JP2012117468A

JP2012117468A - 可変圧縮比機構を備える内燃機関

Info

Publication number: JP2012117468A
Application number: JP2010269010A
Authority: JP
Inventors: Kaoru Ito; 馨伊藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2010-12-02
Filing date: 2010-12-02
Publication date: 2012-06-21

Abstract

【課題】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、シリンダブロックとクランクケースとの間の隙間を覆う蛇腹部材が設けられ、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間に挟持させる蛇腹部材のシリンダブロック側端部を十分にシリンダヘッド及びシリンダブロックに密着させて高いシール性を提供可能とする。
【解決手段】シリンダヘッド３とシリンダブロック２との間に挟持された蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａには、シリンダヘッドとシリンダブロックとに密着させるために、シリンダヘッドに取り付けられる楔部材１０４により発生する押圧力を作用させる。
【選択図】図１１

Description

本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。

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。このような内燃機関において、シリンダブロック及びクランクケースの互いに対向する対向面の間に転動可能な円形断面のシール部材を設けることが提案されている（特許文献１参照）。

このようなシール部材が設けられていても、対向面のシール部材より外側に付着した異物は、シール部材の転動によって、対向面のシール部材より内側となって、クランクケース内へ異物が侵入することがある。それにより、シリンダブロックとクランクケースとの間の隙間を蛇腹部材により覆うことが考えられる。

特開２００６−３１６７７０

蛇腹部材のシリンダブロック側端部は、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間の挟持により容易な取り付けが可能となる。しかしながら、このような取り付けにおいて、蛇腹部材のシリンダブロック側端部は、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間で気筒内の気密性を維持するためのガスケットと共に押圧されるために、シリンダヘットをシリンダブロックへ取り付けるためのボルトによる押圧力だけでは十分にシリンダヘッドとシリンダブロックとに密着せず、高いシール性を提供することができないことがある。

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、シリンダブロックとクランクケースとの間の隙間を覆う蛇腹部材が設けられ、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間に挟持させる蛇腹部材のシリンダブロック側端部を十分にシリンダヘッド及びシリンダブロックに密着させて高いシール性を提供可能とすることである。

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と前記クランクケースとの間の隙間を覆う蛇腹部材が設けられ、シリンダヘッドと前記シリンダブロックとの間に挟持された前記蛇腹部材のシリンダブロック側端部には、前記シリンダヘッドと前記シリンダブロックとに密着させるために、前記シリンダヘッドに取り付けられる楔部材により発生する押圧力を作用させることを特徴とする。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記楔部材は、前記押圧力を発生させるようにボルトによって前記シリンダヘッドに取り付けられることを特徴とする。

本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１又は２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記蛇腹部材は、一山の蛇腹形状を有することを特徴とする。

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、シリンダブロックとクランクケースとの間の隙間を覆う蛇腹部材が設けられ、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間に挟持された蛇腹部材のシリンダブロック側端部には、シリンダヘッドとシリンダブロックとに密着させるために、シリンダヘッドに取り付けられる楔部材により発生する押圧力を作用させるようになっている。それにより、蛇腹部材のシリンダブロック側端部は、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間において、ガスケットと共に押圧されるが、シリンダヘットをシリンダブロックへ取り付けるためのボルトによる押圧力だけでなく、楔部材により発生する押圧力も作用するために、十分にシリンダヘッドとシリンダブロックとに密着し、高いシール性を提供することができる。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、楔部材は、押圧力を発生させるようにボルトによってシリンダヘッドに取り付けられるようになっており、簡単に楔部材による押圧力を発生させることができる。

本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１又は２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、蛇腹部材は、一山の蛇腹形状を有するようになっており、蛇腹部材の構造を簡単なものとすることができる。

内燃機関の全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表した内燃機関の側面断面図である。可変バルブタイミング機構を示す図である。吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。シリンダブロックとクランクケースとの間の隙間を覆う蛇腹部材の取り付けを示す図である。蛇腹部材のシリンダブロック側端部の取り付け構造を示す拡大断面図である。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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ＮＯ_X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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

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。

ところで、異物がシリンダブロック２とクランクケース１との間の隙間を介してクランクケース１内へ侵入することを抑制するために、本実施例では、図１０に示すように、ゴム等の弾性体により形成された蛇腹部材１００によって、シリンダブロック２とクランクケース１との間の隙間全体を覆うようになっている。また、本実施例において、蛇腹部材１００は可変圧縮比機構Ａも覆うようになっており、それにより、異物が可変圧縮比機構Ａの摺動部へ侵入することも抑制される。

