JP2012097660A - Internal combustion engine with variable compression ratio mechanism - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。 The present invention relates to an internal combustion engine including a variable compression ratio mechanism.
シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である(特許文献1参照)。 An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that moves a cylinder block relative to a crankcase is known (see Patent Document 1).
このような可変圧縮比機構は、一般的に、カム機構又はリンク機構を利用するものであるために、シリンダブロックの下部にはカム機構又はリンク機構の軸を収容するための軸受サポートが外側へ突出するように一体的に形成されている。 Since such a variable compression ratio mechanism generally uses a cam mechanism or a link mechanism, a bearing support for accommodating the shaft of the cam mechanism or the link mechanism is provided outside the cylinder block. It is integrally formed so as to protrude.
ところで、シリンダブロックにはシリンダヘッドが取付ボルトを使用して固定される。それにより、内燃機関の燃焼時にシリンダ内に発生する燃焼圧は、シリンダヘッドに作用することにより取付ボルトを介して、可変圧縮比機構の軸により支持されたシリンダブロックをシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する。 By the way, a cylinder head is fixed to the cylinder block using a mounting bolt. As a result, the combustion pressure generated in the cylinder during combustion of the internal combustion engine acts on the cylinder head to push up the cylinder block supported by the shaft of the variable compression ratio mechanism along the cylinder axial direction via the mounting bolt. It acts as a pressing force.
前述の押圧力の大部分が、可変圧縮比機構の軸により支持された軸受サポートに引張力として作用すると、軸孔が長円となるように軸受サポートが塑性変形して可変圧縮比機構を破損させることがある。 If most of the above-mentioned pressing force acts as a tensile force on the bearing support supported by the shaft of the variable compression ratio mechanism, the bearing support is plastically deformed so that the shaft hole becomes an ellipse, and the variable compression ratio mechanism is damaged. There are things to do.
従って、本発明の目的は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、燃焼圧がシリンダヘッドに作用して取付ボルトを介してシリンダブロックに作用しても、シリンダブロックの下部から外側へ突出するように一体的に形成された可変圧縮比機構のための軸受サポートの塑性変形を抑制可能とすることである。 Accordingly, an object of the present invention is to provide an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism for moving the cylinder block relative to the crankcase, even if the combustion pressure acts on the cylinder head via the mounting bolt. Further, it is possible to suppress plastic deformation of the bearing support for the variable compression ratio mechanism integrally formed so as to protrude outward from the lower portion of the cylinder block.
本発明による請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記シリンダブロックの下部からは外側へ突出するように前記可変圧縮比機構のための軸受サポートが一体的に形成され、前記シリンダブロックには、前記シリンダブロックの端面にシリンダヘッドを固定するための取付ボルトが螺合するネジ穴がシリンダ軸線方向に形成され、前記端面から前記ネジ穴と前記取付ボルトとの螺合長中心までの距離は、前記端面から前記軸受サポートの軸孔中心までの距離より長くされていることを特徴とする。 An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism according to claim 1 of the present invention is an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism for moving a cylinder block relative to a crankcase, and is located outside the lower part of the cylinder block. A bearing support for the variable compression ratio mechanism is integrally formed so as to protrude into the cylinder block, and the cylinder block has a screw hole into which a mounting bolt for fixing the cylinder head is screwed onto an end surface of the cylinder block. It is formed in the cylinder axial direction, and the distance from the end surface to the screwing center of the screw hole and the mounting bolt is longer than the distance from the end surface to the shaft hole center of the bearing support. To do.
本発明による請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、シリンダブロックの下部からは外側へ突出するように可変圧縮比機構のための軸受サポートが一体的に形成され、シリンダブロックには、シリンダブロックの端面にシリンダヘッドを固定するための取付ボルトが螺合するネジ穴がシリンダ軸線方向に形成され、シリンダブロックの端面からネジ穴と取付ボルトとの螺合長中心までの距離は、シリンダブロックの端面から軸受サポートの軸孔中心までの距離より長くされているために、燃焼圧が、シリンダヘッドに作用して取付ボルトを介して、可変圧縮比機構の軸により支持されたシリンダブロックをシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する際に、押圧力の大部分が、軸受サポートに引張力としてではなくせん断力として作用するようになり、軸受サポートが引張力によって軸孔を長円とするように塑性変形することはなく、可変圧縮比機構を破損させる軸受サポートの塑性変形を抑制することができる。 According to the internal combustion engine having the variable compression ratio mechanism according to the first aspect of the present invention, the internal combustion engine includes the variable compression ratio mechanism for moving the cylinder block relative to the crankcase. A bearing support for the variable compression ratio mechanism is integrally formed so as to protrude outward, and the cylinder block has a screw hole into which a mounting bolt for fixing the cylinder head is screwed to the end surface of the cylinder block. The distance from the end face of the cylinder block to the threaded center of the screw hole and the mounting bolt is longer than the distance from the end face of the cylinder block to the center of the shaft hole of the bearing support. The cylinder block supported by the shaft of the variable compression ratio mechanism via the mounting bolt acting on the cylinder head When acting as a pushing force to push up along the linear direction, most of the pushing force acts on the bearing support as a shearing force, not as a tensile force, and the bearing support causes the shaft hole to be pulled by the tensile force. Plastic deformation of the bearing support that damages the variable compression ratio mechanism can be suppressed without plastic deformation so as to have an oval shape.
