用するピストン荷重は、排気行程の後半から排気上死点を経て吸入行程の前半までの期間で正値（上向き）となり、その前後の期間で負値（下向き）となる。

図３〜図８および図１３に示すように、カム機構３７のリフト部材２８がリフト解除位置Ａにあり、またロック板２５がロック溝４３に係合していることで、いま、ピストンアウタ５ｂは、ピストンインナ５ａ側に寄った低圧縮比位置Ｌに保持されているとする。したがって、この状態で運転される内燃機関Ｅの圧縮比は比較的低く制御される。

このような状態から、例えば内燃機関Ｅの高速運転時、出力向上を図るべく高圧縮比状態を得るには、切換弁６０を通電状態、即ちオン状態にして、油路５９をオイルポンプ６１に接続する。こうすると、オイルポンプ６１が吐出する作動油は、クランクシャフト９の上流側油路５９ａ、コンロッド７の下流側油路５９ｂ、第１および第２分配油路５８₁ ，５８₂ を経て第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の油圧室５２₁ ，５２₂ に供給される。

すると、先ず第２アクチュエータ４５₂ の作動プランジャ５０₂ が油圧室５２₂ の油圧を受けて摺動子４９₂ と共に受圧ピン４８₂ を、戻しばね５５₂ の付勢力に抗して押圧するので、受圧ピン４８₂ がロック板２５をロック位置Ｄ（図７参照）からロック解除位置Ｃ（図９参照）へと回動し、ロック板２５の雄スプライン４１とピストンアウタ５ｂの雌スプライン４２との摺動嵌合が可能な状態となる。

そこで、ピストンアウタ５ｂは、次のようなピストン荷重の作用で高圧縮比位置Ｈへ移動する。即ち、図１５で説明したように、排気上死点の付近で、それまで下向きに作用していたピストン荷重が上向きに変化すると、ピストンアウタ５ｂはピストンインナ５ａから燃焼室４ａ側へ離れる方向に変位し、これに伴ないピストンインナ５ａに支持される延長軸１５がピストンアウタ５ｂの耳部１３，１３の長孔１４，１４を相対的に下降して、それら長孔１４，１４の下端壁に当接することにより、ピストンアウタ５ｂは所定の高圧縮比位置Ｈでその変位は阻止される。

したがって、特別なストッパ部材を用いることなく、ピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置側への移動限界を規制することができ、装置の構造の簡素化に寄与し得る。しかもピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置側への移動限界規制時の衝撃は、ピストンアウタ５ｂから、互いに当接する長孔１４，１４下端壁および延長軸１５を介してピストンピン６に直接的に伝達させ、ピストンインナ５ａには伝達させないので、ピストンインナ５ａに設けられるカム機構３７、ロック機構４０、第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ 等への衝撃の影響を防ぐことができ、それらの耐久性および作動安定性を確保することができる。

ピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置Ｈに来ると、リフト部材２８の第１カム山３８，３８…がピストンアウタ５ｂの第２カム山３９，３９…間の谷部から離脱するので、第１アクチュエータ４５₁ において、既に油圧室５２₁ の油圧を受けていた作動プランジャ５０₁ が摺動子４９₁ と共に受圧ピン４８₁ を戻しばね５５₁ の付勢力に抗して押動し、リフト部材２８をリフト解除位置Ａからリフト位置Ｂへと回動する。したがって、図１４に示すように、第１カム山３８，３８…と第２カム山３９，３９…とは互いに平坦の頂面を当接させることになる。即ち、カム機構３７は軸方向拡張状態となる。

こうして、ピストンアウタ５ｂは、カム機構３７の軸方向拡張状態と、延長軸１５および長孔１４，１４下端壁の当接とにより高圧縮比位置Ｈに保持される。したがって、ピストンインナおよびアウタ５ａ，５ｂは、圧縮比を高めながら一体となってシリンダボア２ａ内を昇降し、内燃機関Ｅの出力性能の向上に寄与することができる。しかも、カム機構３７において、互いに当接する環状配列の第１および第２カム山３８，３９の頂面の当接面は、ピストン５の全周に均等に分布する上、その総合面積が広いので、カム機構３７は、内燃機関Ｅの膨張行程や圧縮行程での大なる筒内圧力に充分に耐えることができる。

