JP2012219708A - 可変圧縮比エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】簡素な構造で圧縮比が変えられる可変圧縮比エンジンを提供する。
【解決手段】シリンダ２とピストン３により形成された燃焼室４と、燃焼室４に連通する副室５と、副室５の容積を調節する副室容積調節機構６とを備える。
【選択図】図１

Description

本発明は、簡素な構造で圧縮比が変えられる可変圧縮比エンジンに関する。

図３に、高圧縮比のエンジンのモデルと、低圧縮比のエンジンのモデルと、これらのエンジンで実現されるＰＶ線図を示す。

ここでは、低圧縮比のエンジンはピストンのストロークが短いイメージで、高圧縮比のエンジンはピストンのストロークが長いイメージで示される。

低圧縮比のエンジンにおいては、点ａから点ｂまでの軌跡にて、吸排気バルブが閉じられた状態でピストンが移動することにより、体積がＶ３からＶ２となる圧縮行程が行われ、点ｂから点ｃまでの軌跡にて燃焼行程が行われ、点ｃから点ｄまでの軌跡にて、吸排気バルブが閉じられた状態でピストンが移動することにより、体積がＶ２からＶ３となる膨張行程が行われる。排気行程及び吸気行程の軌跡は、点ｄから点ａまでと省略して示されている。このとき、圧縮比と膨張比は、いずれもＶ３／Ｖ２である。

高圧縮比のエンジンにおいては、点ｅから点ｆまでの軌跡にて、吸排気バルブが閉じられた状態でピストンが移動することにより、体積がＶ１からＶ２となる圧縮行程が行われ、点ｆから点ｇまでの軌跡にて燃焼行程が行われ、点ｇから点ｈまでの軌跡にて、吸排気バルブが閉じられた状態でピストンが移動することにより、体積がＶ２からＶ１となる膨張行程が行われる。排気行程及び吸気行程の軌跡は、点ｈから点ｅまでと省略して示されている。このとき、圧縮比と膨張比は、いずれもＶ１／Ｖ２である。

低圧縮比のエンジンにおける軌跡ａ→ｂ→ｃ→ｄと高圧縮比のエンジンにおける軌跡ｅ→ｆ→ｇ→ｈとの比較によれば、軌跡に囲まれる面積が大きい高圧縮比のエンジンのほうがサイクル当たりの仕事量が大きく、燃費が良いことが分かる。

しかし、高圧縮比のエンジンでは、低圧縮比のエンジンに比べて、最高筒内圧が高いので、エンジンにかかる機械的負担が大きい。

また、高圧縮が行われると筒内温度も高くなるが、高圧縮比のエンジンでは、筒内圧と筒内温度が高いことから、低圧縮比のエンジンに比べて、機械的な損失や熱の損失が大きい。したがって、単純にエンジンが高圧縮比であるからといって、燃費が良いとは限らない。

なお、圧縮比が異なると着火時期も異なる。すなわち、図４に示されるように、圧縮比が異なると圧縮行程における筒内圧の履歴が異なる。筒内圧の履歴に伴い筒内温度の履歴が異なるため、着火時期が異なる。具体的には、低圧縮比の場合には、筒内圧が緩やかに上昇し、筒内温度が着火温度に達したクランク角度（この例では０°ＣＡ近傍）であるＡ１にて着火するが、中圧縮比の場合には、筒内圧が低圧縮比の場合よりもやや急に上昇して、筒内温度が早く着火温度に達するため、クランク角度Ａ２まで進角して着火する。高圧縮比の場合には、さらに筒内圧が急に上昇するため、クランク角度Ａ３まで進角して着火する。

