JP2010174762A - 内燃機関の可変圧縮比装置 - Google Patents

Abstract

【課題】圧縮比の応答性と保持性の両立を図る。
【解決手段】可変圧縮比機構２０は、可動ピストン２３のシリンダ２１の軸方向に沿う移動に伴って機関圧縮比を変化させる。可動ピストン２３が高圧縮比側のストッパ４５に突き当てられた高圧縮比状態では、可変圧縮比機構２０側より可動ピストン２３へ作用する低圧縮比側への入力荷重のピーク値Ｆｉｎが、付勢バネ４４による高圧縮比側への付勢荷重Ｆｓｐｒに比して、低負荷時には小さく、高負荷時には大きなものとなる。高圧縮比・低負荷時には、入力荷重のピーク値Ｆｉｎを上回る高圧縮比側への付勢荷重Ｆｓｐｒにより可動ピストン２３がストッパに押し付けられ、急加速時には、負荷の増加に伴い低圧縮比側への入力荷重のピーク値Ｆｉｎが付勢荷重Ｆｓｐｒを上回り、可動ピストン２３が低圧縮比側へ押される。
【選択図】図１

Description

本発明は、可動ピストンの位置に応じて機関圧縮比を変化させる可変圧縮比機構を備えた内燃機関の可変圧縮比装置に関する。

特許文献１に記載されているように、内燃機関の機関圧縮比を可変とする可変圧縮比機構は、一般に、電力や油圧を駆動源とするアクチュエータによって駆動・保持され、低負荷時には熱効率向上のために高圧縮比となり、高負荷時にはノッキング回避のために低圧縮比となるように、アクチュエータの動作が制御される。

特開２００４−１５０３５３号公報

高圧縮比の設定が用いられる低負荷での運転状態から、運転者によるアクセルペダルの踏込操作に応じて機関負荷（機関トルク）を増加させる加速時のように、低負荷から高負荷への移行に伴い、機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側へ変化させる場合、機関圧縮比の低圧縮比化が機関負荷の増加に対して遅れると、ノッキングの発生頻度が高くなる。特に、可変圧縮比機構を駆動・保持するアクチュエータがサーボモータ等の電動アクチュエータである場合、アクセルペダルの踏込操作等による加速開始要求に応じてＥＣＵ（エンジンコントロールユニット）から圧縮比可変指令値をアクチュエータが受け取るまでの間に不可避的に例えば数十ミリ秒程度の時間遅れがあり、また、アクチュエータの駆動開始直後におけるモータや減速装置のイナーシャによる回転上昇遅れ等が存在することから、低圧縮比側への応答速度を高めることは難しい。

ノッキングの発生を抑えるために、例えば低速低負荷時における機関圧縮比の設定を予め低圧縮比化すると、この圧縮比低下分、燃費向上効果が低下してしまう。また、ノッキングの発生を抑えるために点火時期のリタードを行うと、加速中に十分なトルクを発生させることができなくなり、加速性能が低下する。

上記の特許文献１では、低圧縮比側への応答性を高めるために、可変圧縮比機構の制御軸を駆動する電動アクチュエータ（サーボモータ）の他に、制御軸を低圧縮比側へ付勢するスプリングを設けている。しかしながら、このようにスプリングを用いて低圧縮比側への応答性を高めると、制御軸を高圧縮比の位置に保持する際に、スプリングの付勢荷重に抗して制御軸を高圧縮比位置に保持しなければならず、圧縮比の保持性が低下し、あるいはアクチュエータの大型化や消費エネルギーの増加を招いてしまう。

更に、アクチュエータには可変圧縮比機構側から燃焼圧や慣性力等に起因する入力荷重が作用するため、この入力荷重に抗して可変圧縮比機構を駆動・保持する必要があり、アクチュエータの大型化を招くことなく、圧縮比の応答性と保持性とを両立することは難しい。

可変圧縮比機構は、ハウジングのシリンダ内に往復移動可能に配設された可動ピストンと機械的に連結され、可動ピストンのシリンダ軸方向に沿う移動に伴って機関圧縮比を変化させる。この可変圧縮比機構側から可動ピストンへ作用する入力荷重と逆方向に可動ピストンを付勢する付勢バネ等の付勢手段が設けられる。

そして第１の発明は、上記可動ピストンが最も高圧縮比側に位置し、上記ハウジングのストッパに突き当てられた高圧縮比状態では、上記可変圧縮比機構側より可動ピストンへ作用する低圧縮比側への入力荷重のピーク値が、上記付勢手段により可動ピストンへ作用する高圧縮比側への付勢荷重に比して、低負荷時には小さく、高負荷時には大きいものである。

この場合、例えば高圧縮比の設定を用いる低負荷運転時には、入力荷重のピーク値を上回る高圧縮比側への付勢荷重によって、可動ピストンがハウジングのストッパに押し付けられた高圧縮比状態に保持され、可動ピストンのがたつきが抑制され、圧縮比の保持性が向上する。このため、可動ピストンのがたつきによるストッパとの衝突が繰り返されることによる異音の発生が抑制されるとともに、圧縮比の変動によるエネルギー損失（燃費低下）や運転性の低下を抑制することができる。