次に、内燃機関Ｅを、上記高圧縮比状態から、再び低圧縮比状態に切換えるには、切換弁６０をオフ状態、即ち非通電状態にして、油路５９を油溜め６２に開放する。すると、下流側油路５９ｂに連なる第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の油圧室５２₁ ，５２₂ は減圧し、第１および第２アクチュエータ４５₁ ，４５₂ の受圧ピン４８₁ ，４８₂ は、それぞれ戻しばね５５₁ ，５５₂ の付勢力を受ける戻しプランジャ５１₁ ，５１₂ の制御下に置かれる。

こうして、油圧室５２₁ ，５２₂ が減圧すると、先ず、第１アクチュエータ４５₁ では、戻しプランジャ５１₁ が受圧ピン４８₁ を摺動子４９₁ と共に油圧室５２₁ 側に押動して、リフト部材２８をリフト解除位置Ａへと回動し、第１カム山３８，３８…および第２カム山３９，３９…は、互いに頂部をずらした配置となるから、図１５で説明したように、吸入下死点の付近で、それまで上向きに作用していたピストン荷重が下向きに変化すると、ピストンアウタ５ｂは、図１３に示すように、第１カム山３８，３８…および第２カム山３９，３９…を相互に噛み合せながら、ピストンインナ５ａに近接するように変位し、一方のカム山３９の頂部が、他方のカム山３８間の谷底に突き当ったことでピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌが決まる。

ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌに到達すると、ロック板２５の雄スプライン４１は、ピストンアウタ５ｂのロック溝４３に進入可能となるから、第２アクチュエータ４５₂ の戻しプランジャ５１₂ が戻しばね５５₂ の付勢力で受圧ピン４８₂ を摺動子４９₂ と共に、油圧室５２₂ 側に押動して、ロック板２５をロック位置Ｄへと回動し、ロック機構４０をロック状態にする。即ち、ロック板２５の雄スプライン４１を、ピストンアウタ５ｂの雌スプライン４２の上端面に対向させ、両スプライン４１，４２相互の摺動を阻止する。

次に、低圧縮比→高圧縮比の切換時に排気弁３１ｅのバルブタイミングを進角することで切換振動を低減する原理を、図１６および図１７に基づいて説明する。図１７において、各特性曲線のうち、細線はバルブタイミングの制御なしの場合に対応し、太線はバルブタイミングの制御ありの場合に対応する。

通常、排気弁３１ｅは排気上死点の近傍で閉弁するが、排気弁３１ｅの閉弁タイミングを進角して通常よりも早めに閉弁することで、排気行程の末期で燃焼室４ａに排気を閉じ込めて筒内圧力を高めに維持することができる。その結果、筒内圧力荷重および慣性力荷重の合成荷重が正値（上向き）になるタイミングが、排気弁３１ｅのバルブタイミングの制御を行わない場合（図１５参照）に比べて遅れ、排気上死点の直前へと移動する。

低圧縮比→高圧縮比の切換は、筒内圧力荷重および慣性力荷重の合成荷重が正値（上向き）になることで行われるが、排気弁３１ｅのバルブタイミングの制御を行わない場合（図１５参照）では、合成荷重が早めに正値になるため、排気上死点の近傍で低圧縮比→高圧縮比の切換が行われるときに、上向きの合成荷重が過大になってピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置に向かって急激に上昇し、大きな衝撃を発生する虞がある。

一方、本実施の形態によれば、排気上死点の近傍における上向きの合成荷重が小さく抑えられるので、排気上死点の近傍で低圧縮比→高圧縮比の切換が行われるときに、上向きの合成荷重が適切な大きさに維持され、ピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置に向かって上昇する速度を抑制して大きな衝撃の発生を防止することができる。