図1は本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関の側面断面図を示す。図1を参照すると、1はクランクケース、2はシリンダブロック、3はシリンダヘッド、4はピストン、5は燃焼室、6は燃焼室5の頂面中央部に配置された点火栓、7は吸気弁、8は吸気ポート、9は排気弁、10は排気ポートを夫々示す。吸気ポート8は吸気枝管11を介してサージタンク12に連結され、各吸気枝管11には夫々対応する吸気ポート8内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁13が配置される。なお、燃料噴射弁13は各吸気枝管11に取付ける代りに各燃焼室5内に配置してもよい。
FIG. 1 is a side sectional view of an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism according to the present invention. Referring to FIG. 1, 1 is a crankcase, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the
サージタンク12は吸気ダクト14を介してエアクリーナ15に連結され、吸気ダクト14内にはアクチュエータ16によって駆動されるスロットル弁17と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器18とが配置される。一方、排気ポート10は排気マニホルド19を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置20に連結され、排気マニホルド19内には空燃比センサ21が配置される。
The
一方、図1に示される実施例ではクランクケース1とシリンダブロック2との連結部にクランクケース1とシリンダブロック2のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を変更可能な可変圧縮比機構Aが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Bが設けられている。なお、図1に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Bは吸気弁7の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 1, the
図1に示されるようにクランクケース1とシリンダブロック2にはクランクケース1とシリンダブロック2間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ22が取付けられており、この相対位置センサ22からはクランクケース1とシリンダブロック2との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Bには吸気弁7の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ23が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ16にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ24が取付けられている。
As shown in FIG. 1, a
電子制御ユニット30はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス31によって互いに接続されたROM(リードオンリメモリ)32、RAM(ランダムアクセスメモリ)33、CPU(マイクロプロセッサ)34、入力ポート35および出力ポート36を具備する。吸入空気量検出器18、空燃比センサ21、相対位置センサ22、バルブタイミングセンサ23およびスロットル開度センサ24の出力信号は夫々対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。また、アクセルペダル40にはアクセルペダル40の踏込み量Lに比例した出力電圧を発生する負荷センサ41が接続され、負荷センサ41の出力電圧は対応するAD変換器37を介して入力ポート35に入力される。更に入力ポート35にはクランクシャフトが例えば30°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ42が接続される。一方、出力ポート36は対応する駆動回路38を介して点火栓6、燃料噴射弁13、スロットル弁駆動用アクチュエータ16、可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bに接続される。
The
図2は図1に示す可変圧縮比機構Aの分解斜視図を示しており、図3は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図2を参照すると、シリンダブロック2の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部50が形成されており、各突出部50内には夫々断面円形のカム挿入孔51が形成されている。一方、クランクケース1の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部50の間に嵌合せしめられる複数個の突出部52が形成されており、これらの各突出部52内にも夫々断面円形のカム挿入孔53が形成されている。
2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown. Referring to FIG. 2, a plurality of
図2に示されるように一対のカムシャフト54,55が設けられており、各カムシャフト54,55上には一つおきに各カム挿入孔53内に回転可能に挿入される円形カム58が固定されている。これらの円形カム58は各カムシャフト54,55の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム58の両側には図3に示すように各カムシャフト54,55の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸57が延びており、この偏心軸57上に別の円形カム56が偏心して回転可能に取付けられている。図2に示されるようにこれら円形カム56は各円形カム58の両側に配置されており、これら円形カム56は対応する各カム挿入孔51内に回転可能に挿入されている。また、図2に示されるようにカムシャフト55にはカムシャフト55の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ25が取付けられている。
As shown in FIG. 2, a pair of
図3(A)に示すような状態から各カムシャフト54,55上に固定された円形カム58を図3(A)において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸57が互いに離れる方向に移動するために円形カム56がカム挿入孔51内において円形カム58とは反対方向に回転し、図3(B)に示されるように偏心軸57の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム58を矢印で示される方向に回転させると図3(C)に示されるように偏心軸57は最も低い位置となる。
When the
なお、図3(A)、図3(B)、図3(C)には夫々の状態における円形カム58の中心aと偏心軸57の中心bと円形カム56の中心cとの位置関係が示されている。
3A, 3B, and 3C show the positional relationship among the center a of the
図3(A)から図3(C)とを比較するとわかるようにクランクケース1とシリンダブロック2の相対位置は円形カム58の中心aと円形カム56の中心cとの距離によって定まり、円形カム58の中心aと円形カム56の中心cとの距離が大きくなるほどシリンダブロック2はクランクケース1から離れる。即ち、可変圧縮比機構Aは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース1とシリンダブロック2間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック2がクランクケース1から離れるとピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積は増大し、従って各カムシャフト54,55を回転させることによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を変更することができる。