本実施例の蛇腹部材１００は、一山の蛇腹形状を有し、簡単な構造とされている。このような蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａ及びクランクケース側端部１００ｂもゴム等の弾性体により形成されている。シリンダブロック側端部１００ａは、シリンダブロック２とシリンダヘッド３との間に挟持されることにより容易に取り付けられている。

また、クランクケース１には、可変圧縮比機構Ａを取り囲む壁部１ａが一体的に形成され、この壁部１ａには、シリンダブロック２のシリンダヘッド側端面２ａと略平行な端面１ｂが形成されており、蛇腹部材１００のクランクケース側端部１００ｂは、この端面１ｂと保持部材１０１との間に挟持される。蛇腹部材１００は、シリンダブロック２のクランクケース１に対する相対移動に追従して変形することにより、シリンダブロック２とクランクケース１との間の隙間を外部から遮断し続ける。

保持部材１０１は、取付ボルト１０２によりクランクケース１の壁部１ａに取り付けられ、それにより、蛇腹部材１００のクランクケース側端部１００ｂは、取付ボルト１０２により発生する押圧力によって壁部１ａの端面１ｂと保持部材１０１とに密着して高いシール性を提供する。

一方、シリンダヘッド３とシリンダブロック２との間に挟持させる蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａは、シリンダヘッド３とシリンダブロック２との間において、気筒内の気密性を維持するためのガスケット（図１０には図示されていない）と共に押圧されるために、シリンダヘット３をシリンダブロック２へ取り付けるためのボルト１０３による押圧力だけでは十分にシリンダヘッド３とシリンダブロック２とに密着せず、そのままでは高いシール性を提供することができないことがある。

図１１は蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａ近傍の拡大断面図であり、同図に示すように、本実施例では、シリンダヘッド３とシリンダブロック２との間に挟持された蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａには、シリンダヘッド３とシリンダブロック２とに密着させるために、シリンダヘッド３に取り付けられる楔部材１０４により発生する押圧力を作用させるようになっている。

楔部材１０４は、図示されているように、台形状に先端が除去された直角三角形状断面を有し、図１１における前後方向の所定厚さを有している。一方、シリンダヘッド３の側面には、楔部材１０４の傾斜面をシリンダブロック２側として、楔部材１０４をシリンダブロック２のシリンダヘッド側端面２ａと略平行（図１１における左右方向）に挿入するための取付穴３ａが形成されている。取付穴３ａは、楔部材１０４の断面形状より僅かに小さな相似断面形状を有し、楔部材１０４の厚さより僅かに大きな幅（図１１における前後方向）を有している。

それにより、ボルト１０５によって楔部材１０４を取付穴３ａへ押し込むように取り付けることにより、取付穴３ａはシリンダブロック２側へ広げられ、このような楔効果によって、蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａには押圧力が作用する。それにより、蛇腹部材１００のシリンダブロック側端部１００ａは、シリンダヘッド３とシリンダブロック２との間において、ガスケットＧと共に押圧されるが、シリンダヘット３をシリンダブロック２へ取り付けるためのボルト１０３による押圧力だけでなく、楔部材１０４により発生する押圧力も作用するために、十分にシリンダヘッド３とシリンダブロック２とに密着し、高いシール性を提供することが可能となる。

複数の楔部材１０４を、シリンダヘッド３の側面全体に点在させるようになっており、シリンダヘッド３の左右側面（気筒配列方向に延在する側面であり、右側面が図示されている）のそれぞれには、例えば、四気筒エンジンの場合には、八つ程度の楔部材１０４を設けることが好ましい。また、シリンダヘッド３の前後側面のそれぞれには、例えば、二つ程度の楔部材１０４を設けることが好ましい。この場合には、全体として二十個の楔部材１０４が設けられる。シリンダヘッド３の取付穴３ａは、各楔部材１０４に対して形成しても良いが、各側面においては連続的な一つの取付穴としても良い。

１クランクケース
２シリンダブロック
２ａシリンダヘッド側端面
３シリンダヘッド
３ａ取付穴
１００蛇腹部材
１００ａシリンダブロック側端部
１０４楔部材
１０５ボルト
Ａ可変圧縮比機構
Ｇガスケット

Claims

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と前記クランクケースとの間の隙間を覆う蛇腹部材が設けられ、シリンダヘッドと前記シリンダブロックとの間に挟持された前記蛇腹部材のシリンダブロック側端部には、前記シリンダヘッドと前記シリンダブロックとに密着させるために、前記シリンダヘッドに取り付けられる楔部材により発生する押圧力を作用させることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
前記楔部材は、前記押圧力を発生させるようにボルトによって前記シリンダヘッドに取り付けられることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
前記蛇腹部材は、一山の蛇腹形状を有することを特徴とする請求項１又は２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。