尚、排気弁３１ｅのバルブタイミングを過剰に進角すると、合成荷重が正値（上向き）になるタイミングが排気上死点よりも後になり、ピストン５が下降を始めてからピストンアウタ５ｂが上昇して圧縮比の切換が行われることになり、極めて大きい衝撃が発生する虞がある。よって、排気弁３１ｅのバルブタイミングの進角量は、合成荷重が正値（上向き）になるタイミングが、排気上死点の直前になるように設定するのが望ましい。

次に、高圧縮比→低圧縮比の切換時に吸気弁３１ｉのバルブタイミングを遅角することで切換振動を低減する原理を、図１８に基づいて説明する。図１８において、各特性曲線のうち、細線はバルブタイミングの制御なしの場合に対応し、太線はバルブタイミングの制御ありの場合に対応する。

通常、吸気弁３１ｉは排気上死点の近傍で開弁するが、吸気弁３１ｉの開弁タイミングを遅角して通常よりも遅めに開弁することで、吸入行程の前半で燃焼室４ａを密閉して筒内圧力を低めに維持することができる。その結果、筒内圧力荷重および慣性力荷重の合成荷重が負値（下向き）になるタイミングを通常よりも遅らせ、吸入下死点の近傍で高圧縮比→低圧縮比の切換が行われるときに、下向きの合成荷重が過大になるのを防止し、ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置に向かって下降する速度を抑制して大きな衝撃の発生を防止することができる。

図１９に示すように、本実施の形態のバルブタイミング可変機構６３は、排気弁３１ｅのバルブタイミングを、通常バルブタイミングと、それを進角した第１バルブタイミングと、それを更に進角した第２バルブタイミングとの３段階の変更可能であり、吸気弁３１ｉのバルブタイミングを、通常バルブタイミングと、それを遅角した第３バルブタイミングとの２段階の変更可能である。

図１９（Ａ）の横軸は内燃機関Ｅの回転数Ｎｅであり、縦軸はピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡであり、回転数Ｎｅが増加するのに伴い、ピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡが進角する。設定角度は、低圧縮比→高圧縮比の切換時の衝撃が設計値を超えないための限界のクランクアングルＣＡであり、クランクアングルＣＡが設定角度を超えると切換時の衝撃が設計値を超えることになる。

内燃機関Ｅの回転数Ｎｅが閾値Ａ以下のときは、通常バルブタイミングでもピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡが設定角度を超えることはなく、切換時の衝撃が設計値を超えることはない。回転数Ｎｅが閾値Ａを超えると、通常バルブタイミングでは切換時の衝撃が設計値を超えるため、第１バルブタイミングに進角することで、ピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡを設定角度未満に抑えることができる。

回転数Ｎｅが閾値Ｂを超えると、ピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡが設定角度を超え、第１バルブタイミングでは切換時の衝撃が設計値を超えるため、第２バルブタイミングに進角することで、ピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡを設定角度未満に抑えることができる。回転数Ｎｅが閾値Ｃを超えると、ピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡが設定角度を超え、第２バルブタイミングでは切換時の衝撃が設計値を超えるため、低圧縮比→高圧縮比の切換を禁止することで、ピストン荷重が上向きになるクランクアングルＣＡが設定角度未満に抑えられる。

図１９（Ｂ）の横軸は内燃機関Ｅの回転数Ｎｅであり、縦軸はピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡであり、回転数Ｎｅが増加するのに伴い、ピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡは進角する。設定角度は、高圧縮比→低圧縮比の切換時の衝撃が設計値を超えないための限界のクランクアングルＣＡであり、クランクアングルＣＡが設定角度を超えると切換時の衝撃が設計値を超えることになる。

内燃機関Ｅの回転数Ｎｅが閾値Ｄ以下のときは、通常バルブタイミングでもピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡが設定角度を超えることはなく、切換時の衝撃が設計値を超えることはない。回転数Ｎｅが閾値Ｄを超えると、ピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡが設定角度を超え、通常バルブタイミングでは切換時の衝撃が設計値を超えるため、第３バルブタイミングに遅角することで、ピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡを設定角度未満に抑えることができる。