一方、このような高圧縮比・低負荷での運転状態から、アクセルペダルの踏込操作等により機関負荷を高負荷側へ変化させる加速時には、機関負荷の増加に伴い、低圧縮比側への入力荷重のピーク値が付勢荷重よりも大きくなって、可動ピストンを低圧縮比側へ押し込むこととなり、可動ピストンの低圧縮比側への応答性が向上する。このように、可動ピストンによる圧縮比の応答性と保持性とを高いレベルで両立することができる。

第２の発明は、可変圧縮比機構の制御軸と可動ピストンとを連結するリンク列が、上記コントローフシャフトを支点とするレバーと、このレバーの先端に一端が連結されたレバーリンクと、を有し、上記可動ピストンの位置に応じて、上記レバーとレバーリンクとのなす角度が変化するものである。

レバーとレバーリンクとのなす角度によって、内燃機関の燃焼圧や慣性力等に起因して制御軸へ作用する制御軸トルクの大きさに対し、この制御軸トルクによりリンク列を介して可動ピストンへ作用する入力荷重の大きさが変化する。つまり、リンク列の設定によって、可動ピストンの位置に応じて可動ピストンへ作用する入力荷重の大きさを適宜に変化させることができる。このために、入力荷重と付勢荷重とにより最終的に可動ピストンへ作用する力の向きやその大きさを、可動ピストンの位置すなわち機関圧縮比に応じて適宜なものとすることで、可動ピストンによる機関圧縮比の応答性と保持性の両立を図ることが可能となる。

このように本発明によれば、可動ピストンによる機関圧縮比の応答性と保持性の両立を図ることができる。

本発明に係る内燃機関の可変圧縮比装置の一実施例を示す構成図。 二位置切換弁を用いた実施例の高圧縮比状態（Ａ）及び低圧縮比状態（Ｂ）における構成図。 三位置切換弁を用いた実施例の高圧縮比状態（Ａ），低圧縮比状態（Ｂ）及び中圧縮比状態における構成図。 （Ａ）が加速時における圧縮比や荷重等の変化の一例を示すタイミングチャート（Ａ）、（Ｂ）が（Ａ）の領域Ｒ１における圧縮比とピストン変位を示すタイミングチャート。 低負荷時（Ａ）及び高負荷時（Ｂ）におけるピストン変位に対する荷重変化の３つの例を示す特性図。 加速時における圧縮比や荷重等の変化を示すタイミングチャート。 ピストン変位に対する荷重変化の一例を示す特性図。 高圧縮比（Ａ）及び低圧縮比（Ｂ）におけるリンク構成の一例を示す構成図。 ピストン変位に対する荷重変化の他の例を示す特性図。 加速時における圧縮比や荷重等の変化の他の例を示すタイミングチャート。 ピストン変位に対する荷重変化の他の例を示す特性図。 加速時における圧縮比や荷重等の変化の他の例を示すタイミングチャート。 高圧縮比（Ａ）及び低圧縮比（Ｂ）におけるリンク構成の他の例を示す構成図。 ピストン変位に対する荷重変化の他の例を示す特性図。 高圧縮比（Ａ）及び低圧縮比（Ｂ）におけるリンク構成の他の例を示す構成図。 ピストン変位に対する荷重変化の他の例を示す特性図。 アクチュエータを併用した可変圧縮比装置の一実施例を示す構成図。

以下、本発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて説明する。図１及び図２を参照して、可変圧縮比機構１０は、複リンク式ピストン−クランク機構を利用し、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、内燃機関の機械的な圧縮比つまり公称圧縮比を変化させるものであり、その基本構造は特開２００３−３２２０３６号公報等により公知であるため、ここでは簡単な説明にとどめる。なお、図では簡略的に各リンクのリンク中心線のみを描いている。

可変圧縮比機構１０は、内燃機関のクランクシャフト１１のクランクピン１２に回転可能に取付けられたロアリンク１３と、このロアリンク１３の一端と内燃機関のピストン（燃焼室ピストン）１４とを連結するアッパリンク１５と、シリンダブロック等の機関本体側に回転可能に支持される制御軸１６と、この制御軸１６の回転中心に対して偏心して設けられた偏心軸部１７と、一端がロアリンク１３に連結され、他端が偏心軸部１７に回転可能に取付けられた制御リンク１８と、を有している。制御軸１６が回転すると、制御リンク１８を介してロアリンク１３の運動拘束条件が変化し、ピストン１４の上死点位置や下死点位置の変化を伴って、機関圧縮比（公称圧縮比）が変化する。

油抜機構２０は、シリンダ２１が形成されたハウジング２２と、シリンダ２１内に往復移動可能に取付けられた可動ピストン２３と、を有し、この可動ピストン２３によりシリンダ２１内に第１油室２４と第２油室２５とが液密に画成されている。つまり、可動ピストン２３によりシリンダ２１内部が第１油室２４と第２油室２５とに仕切られている。