3A to 3C, the relative positions of the crankcase 1 and the
図2に示されるように各カムシャフト54,55を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ59の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム61,62が取付けられており、これらウォーム61,62と噛合するウォームホイール63,64が夫々各カムシャフト54,55の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ59を駆動することによってピストン4が圧縮上死点に位置するときの燃焼室5の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
As shown in FIG. 2, in order to rotate the
一方、図4は図1において吸気弁7を駆動するためのカムシャフト70の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Bを示している。図4を参照すると、この可変バルブタイミング機構Bは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ71と、タイミングプーリ71と一緒に回転する円筒状ハウジング72と、吸気弁駆動用カムシャフト70と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング72に対して相対回転可能な回転軸73と、円筒状ハウジング72の内周面から回転軸73の外周面まで延びる複数個の仕切壁74と、各仕切壁74の間で回転軸73の外周面から円筒状ハウジング72の内周面まで延びるベーン75とを具備しており、各ベーン75の両側には夫々進角用油圧室76と遅角用油圧室77とが形成されている。
On the other hand, FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the
各油圧室76,77への作動油の供給制御は作動油供給制御弁78によって行われる。この作動油供給制御弁78は各油圧室76,77に夫々連結された油圧ポート79,80と、油圧ポンプ81から吐出された作動油の供給ポート82と、一対のドレインポート83,84と、各ポート79,80,82,83,84間の連通遮断制御を行うスプール弁85とを具備している。
The hydraulic oil supply control to the
吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相を進角すべきときは図4においてスプール弁85が右方に移動せしめられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート79を介して進角用油圧室76に供給されると共に遅角用油圧室77内の作動油がドレインポート84から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
When the cam phase of the intake
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相を遅角すべきときは図4においてスプール弁85が左方に移動せしめられ、供給ポート82から供給された作動油が油圧ポート80を介して遅角用油圧室77に供給されると共に進角用油圧室76内の作動油がドレインポート83から排出される。このとき回転軸73は円筒状ハウジング72に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
On the other hand, when the cam phase of the intake
回転軸73が円筒状ハウジング72に対して相対回転せしめられているときにスプール弁85が図4に示される中立位置に戻されると回転軸73の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸73はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
If the
図5において実線は可変バルブタイミング機構Bによって吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト70のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁7の開弁期間は図5において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁7の閉弁時期も図5において矢印Cで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
In FIG. 5, the solid line shows the time when the cam phase of the intake
図1および図4に示される可変バルブタイミング機構Bは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。 The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example. For example, the variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant. Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
次に図6を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図6の(A),(B),(C)には説明のために燃焼室容積が50mlでピストンの行程容積が500mlであるエンジンが示されており、これら図6の(A),(B),(C)において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。 Next, the meanings of terms used in the present application will be described with reference to FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. , (B), (C), the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
図6(A)は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は(燃焼室容積+行程容積)/燃焼室容積で表される。図6(A)に示される例ではこの機械圧縮比は(50ml+500ml)/50ml=11となる。 FIG. 6A explains the mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6A, this mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
図6(B)は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は(燃焼室容積+実際の行程容積)/燃焼室容積で表される。即ち、図6(B)に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図6(B)に示される例では実圧縮比は(50ml+450ml)/50ml=10となる。 FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG. 6B, even if the piston starts to rise in the compression stroke, the compression operation is not performed while the intake valve is open, and the actual compression is performed from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as described above using the actual stroke volume. In the example shown in FIG. 6B, the actual compression ratio is (50 ml + 450 ml) / 50 ml = 10.