回転数Ｎｅが閾値Ｅを超えると、ピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡが設定角度を超え、通常バルブタイミングでは切換時の衝撃が設計値を超えるため、高圧縮比→低圧縮比の切換を禁止することで、ピストン荷重が下向きになるクランクアングルＣＡが設定角度未満に抑えられる。

尚、高負荷運転時にはノッキングが発生し易い傾向があるため、それを防止すべく、通常とは逆に高圧縮比→低圧縮比の変更を行う場合がある。つまり、高回転・高負荷状態では高圧縮比→低圧縮比の切換禁止要求と、高圧縮比→低圧縮比の切換要求とが拮抗する可能性がある。そこで、回転数Ｎｅが閾値Ｅ以上になることが予想されたとき、フィードフォワードとして前もって低圧縮比への切換を行うことで、上記相反する要求への対策を行うことができる。

次に、図２０のフローチャートに基づいて、上述した圧縮比切換時の衝撃を低減するためのバルブタイミング変更制御の内容を再度説明する。

先ず、ステップＸ１で内燃機関Ｅの回転数や負荷のような運転条件を検出し、ステップＸ２で前記回転数および負荷を図２１のマップに適用して圧縮比切換条件を検索する。その結果、ステップＸ３で高圧縮比指令が出力されたとき、ステップＸ４で高圧縮比への切換が完了していれば、ステップＸ５で高圧縮比状態にて通常バルブタイミングによる運転が行われる。前記ステップＸ４で高圧縮比への切換が完了しておらず、ステップＸ６で回転数が閾値Ａ以下であれば、前記ステップＸ５で高圧縮比状態にて通常バルブタイミングによる運転が行われる。

前記ステップＸ７で回転数Ｎｅが閾値Ａを超えて閾値Ｂ以下であれば、ステップＸ８で高圧縮比状態にて第１バルブタイミングによる運転が行われる。ステップＸ９で回転数が閾値Ｂを超えて閾値Ｃ以下であれば、ステップＸ１０で高圧縮比状態にて第２バルブタイミングによる運転が行われる。前記ステップＸ９で回転数が閾値Ｃを超えていれば、ステップＸ１１で低圧縮比→高圧縮比の切換を禁止し、ステップＸ１２で低圧縮比状態にて通常バルブタイミングによる運転が行われる。

前記ステップＸ３で高圧縮比指令が出力されておらず（つまり低圧縮比指令が出力されており）、ステップＸ１３で低圧縮比への切換が完了していれば、前記ステップＸ１２で低圧縮比状態にて通常バルブタイミングによる運転が行われる。前記ステップＸ１３で低圧縮比への切換が完了しておらず、ステップＸ１４で回転数が閾値Ｄ以下であれば、前記ステップＸ１２で低圧縮比状態にて通常バルブタイミングによる運転が行われる。

ステップＸ１５で回転数が閾値Ｄを超えて閾値Ｅ以下であれば、ステップＸ１６で低圧縮比状態にて第３バルブタイミングによる運転が行われる。前記ステップＸ１５で回転数Ｎｅが閾値Ｅを超えていれば、ステップＸ１７で高圧縮比→低圧縮比の切換を禁止し、ステップＸ１８で高圧縮比状態にて通常バルブタイミングによる運転が行われる。

図２２は低圧縮比→高圧縮比の切換時の効果を示すものである。

排気弁３１ｅが閉弁するバルブタイミングを進角する制御なしの場合には、内燃機関Ｅの回転数が増加するのに伴って切換振動が小→中→大と増加している。

バルブタイミングを一段だけ進角できる場合には、回転数が低いときには通常バルブタイミングでも切換振動は小さく、回転数が中程度のときには第１バルブタイミングに遅角することで切換振動を小さく抑えることができる。しかしながら、回転数が大きいときには、第１バルブタイミングに進角しても不充分で、切換振動が中程度まで増加してしまう。