可動ピストン２３と制御軸１６とはレバー４１及びレバーリンク４２からなるリンク列によって機械的に連結されている。レバー４１は、制御軸１６に固定され、制御軸１６の回転中心を支点として揺動する。レバーリンク４２は、一端がレバー４１の先端に回転可能に連結され、他端がハウジング２２より突出する可動ピストン２３のピストンロッド４３の先端に回転可能に連結されている。可動ピストン２３がシリンダ２１の軸方向に沿って図の右方向つまり高圧縮比側へ移動すると、制御軸１６が反時計回りに回転して、機関圧縮比が高くなり、可動ピストン２３がシリンダ２１の軸方向に沿って図の左方向つまり低圧縮比側へ移動すると、制御軸１６が時計回りに回転して、機関圧縮比が低くなる。

シリンダ２１の第１油室２４内には、可動ピストン２３を高圧縮比側、つまり可変圧縮比機構１０側から可動ピストン２３へ作用する入力荷重（のピーク値）Ｆｉｎの方向と逆方向へ可動ピストン２３を付勢する付勢手段としてのコイルスプリングである付勢バネ４４が設けられている。可動ピストン２３は、最も高圧縮比側へ移動した高圧縮比の状態では、ハウジング２２に設けられたストッパ４５に突き当てられ、その位置が機械的に規制・制限される。ストッパ４５は、図示の例では可動ピストン２３との衝突時の衝撃緩和や耐久性を考慮してゴムや金属等の適宜な材質からなるハウジング２２と別部材により構成しているが、ストッパ４５をハウジング２２に一体的に設け、つまりハウジング２２の壁面をストッパとして用いてもよい。

また、油抜機構２０は、第１油室２４に作動油を供給する第１入管路２６と、第１油室２４から作動油を排出する第１抜管路２７と、第２油室２５に作動油を供給する第２入管路２８と、第２油室２５から作動油を排出する第２抜管路２９と、を有し、かつ、各管路２６〜２９にそれぞれ逆止弁３０，３１，３２，３３が設けられている。また、第１抜管路２７及び第２抜管路２９を開閉する切換弁３４が、逆止弁３１，３３とシリンダ２１との間に設けられている。この切換弁３４は、ソレノイド３５の励磁状態によりリターンスプリング３７のバネ力に抗してスプール３６の位置を２位置に切換える二位置切換弁型のソレノイドバルブであり、上記ソレノイド３５の励磁状態は制御部３８からの制御信号により機関運転状態に応じて制御される。

図２（Ａ）に示すように、ソレノイド３５が無励磁状態であるときには、リターンスプリング３７のバネ力によりスプール３６が図の左側に移動した第１の位置とされ、第１抜管路２７が閉，第２抜管路２９が開とされる。これにより、第１油室２４内の作動油が排出されることなく、第２抜管路２９を通して第２油室２５内の作動油のみが排出されるため、可動ピストン２３は低圧縮比側への移動が抑制・防止され、実質的に高圧縮比側への移動のみが許容される形となり、後述するように可動ピストン２３へ作用する荷重によって、最終的にはストッパ４５に突き当てられた高圧縮比状態となる。

なお、後述するように、可動ピストン２３へ作用する荷重の合計が左右に反転する交番荷重となる場合（図４の荷重Ｆ参照）には、シリンダ２１と可動ピストン２３の隙間等を介して第１油室２４から漏れる作動油の分だけ、可動ピストン２３が図の左側へ微小に移動し、再び右側のストッパ４５に突き当たる位置まで戻る動きを繰り返すこととなる。

一方、図２（Ｂ）に示すように、ソレノイド３５を励磁すると、スプール３６が図の右側へ移動した第２の位置とされ、第１抜管路２７が開，第２抜管路２９が閉とされる。これにより、第２油室２５内の作動油が排出されることなく、第１抜管路２７を通して第１油室２４内の作動油のみが排出されるため、可動ピストン２３は高圧縮比側への移動が抑制・防止され、実質的に低圧縮比側への移動のみが可能となる。ここで、ストッパ４５に突き当てられた高圧縮比状態での高負荷時には、後述するように低圧縮比側への入力荷重（のピーク値）Ｆｉｎが付勢バネ４４による付勢荷重Ｆｓｐｒを上回ることとなるために、可動ピストン２３を速やかに低圧縮比側つまり図の左側へ移動させることができる。

なお、ソレノイド３５を励磁状態に保持すると、第２油室２５の作動油を抜くことができないので、可動ピストン２３は図２（Ｂ）に示す所定の低圧縮比位置の近傍で微小振動を繰り返すこととなる。ソレノイド３５を励磁から無励磁に切り換える場合は、これと逆の動きとなる。

図３は、切換弁として、図２の二位置切換弁型のものに代えて、三位置切換型のソレノイドバルブ３４Ａを用いた例を示している。この三位置切換弁３４Ａでは、スプール３６の切換位置として、上記第１の位置（Ａ）及び第２の位置（Ｂ）に加え、第３の位置（Ｃ）が追加されている。なお、第１の位置（Ａ）及び第２の位置（Ｂ）の挙動については上述した二位置切換弁３４を用いた場合と同様である。