図6(C)は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は(燃焼室容積+行程容積)/燃焼室容積で表される。図6(C)に示される例ではこの膨張比は(50ml+500ml)/50ml=11となる。 FIG. 6C illustrates the expansion ratio. The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the expansion stroke, and this expansion ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6C, this expansion ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
次に図7および図8を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図7は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図8は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。 Next, the super expansion ratio cycle used in the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio, and FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
図8(A)は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図8(A)に示す例でも図6の(A),(B),(C)に示す例と同様に燃焼室容積が50mlとされ、ピストンの行程容積が500mlとされている。図8(A)からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は(50ml+500ml)/50ml=11であり、実圧縮比もほぼ11であり、膨張比も(50ml+500ml)/50ml=11となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。 FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A as well, the combustion chamber volume is set to 50 ml, and the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C. As can be seen from FIG. 8A, in a normal cycle, the mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11, the actual compression ratio is almost 11, and the expansion ratio is also (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11. That is, in a normal internal combustion engine, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.
図7における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも12程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。 The solid line in FIG. 7 shows the change in theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio. However, the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。 On the other hand, under such circumstances, it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency. Was found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図7の破線ε=10は実圧縮比を10に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図7の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。 On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency. The broken line ε = 10 in FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10. Thus, the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio ε is maintained at a low value, and the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG. It can be seen that there is no significant difference from the amount of increase.
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図8(B)は可変圧縮比機構Aおよび可変バルブタイミング機構Bを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。 Thus, if the actual compression ratio is maintained at a low value, knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can be greatly increased. FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
図8(B)を参照すると、この例では可変圧縮比機構Aにより燃焼室容積が50mlから20mlまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Bによって実際のピストン行程容積が500mlから200mlになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は(20ml+200ml)/20ml=11となり、膨張比は(20ml+500ml)/20ml=26となる。図8(A)に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ11で膨張比が11であり、この場合に比べると図8(B)に示される場合には膨張比のみが26まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。 Referring to FIG. 8B, in this example, the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml. On the other hand, the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml. As a result, in this example, the actual compression ratio is (20 ml + 200 ml) / 20 ml = 11, and the expansion ratio is (20 ml + 500 ml) / 20 ml = 26. In the normal cycle shown in FIG. 8A, the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above. Compared with this case, only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図8(B)に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室5内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図8(B)に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図8(A)に示す通常のサイクルとするようにしている。
Generally speaking, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary. On the other hand, in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B, since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the
次に図9を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図9には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁17の開度の各変化が示されている。なお、図9は、触媒装置20内の三元触媒によって排気ガス中の未燃HC,COおよびNOXを同時に低減しうるように燃焼室5内における平均空燃比が空燃比センサ21の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
Next, the overall operation control will be schematically described with reference to FIG. FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the
さて、前述したように機関高負荷運転時には図8(A)に示される通常のサイクルが実行される。従って図9に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図9において実線で示されるように吸気弁7の閉弁時期は図5において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁17の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the
一方、図9において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁7の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図9に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁17は全開状態に保持されており、従って燃焼室5内に供給される吸入空気量はスロットル弁17によらずに吸気弁7の閉弁時期を変えることによって制御されている。
On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積が減少せしめられる。従ってピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図9に示される例では燃焼室5内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン4が圧縮上死点に達したときの燃焼室5の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
As described above, when the engine load is reduced from the engine high load operation state, the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷L1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室5の構造上限界となる限界機械圧縮比(上限機械圧縮比)に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio becomes a limit mechanical compression ratio (upper limit mechanical compression) that becomes the structural limit of the
一方、図9に示される実施例では機関負荷がL1まで低下すると吸気弁7の閉弁時期が燃焼室5内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域では吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 9, when the engine load decreases to L1, the closing timing of the
吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁7の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図9に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁7の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷L1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁17によって燃焼室5内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁17の開度は小さくされる。
When the closing timing of the
一方、図9において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁7の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁17によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図9において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁7の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期L1まで吸気下死点BDCから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁7の閉弁時期を図9において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。
On the other hand, as shown by the broken line in FIG. 9, the intake air amount can be controlled without depending on the
前述したように図8(B)に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が26とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図7からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε=5に対しても20以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が20以上となるように可変圧縮比機構Aが形成されている。 As described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. The higher the expansion ratio, the better. However, as can be seen from FIG. 7, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained if it is 20 or more with respect to the practically usable lower limit actual compression ratio ε = 5. Therefore, in this embodiment, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.