バルブタイミングを二段に進角できる場合には、回転数が低いときには通常バルブタイミングでも切換振動は小さく、回転数が中程度のときには第１バルブタイミングに進角することで切換振動を小さく抑えることができ、回転数が大きいときには第２バルブタイミングに進角することで切換振動を小さく抑えることができる。

図２３は高圧縮比→低圧縮比の切換時の効果を示すものである。

内燃機関Ｅの回転数が増加するのに伴って切換振動が大きくなったとき、吸気弁３１ｉが閉弁するバルブタイミングを遅角することで切換振動を小さくすることができる。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施の形態の圧縮比可変装置は圧縮比を高低の２段階に切り換えるようになっているが、圧縮比を３段階以上に切り換えるものであっても良い。

圧縮比可変装置を備えた内燃機関の要部縦断正面図 上記圧縮比可変装置の上方からの分解斜視図 同圧縮比可変装置の下方からの分解斜視図 図１の要部拡大図（低圧縮比状態） 図４の５−５線断面図 図５の６−６線断面図 図５の７−７線断面図 図５の８−８線断面図 高圧縮比状態を示す、図４との対応図 図９の１０−１０線断面図 図１０の１１−１１線断面図 図１０の１２−１２線断面図 図５の１３−１３線断面図（低圧縮比状態） 高圧縮比状態を示す、図１３との対応図 ピストンに作用する荷重の変化を示す図（バルブタイミング制御なしの場合） ピストンに作用する荷重の変化を示す図（バルブタイミング制御ありの場合） 低圧縮比→高圧縮比の切換時を示す、図１６の要部の詳細図 高圧縮比→低圧縮比の切換時を示す、図１７との対応図 内燃機関の回転数に応じたバルブタイミングの切換の説明図 圧縮比切換時の衝撃を低減するためのバルブタイミング変更制御のフローチャート 目標圧縮比を検索するマップ 低圧縮比→高圧縮比の切換時の振動低減効果の説明図 高圧縮比→低圧縮比の切換時の振動低減効果の説明図

符号の説明

Ｅ 内燃機関
４ａ 燃焼室
５ａ ピストンインナ
５ｂ ピストンアウタ
６ ピストンピン
７ コンロッド
３１ｅ 排気弁
３１ｉ 吸気弁
６３ 可変バルブタイミング機構（筒内圧力制御手段）

Claims (3)

1. コンロッド（７）にピストンピン（６）を介して連結されたピストンインナ（５ａ）と、前記ピストンインナ（５ａ）にシリンダ軸線方向に移動可能に支持されて燃焼室（４ａ）に臨むピストンアウタ（５ｂ）とを備え、内燃機関（Ｅ）の運転中に前記ピストンアウタ（５ｂ）に作用する筒内圧力および慣性力の合力により、該ピストンアウタ（５ｂ）の位置を前記ピストンインナ（５ａ）寄りの低圧縮比位置と前記燃焼室（４ａ）寄りの高圧縮比位置との間で変更可能な可変圧縮比内燃機関において、
   圧縮比の変更時に前記筒内圧力を制御する筒内圧力制御手段（６３）を備えることを特徴とする可変圧縮比内燃機関。
2. 排気上死点付近で前記ピストンアウタ（５ｂ）を前記低圧縮比位置から前記高圧縮比位置へと移動させるとき、前記筒内圧力制御手段（６３）は、圧縮比の非切換時に比べて排気弁（３１ｅ）の閉弁タイミングを進角することを特徴とする、請求項１に記載の可変圧縮比内燃機関。
3. 吸気下死点付近で前記ピストンアウタ（５ｂ）を前記高圧縮比位置から前記低圧縮比位置へと移動させるとき、前記筒内圧力制御手段（６３）は、圧縮比の非切換時に比べて吸気弁（３１ｉ）の開弁タイミングを遅角することを特徴とする、請求項１に記載の可変圧縮比内燃機関。

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