第３の位置（Ｃ）では、第１抜管路２７と第２抜管路２９の双方が閉とされる。これによって、第１油室２４及び第２油室２５のいずれからも作動油が排出されず、可動ピストン２３を所定の中間位置に保持し、機関圧縮比を適宜な中間の中圧縮比に保持することができる。

このように、油抜機構２０は、一般的なアクチュエータのように油圧や電力によりピストンを動かすものではなく、可動ピストン２３に作用する入力荷重Ｆｉｎや付勢バネ４４による付勢荷重Ｆｓｐｒにより可動ピストン２３を動かし、切換弁３４により抜管路２７，２９の開閉を切り換えることによって、可動ピストン２３の一方又は双方への移動を抑制・防止して、可動ピストン２３を所定位置に保持させるものである。従って、入管路２６，２８を介して油室２４，２５へ供給される作動油は、加圧されている必要はなく、大気圧程度のものであっても良い。

図１を参照して、可動ピストン２３へ作用する荷重について説明する。可動ピストン２３には、主として３つの力すなわち荷重Ｆｉｎ，Ｆｓｐｒ，Ｆｏｉｌが作用する。内燃機関が発生する燃焼荷重によって、可変圧縮比機構１０の制御軸１６には低圧縮比方向（時計回り方向）のトルクＴｃｓｆｔが発生し、そのトルクＴｃｓｆｔがレバー４１及びリンクレバー４２を伝わって、可動ピストン２３にシリンダ２１の軸方向に沿う低圧縮比側（図の左側）への入力荷重Ｆｉｎとして作用する。

この入力荷重Ｆｉｎは、制御軸トルクＴｃｓｆｔの大きさに対し、レバー４１，レバーリンク４２の長さ及び両者４１，４２のなす角度α等によって定まる増幅率（α（ｘ））を乗じることで表される。ここで、可動ピストン２３の位置（ストッパ４５に突き当てられたストッパ位置から低圧縮比側への変位）ｘによって、レバー４１とレバーリンク４２のなす角度αが変わるので、増幅率（α（ｘ））は可動ピストン２３の変位ｘの関数となる。つまり、このリンク構成によれば、可動ピストン２３の変位ｘすなわち機関圧縮比に応じて、制御軸トルクＴｃｓｆｔに対する入力荷重Ｆｉｎの大きさが変化する。

なお、燃焼荷重の大きさは時々刻々と変化するので、入力荷重Ｆｉｎも時々刻々と変化するが、ここでは主に入力荷重の最大値つまりピーク値を用いて説明する。

次に、付勢バネ４４によって、可動ピストン２３には高圧縮比側、つまり入力荷重Ｆｉｎと逆方向の付勢荷重Ｆｓｐｒが作用する。この付勢荷重Ｆｓｐｒは、“初期荷重Ｆｓｅｔ＋バネ乗数ｋ×ピストン変位ｘ”で表され、可動ピストン２３が低圧縮比側への移動に比例して単調に増加する。

更に、油圧粘性による反力Ｆｏｉｌが作用しており、この反力Ｆｏｉｌは“ピストンの移動速度ｄｘ／ｄｔ×粘性係数Ｃ”で表すことができる。ピストン速度に比例することから、可動ピストン２３が動いていないときには反力Ｆｏｉｌは０となる。

従って、可動ピストン２３に作用するトータルの荷重、つまり可動ピストン２３を動かそうとするピストン荷重Ｆは“Ｆ＝Ｆｉｎ−Ｆｓｐｒ−Ｆｏｉｌ”で表すことができる。特に、可動ピストン２３が静止している場合、Ｆｏｉｌ＝０より“Ｆ＝Ｆｉｎ−Ｆｓｐｒ”で表される。なお、ここでは摺動抵抗による摩擦力や油室２４，２５内の油圧等は影響が小さいため無視しているが、これらを考慮しても、実際の可動ピストン２３の挙動はほぼ同じである。

図４（Ａ）は、図６，図１０及び図１２と同様、高圧縮比の設定を用いる低負荷での運転状態からの加速時における、圧縮比ε（制御軸角度を圧縮比に換算したもの），制御軸トルクＴｃｓｆｔ，入力荷重Ｆｉｎ，付勢荷重Ｆｓｐｒ，トータルのピストン荷重Ｆ，及び切換弁３４のソレノイド３５のＯＮ（励磁），ＯＦＦ（無励磁）の変化を示すタイミングチャートであり、ｔ０〜ｔ０の区間が高圧縮比・低負荷の運転状態を表しており、ｔ１が加速開始時期である。図４（Ｂ）は、図４（Ａ）の領域Ｒ１の部分における圧縮比εとピストン変位ｘの変化を示すタイミングチャートである。