特開２０１０−２４７７２７号公報 特開２００７−２３０３４４８公報

ところで、圧縮比が調節可能な可変圧縮比エンジンが知られている。

図３に示した高圧縮比のエンジンにおいて、圧縮行程のうち体積Ｖ１から体積Ｖ３までの期間、吸排気バルブが開かれていると、その期間は、圧力一定のまま体積だけが小さくなるため、圧縮は起きず、軌跡は点ｅから同じ圧力の点ａへと遷移する。点ａで吸排気バルブが閉じられると、圧縮が始まり、点ｂで圧縮行程が終わる。このように、エンジンの機械的な行程容積は同じままでも吸排気バルブの開閉時期が調整されることにより、圧縮比が下がることになる。点ｂから点ｃまでの軌跡にて燃焼行程が行われ、点ｃから点ｈまでの軌跡にて、吸排気バルブが閉じられた状態で、体積がＶ２からＶ１となる膨張行程が行われる。この制御によれば、圧縮比はＶ３／Ｖ２で、膨張比はＶ１／Ｖ２である。このように、構造的には高圧縮比のエンジンと同じで、吸排気バルブの開閉時期が調整される可変圧縮比エンジンにより、膨張比が圧縮比より大きくなるような制御が可能となる。

エンジンの機械的な行程容積で決まる圧縮比は幾何学的圧縮比と呼ばれる。具体的には、幾何学的圧縮比は、下死点における容積に対する上死点における容積の比で一義的に決まる。これに対し、吸排気バルブ制御やその他の手段によって可変的に得られる圧縮比は実圧縮比と呼ばれる。

図３で説明した可変圧縮比エンジンは、低圧縮比のエンジンに比べ、点ｅ、点ａ、点ｄ、点ｈで囲まれる面積の分だけ、サイクル当たりの仕事量が大きくなり、燃費が良くなる。しかも、圧縮比が低圧縮比のエンジンの圧縮比と同等であるから、前述した高圧縮比であることによる問題がない。

このようなバルブ制御による可変圧縮比エンジンを実現する手段として、カムシャフトを廃止し油圧式の吸排気バルブを備えた油圧式可変バルブタイミング機構や、カムシャフトによるタイミングに加えて別途にバルブを開く可変カム駆動機構が知られている。

この他に、特許文献１には、シリンダブロックがクランクケースに対して移動することで圧縮比が調節されることが記載されている。

特許文献２には、燃焼室に連通する副室と、燃焼室と副室との間を開閉する開閉バルブとを備え、開閉バルブが開閉されることにより圧縮比が高低二段階に調節されることが記載されている。

しかしながら、油圧式可変バルブタイミング機構や可変カム駆動機構は、筒内圧に対抗して吸排気バルブが開くには強力な油圧アクチュエータとその油圧を供給するためのポンプが必要であるため、装置が大掛かり、かつ、複雑になるという問題がある。

特許文献１の可変圧縮比エンジンは、シリンダブロックという重量物が移動することになるため、装置が大掛かりとなり、十分な強度を持つ構造が必要になると思われる。

特許文献２の可変圧縮比エンジンは、簡素な構造ではあるが、圧縮比が高低二段階にしか調節できない。

また、特許文献２の可変圧縮比エンジンは、開閉バルブがシリンダヘッドの面を大きく占有するので、吸排気バルブの配置あるいは個数が制約されてしまう。

また、特許文献２の可変圧縮比エンジンは、開閉バルブが燃焼室内に突き出す構造であるため、上死点近くにおいてピストンヘッドと開閉バルブとの干渉を回避する制御が必要となる。

そこで、本発明の目的は、上記課題を解決し、簡素な構造で圧縮比が変えられる可変圧縮比エンジンを提供することにある。

上記目的を達成するために本発明は、シリンダとピストンにより形成された燃焼室と、前記燃焼室に連通する副室と、前記副室の容積を調節する副室容積調節機構とを備えたものである。

前記副室は、前記燃焼室に通気路を介して隣接する副室シリンダと、前記副室シリンダ内を移動可能な副室ピストンとを備え、前記副室容積調節機構は、前記副室ピストンを移動させることで、前記副室の容積を調節してもよい。