ところで、シリンダブロック2の下部には、前述したように、可変圧縮比機構Aのカムシャフト54(55)を収納するカム挿入孔51を有する突出部50が一体的に形成されている。こうして、突出部50は、カムシャフ54のような軸を収納するための軸孔51を有する軸受サポートとして機能する。可変圧縮比機構Aが、カム機構ではなく、リンク機構を利用する場合にも、シリンダブロック2の下部には、同様な突出部50として、リンク機構の軸を収納するための軸孔51を有する軸受サポート50が一体的に形成される。
By the way, as described above, the protruding
図10に示すように、シリンダブロック2の端面2aには、シリンダヘッド3が取付ボルトSRを使用して固定される。取付ボルトSRは、比較的長く、先端にネジ部を有している。シリンダブロック2には、取付ボルトSRのネジ部が螺合するネジ穴SHがシリンダ軸線方向に形成されている。図10においてWは冷却水通路である。
As shown in FIG. 10, the
本実施例において、シリンダブロック2の端面2aからネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SC(詳しくは後述する)までの距離D1は、シリンダブロック2の端面2aから軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より長くされている。
In the present embodiment, the distance D1 from the
内燃機関の燃焼時にシリンダ内に発生する燃焼圧は、シリンダヘッド3に作用することにより取付ボルトSRを介して、可変圧縮比機構Aの軸により支持されたシリンダブロック2をシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する。
The combustion pressure generated in the cylinder at the time of combustion of the internal combustion engine acts on the
もし、図11に示すように、シリンダブロック2の端面2aからネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SCまでの距離D1’が、シリンダブロック2の端面2aから軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より短くされていると、燃焼時にシリンダブロック2に作用する押圧力の大部分が、可変圧縮比機構Aの軸54(55)により支持位置51bにおいて支持された軸受サポート50に引張力として作用することとなり、図12に示すように、軸孔51が長円となるように軸受サポート50が塑性変形して可変圧縮比機構Aを破損させることがある。ここで、支持位置51bは、軸受サポート50の軸孔51における最もクランクケース側の位置となる。
As shown in FIG. 11, the distance D1 ′ from the
これに対して、本実施例では、シリンダブロック2の端面2aからネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SCまでの距離D1は、シリンダブロック2の端面2aから軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より長くされ、好ましくは、シリンダブロック2の端面2aから可変圧縮比機構Aの軸54(55)による軸受サポート50の支持位置51bまでの距離と等しくされている。それにより、燃焼時にシリンダブロック2に作用する押圧力の大部分は、軸受サポート50に引張力としてではなくせん断力として作用するために、軸受サポート50が引張力によって軸孔51を長円とするように塑性変形することはなく、可変圧縮比機構Aを破損させる軸受サポート50の塑性変形を抑制することができる。
On the other hand, in the present embodiment, the distance D1 from the
図13は、ネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SCを説明する拡大図である。ネジ穴SHに対して取付ボルトSRの先端のネジ部が螺合するシリンダ軸線方向の長さLの中心が螺合長中心SCであり、ネジ穴SHのネジ長さL1の中心でも取付ボルトSRのネジ部の長さL2の中心でもない。 FIG. 13 is an enlarged view for explaining the screwing center SC of the screw hole SH and the mounting bolt SR. The center of the length L in the cylinder axial direction in which the threaded portion at the tip of the mounting bolt SR is screwed into the screw hole SH is the threading length center SC, and the mounting bolt SR is also at the center of the screw length L1 of the screw hole SH. It is not the center of the length L2 of the screw part.
もし、シリンダブロック2にシリンダ軸線方向の貫通穴を形成して、シリンダブロック2のクランクケース側からボルトを挿入してシリンダヘッド3に形成されたネジ穴に対してボルトを螺合させるようにすれば、ボルトの頭部の位置が、軸受サポート50の軸孔中心51aよりクランケース側となり、燃焼時にシリンダヘッド3を介してシリンダブロック2に作用する押圧力の大部分は、軸受サポート50にせん断力として作用するようになり、軸受サポート50が引張力によって軸孔51を長円とするように塑性変形することはない。
If the
2 シリンダブロック
2a 端面
3 シリンダヘッド
50 軸受サポート
SR ボルト
SH ネジ穴
SC 螺合長中心
A 可変圧縮比機構
2
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