このものでは、ソレノイド３５をＯＦＦつまり無励磁状態とし、可動ピストン２３を高圧縮比側のストッパ４５へ押し付けている高圧縮比状態で、付勢荷重Ｆｓｐｒと入力荷重Ｆｉｎとの大小関係が頻繁に入れ替わり、トータルのピストン荷重Ｆが０を跨いで反転する交番荷重となっている。このため、高圧縮比側のストッパ保持位置での可動ピストン２３の保持性が低下して、この可動ピストン２３のがたつきが生じ易く、具体的には、図４（Ｂ）の符号Ｒ２で示すように、Ｆｉｎ＞Ｆｓｐｒの際に可動ピストン２３がストッパ４５から離れて、Ｆｉｎ＜Ｆｓｐｒの際にストッパ４５に着座するという挙動を繰り返すこととなる。このため、ストッパ４５への着座時に音，振動が発生し、これが異音となるほか、可動ピストン２３の微小な変位により油圧粘性によるエネルギーロスや燃焼室ピストン１４の往復挙動が変化することによる熱効率悪化などの不具合を招いてしまう。

次に、図示実施例を参照して、本発明の特徴的な構成及び作用効果について列記する。但し、本発明は図示実施例の構成に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変形・変更を含むものである。

［１］図５を参照して、Ｆｉｎ１，Ｆｉｎ２及びＦｉｎ３は入力荷重の最大値（ピーク値）の３つの例を示している。これら３つのいずれの例においても、可動ピストン２３の変位ｘが０のとき、つまり可動ピストン２３が最も高圧縮比側に位置し、ハウジング２２のストッパ４５に突き当てられたストッパ位置にある高圧縮比状態では、可変圧縮比機構１０側より可動ピストン２３へ作用する低圧縮比側への入力荷重のピーク値Ｆｉｎ１〜３が、付勢バネ４４等の付勢手段により可動ピストン２３へ作用する高圧縮比側への付勢荷重Ｆｓｐｒに比して、低負荷時（Ａ）には小さく、高負荷時（Ｂ）には大きくなっている。

従って、図６にも示すように、高圧縮比の設定が用いられる低負荷時ｔ０〜ｔ１においては、高圧縮比側への付勢荷重Ｆｓｐｒが燃焼荷重Ｆｉｎのピーク値よりも大きいために、可動ピストン２３に作用する荷重Ｆが低圧縮比側へ反転することなく常に高圧縮比側に作用する（０より小さな値となる）。従って、可動ピストン２３は高圧縮比側ストッパ４５に押し付けられたままとなり、このストッパ位置での可動ピストン２３の保持性が向上し、可動ピストン２３のがたつきが抑制される。このため、可動ピストン２３のがたつきによる異音の発生やエネルギ消費（燃費悪化）を抑えることが出来る。

一方、このような高圧縮比・低負荷の運転状態から機関負荷を増加させる加速時ｔ１〜においては、負荷の増加に伴って、低圧縮比側への燃焼荷重Ｆｉｎのピーク値が付勢荷重Ｆｓｐｒを上回り、可動ピストン２３が低圧縮比側へ押される形となる。従って、切換弁３４のソレノイド３５をＯＮとして第１油室２４の第１抜管路２７を開放することで、可動ピストン２３を速やかに低圧縮比側へ移動させることができ、低圧縮比側への応答性を向上することができ、ノッキングの発生を抑制することができる。

このように、可動ピストン２３がストッパ４５に突き当てられる高圧縮比状態での保持性と、この高圧縮比状態からの低圧縮比側への応答性と、の双方を高いレベルで両立することが可能となる。

［２］上述したように、可動ピストン２３の移動速度つまり機関圧縮比の応答速度は入力荷重のピーク値Ｆｉｎと付勢荷重Ｆｓｐｒとの大小関係に大きく依存している。ここで付勢荷重Ｆｓｐｒは可動ピストン２３の低圧縮比側への移動に比例して単調増加する。従って、図７に示すように、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って、燃焼荷重による入力荷重のピーク値Ｆｉｎを単調増加させることで、可動ピストン２３の位置つまり低圧縮比側への変位ｘにかかわらず、常に高負荷時における入力荷重のピーク値Ｆｉｎを付勢荷重Ｆｓｐｒよりも大きくすることができる。このために、高負荷時には、可動ピストン２３が最も低圧縮比側へ移動するまで、可動ピストン２３を低圧縮比側へ押し続けることができ、可動ピストン２３の低圧縮比側への応答性を更に向上することができる。

［３］図８は、このような入力荷重のピーク値の単調増加を実現するリンク構成を示している。図８（Ｂ）に示すように可動ピストン２３が低圧縮比側に位置する低圧縮比状態では、レバー４１とレバーリンク４２とのなす角度αが鈍角（９０〜１８０°）であり、図８（Ａ）に示すように可動ピストン２３が高圧縮比側へ移動するに従って、上記角度αが小さくなっていく。つまり、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って、角度αが鈍角の範囲で大きくなっていき、制御軸１６の中心とレバーリンク４２との距離すなわち腕長さが短くなっていくことから、入力荷重Ｆｉｎが増加していく。

［４］図９に示すように、可動ピストン２３が低圧縮比側に位置する低圧縮比状態（ピストン変位ｋの状態）では、低負荷時における入力荷重のピーク値Ｆｉｎ（ｋ）を、付勢荷重Ｆｓｐｒ（ｋ）よりも大きくする。すなわち、入力荷重のピーク値Ｆｉｎが、高圧縮比側では付勢荷重Ｆｓｐｒよりも小さく、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って付勢荷重Ｆｓｐｒに近づいていき、途中で付勢荷重Ｆｓｐｒよりも大きくなる。つまり、可動ピストン２３が低圧縮比側に位置する低圧縮比状態では、負荷の大きさにかかわらず、常に入力荷重のピーク値を付勢荷重Ｆｓｐｒ（ｋ）よりも大きくする。

これによって、図１０の破線で囲んだ領域に示すように、加速時や高負荷時のように低圧縮比の設定を用いる高負荷の運転状態において、運転者がアクセルを緩めた場合やダウンシフト等に起因して、機関負荷が一時的に下がった場合にも、高圧縮比側の付勢荷重Ｆｓｐｒが入力荷重のピーク値Ｆｉｎを上回ることとなり、可動ピストン２３を低圧縮比側へ良好に作動・保持することができる。

［５］上述したように可動ピストン２３の移動速度すなわち機関圧縮比の応答速度は燃焼荷重による入力荷重のピーク値Ｆｉｎと付勢荷重Ｆｓｐｒとに大きく依存しており、付勢荷重Ｆｓｐｒは可動ピストン２３が低圧縮比側への移動に比例して単調増加していく。従って、図１１に示すように、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って、燃焼荷重による入力荷重のピーク値Ｆｉｎを単調減少させていく。

これによって、高圧縮・低負荷からの急加速時のように、過渡的に高負荷側にある状態で可動ピストン２３を低圧縮比側へ移動させる場合に、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って、高負荷での入力荷重のピーク値Ｆｉｎと付勢荷重Ｆｓｐｒとの差が小さくなっていき、可動ピストン２３に作用する低圧縮比側への荷重が小さくなっていく。このため、図１２に示すように、低圧縮比側への着座速度（可動ピストン２３の低圧縮比側への移動がストッパにより機械的に規制される場合）を低減し、急な油圧力増加を抑え、異音の発生を抑制することができる。加えて、低圧縮比，高負荷状態での可動ピストン２３へ作用する荷重を低減することが可能であり、可動ピストン２３が微小に往復運動することによる油温上昇を抑えることが可能である。

［６］図１３は、上述したような入力荷重のピーク値Ｆｉｎを単調減少させるリンク構成の一例を示している。高圧縮比状態（Ａ）におけるレバー４１とレバーリンク４２とのなす角度αが鋭角（０〜９０°）であり、可動ピストン２３が低圧縮比側（Ｂ）へ移動するに従って、上記角度αが大きくなる。つまり、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って、角度αが鋭角の範囲で大きくなっていき、制御軸１６の中心とレバーリンク４２との距離すなわち腕長さが長くなっていくことから、入力荷重Ｆｉｎが単調減少していく。

［７］図１４に示すように、入力荷重のピーク値Ｆｉｎを、中間圧縮比の位置で最大とする。つまり、入力荷重のピーク値Ｆｉｎが、可動ピストン２３が低圧縮比側へ移動するに従って、高圧縮比側では増加し、低圧縮比側では減少する。このように中間圧縮比時に燃焼荷重による入力荷重のピーク値を最大とする上に凸な特性とすることで、中間圧縮比の状態での応答速度を向上させると共に、低圧縮比状態での燃焼荷重による入力荷重のピーク値を抑制し、燃焼荷重による入力荷重のピーク値と付勢荷重との偏差、すなわちピストン荷重Ｆを小さくすることができる。これによって、上述した［５］の場合と同様、低圧縮比側への着座速度を低減し、急な油圧力増加を抑え、異音の発生を抑制することができる。加えて、低圧縮比、高負荷状態でのピストンへの入力荷重を低減することが可能であり、ピストンが微小に往復運動することによる油温上昇を抑えることが可能である。

図１５は、このような入力荷重のピーク値Ｆｉｎを中間圧縮比の位置で最大とするリンク構成の一例を示している。このものでは、レバーリンク４２とピストンロッド４３との間に補助リンク５１を介装し、この補助リンク５１を補助レバー５２を介してシリンダブロック等の機関本体５３側に支持させている。そして、高圧縮比状態（Ａ）では、レバー４１とレバーリンク４２のなす角度αが鋭角となり、可動ピストン２３の低圧縮比側への移動にともなって角度αが大きくなり、低圧縮比の設定状態（Ｂ）では角度αが鈍角をなすようになっている。

［８］図１６に示すように、低負荷時において、少なくとも可動ピストンが所定の中間位置ｋｃにあるときには、入力荷重のピーク値Ｆｉｎ（ｋｃ）を付勢荷重Ｆｓｐｒ（ｋｃ）よりも大きくする。つまり、この中間位置を含めた所定のピストン位置範囲で、機関負荷にかかわらず、入力荷重のピーク値Ｆｉｎが付勢荷重Ｆｓｐｒを上回るように設定されている。これによって、上記［４］の場合と同様、加速時や高負荷時のように低圧縮比の設定を用いる運転状態において、運転者がアクセルを緩めた場合やダウンシフト等に起因して、機関負荷が一時的に下がった場合にも、入力荷重のピーク値Ｆｉｎが付勢荷重Ｆｓｐｒよりも大きい状態となることから、可動ピストン２３を低圧縮比側へ良好に作動・保持することができる。従って、低圧縮比側への応答性や低圧縮比状態での保持性を向上することができる。

［９］上述したように、可動ピストン２３の位置に応じて、レバー４１とレバーリンク４２とのなす角度αが変化する構成とすることで、図５にも示すように、レバー４１とレバーリンク４２を利用した簡素なリンク構成によって、可動ピストン２３の移動に伴い入力荷重（のピーク値）Ｆｉｎ１〜Ｆｉｎ３の大きさを変化させることができる。これによって、入力荷重Ｆｉｎと付勢荷重Ｆｓｐｒ等によって最終的に可動ピストンへ作用するピストン荷重Ｆの向きやその大きさを、可動ピストンの位置すなわち機関圧縮比に応じて適宜なものとすることで、可動ピストン２３による機関圧縮比の応答性と保持性の両立を図ることが可能となる。

［１０］上述したように、油抜機構２０は、一般的なアクチュエータのように油圧や電力によりピストンを動かすものではなく、切換弁３４により抜管路２７，２９の開閉を切り換えることによって、可動ピストン２３の一方又は双方への移動を抑制・禁止して、可動ピストン２３を所定位置に保持させるものであって、可動ピストン２３の移動は、この可動ピストン２３に作用する入力荷重Ｆｉｎや付勢バネ４４による付勢荷重Ｆｓｐｒを利用して行われる。このために、油圧や電力を駆動源とするアクチュエータを用いた場合のような消費エネルギーの損失を伴わず、また、構成も簡素化することができる。

［１１］可変圧縮比機構は、典型的には上述した複リンク式ピストン−クランク機構を用いたもののように、ピストン１４に作用する燃焼圧が制御軸１６を介して可動ピストン２３へ低圧縮比側へ作用するものである。これによって、上述したように低圧縮比側への入力荷重Ｆｉｎによって可動ピストン２３の低圧縮比側への応答性を高めることができ、かつ、制御軸１６と可動ピストン２３とのリンク構成の設定によって、可動ピストン２３の位置に応じて入力荷重Ｆｉｎの大きさを変化させることができる。

［１２］図１７に示すように、上記の油抜機構２０とは別に、可動ピストン２３をシリンダ軸方向に駆動するアクチュエータ６０が、油抜機構２０と直列に設けられている。このアクチュエータ６０は、電動モータ６１を備えた電動式のものであり、かつ、モータ６１の出力軸６１Ａの回転動力を減速しつつ直線動力に変換してハウジング２２に伝達するボールネジを利用した減速機構を有し、可動ピストン２３を含めたハウジング２２全体をシリンダ軸方向に駆動することで、可動ピストン２３を低圧縮比側又は高圧縮比側へ駆動する。モータ６１の動作は上記の制御部３８により制御される。上記減速機構は、一端がハウジング２２に固定されたボールネジシャフト６２と、モータ６１の出力軸６１Ａに取付けられた第１減速ギヤ６３と、この第１減速ギヤにかみ合う第２減速ギヤ６４と、この第２減速ギヤ６４が取付けられ、ボールネジシャフト６２とかみ合うボールネジナット６５と、を有している。

例えば、急加速による過渡的なノッキング回避時のように、低圧縮比側への高い応答速度が要求され、かつ、その圧縮比可変幅が大きい場合には、油抜機構２０とアクチュエータ６０とを併用して低圧縮比化を行い、緩加速時等のように、高い応答性が要求されず、その圧縮比可変幅が比較的小さい場合には、上記のアクチュエータ６０又は油抜機構２０の一方により可動ピストン２３の低圧縮比化を行う。このように、油抜機構２０とアクチュエータ６０とを併用することで、機関圧縮比の更なる応答性及び保持性の向上を図ることができる。また、油抜機構２０とアクチュエータ６０を直列に配列することで、油抜機構２０の可動ピストン２３のストロークを低減させ、油抜機構２０の小型化を図ることができる。

１０…可変圧縮比機構
１４…ピストン
１６…制御軸
２０…油抜機構
２１…シリンダ
２２…ハウジング
２３…可動ピストン
３４…切換弁
３８…制御部
４１…レバー
４２…リンクレバー
４４…付勢バネ（付勢手段）
４５…ストッパ
６０…アクチュエータ

Claims (15)

1. シリンダが形成されたハウジングと、
   上記シリンダ内に往復移動可能に配設された可動ピストンと、
   上記可動ピストンと機械的に連結され、上記可動ピストンのシリンダ軸方向に沿う移動に伴い機関圧縮比を変化させる可変圧縮比機構と、
   上記可動ピストンを高圧縮比側へ付勢する付勢手段と、を有し、
   上記可動ピストンが最も高圧縮比側に位置し、上記ハウジングのストッパに突き当てられた高圧縮比状態では、上記可変圧縮比機構側より可動ピストンへ作用する低圧縮比側への入力荷重のピーク値が、上記付勢手段により可動ピストンへ作用する高圧縮比側への付勢荷重に比して、低負荷時には小さく、高負荷時には大きいことを特徴とする記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
2. 上記入力荷重のピーク値は、上記可動ピストンが低圧縮比側へ移動するに従って単調増加する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装置。
3. 上記可変圧縮比機構が、制御軸の回転に伴って機関圧縮比が変化するものであり、
   上記制御軸と上記可動ピストンとを連結するリンク列が、上記コントローフシャフトを支点とするレバーと、このレバーの先端に一端が連結されたレバーリンクと、を有し、
   上記可動ピストンが低圧縮比側に位置する低圧縮比状態では、上記レバーとレバーリンクとのなす角度が鈍角であり、上記可動ピストンが高圧縮比側へ移動するに従って、上記角度が小さくな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装置。
4. 上記可動ピストンが低圧縮比側に位置する低圧縮比状態では、低負荷時における上記入力荷重のピーク値が上記付勢荷重よりも大きい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装置。
5. 上記入力荷重のピーク値は、上記可動ピストンが低圧縮比側へ移動するに従って単調減少する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装置。
6. 上記可変圧縮比機構が、制御軸の回転に伴って機関圧縮比が変化するものであり、
   上記制御軸と上記可動ピストンとを連結するリンク列が、上記コントローフシャフトを支点とするレバーと、このレバーの先端に一端が連結されたレバーリンクと、を有し、
   上記高圧縮比状態におけるレバーとレバーリンクとのなす角度が鋭角であり、上記可動ピストンが低圧縮比側へ移動するに従って、上記角度が大きくなることを特徴とする請求項１又は５に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
7. 上記入力荷重のピーク値は、上記可動ピストンが低圧縮比側へ移動するに従って、高圧縮比側では増加し、低圧縮比側では減少する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装置。
8. 低負荷時において、少なくとも上記可動ピストンが所定の中間位置にあるときには、上記入力荷重のピーク値が付勢荷重よりも大きいことを特徴とする請求項１又は７に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
9. シリンダが形成されたハウジングと、
   上記シリンダ内に往復移動可能に配設された可動ピストンと、
   制御軸の回転に伴い機関圧縮比を変化させる可変圧縮比機構と、
   上記制御軸と可動ピストンとを連結するリンク列と、
   上記可動ピストンを高圧縮比側へ付勢する付勢手段と、を有し、
   上記リンク列が、上記コントローフシャフトを支点とするレバーと、このレバーの先端に一端が連結されたレバーリンクと、を有し、
   上記可動ピストンの位置に応じて、上記レバーとレバーリンクとのなす角度が変化することを特徴とする内燃機関の可変圧縮比装置。
10. シリンダが形成されたハウジングと、
    上記シリンダ内に往復移動可能に配設された可動ピストンと、
    上記可動ピストンと機械的に連結され、上記可動ピストンの移動に伴い機関圧縮比を変化させる可変圧縮比機構と、
    上記可変圧縮比機構側から可動ピストンへ作用する入力荷重の方向と逆方向に可動ピストンを付勢する付勢手段と、を有し、
    上記可動ピストンの移動に伴い、上記入力荷重の大きさが変化するように構成されていることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比装置。
11. 上記ハウジングのシリンダ内に、上記可動ピストンにより仕切られる少なくとも一つの油室が設けられた油抜機構を有し、
    この油抜機構が、
    上記油室に作動油を供給する入管路と、
    上記油室から作動油を排出する抜管路と、
    上記抜管路を開閉する切換弁と、
    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装置。
12. 上記ハウジングのシリンダ内に、上記可動ピストンにより仕切られる第１油室と第２油室とが設けられた油抜機構を有し、
    この油抜機構が、
    上記第１油室に作動油を供給する第１入管路と、
    上記第１油室から作動油を排出する第１抜管路と、
    上記第２油室に作動油を供給する第２入管路と、
    上記第２油室から作動油を排出する第２抜管路と、
    上記第１抜管路及び第２抜管路を開閉する切換弁と、
    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装置。
13. 上記切換弁が、第１抜管路を閉，第２抜管路を開とする第１の位置と、第１抜管路を開，第２抜管路を閉とする第２の位置と、第１抜管路と第２抜管路の双方を閉とする第３の位置と、を切り換える三位置切換弁であることを特徴とする請求項１２に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
14. 上記可変圧縮比機構が、
    内燃機関のピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連結する複数のリンクと、
    機関本体に回転可能に支持されるとともに、上記可動ピストンに連結された制御軸と、
    この制御軸に偏心して設けられた偏心軸部と、
    一端が上記複数のリンクのいずれかに連結され、他端が上記偏心軸部に回転可能に連結された制御リンクと、を有することを特徴とする請求項１〜１３のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
15. 上記可動ピストンをシリンダ軸方向に駆動するアクチュエータを有することを特徴とする請求項１〜１４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比装置。

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