前記副室容積調節機構は、油圧シリンダと、前記油圧シリンダ内を移動可能で前記副室ピストンに一体化された油圧ピストンと、前記油圧シリンダに動作油を導入する導入用電磁バルブと、前記油圧シリンダから動作油を排出する排出用電磁バルブとを備えてもよい。

前記動作油が燃料であってもよい。

本発明は次の如き優れた効果を発揮する。

（１）簡素な構造で圧縮比が変えられる。

本発明の一実施形態を示す可変圧縮比エンジンの部分拡大図である。 図１の可変圧縮比エンジンで圧縮比が変化したときの部分拡大図である。 圧縮比が異なる２つのエンジンにおけるＰＶ線図である。 圧縮比の違いが着火時期に及ぼす影響を示すクランク角度対筒内圧特性図である。

以下、本発明の一実施形態を添付図面に基づいて詳述する。

図１に示されるように、本発明に係る可変圧縮比エンジン１は、シリンダ２とピストン３により形成された燃焼室４と、燃焼室４に連通する副室５と、副室５の容積を調節する副室容積調節機構６とを備える。

シリンダ２とピストン３は、自動車用エンジンに使用される従来公知のものであり、シリンダ２のシリンダヘッド（符号は省略する）及びシリンダブロック（符号は省略する）とピストン３とにより囲まれた部分が燃焼室４となる。シリンダヘッドには図示しないが吸排気ポート（吸気ポート２個と排気ポート２個）が設けられる。この吸排気ポートに配置された図示しない吸排気バルブ（吸気バルブ２個と排気バルブ２個）がカムシャフトにより機械的に駆動されることにより、燃焼室４に対する吸気及び排気が可能である。

可変圧縮比エンジン１は、例えば、ディーゼルエンジンであり、インジェクタ７から燃焼室４内に燃料が噴射される。燃料は、図示しないコモンレールから供給される。

可変圧縮比エンジン１は、このような従来からあるエンジンに対して、燃焼室４に連通する副室５と副室５の容積を調節する副室容積調節機構６とが付加されたものである。

副室５は、燃焼室４に通気路８を介して隣接する副室シリンダ９と、副室シリンダ９内を移動可能な副室ピストン１０とを備える。通気路８は、シリンダ２のシリンダヘッドに設けられ、一端が燃焼室４に開放され、他端が副室シリンダ９の一端に開放される。通気路８は、吸排気ポートよりも細径であり吸排気ポートに干渉しない位置に配置される。副室シリンダ９は、例えば、円筒形に形成され、通気路８よりも太径であるが、シリンダ２よりも細径であり、シリンダヘッドに対して起立させて設けられる。副室シリンダ９の他端は隔壁１１となっている。副室ピストン１０が隔壁１１に近づくと副室５の容積が大きくなり、副室ピストン１０が隔壁１１から遠ざかると副室５の容積が小さくなる。副室容積調節機構６は、副室ピストン１０を移動させることで、副室５の容積を調節することになる。

副室容積調節機構６は、油圧シリンダ１２と、油圧シリンダ１２内を移動可能で副室ピストン１０に一体化された油圧ピストン１３と、油圧シリンダ１２に動作油を導入する導入用電磁バルブ１４と、油圧シリンダ１２から動作油を排出する排出用電磁バルブ１５とを備える。油圧シリンダ１２は、副室シリンダ９と同軸同径の円筒形に形成される。油圧ピストン１３は、油圧シリンダ１２に内接するヘッド１６と、副室ピストン１０に一体化されたロッド１７とからなり、ロッド１７は隔壁１１を貫通している。隔壁１１とヘッド１６との間には、スプリング１８が挿入されている。

本実施形態では、動作油には燃料が使用される。このために、導入用電磁バルブ１４の入口がコモンレールに接続され、導入用電磁バルブ１４の出口が油圧シリンダ１２に接続される。また、排出用電磁バルブ１５の入口が油圧シリンダ１２に接続され、排出用電磁バルブ１５の出口が燃料タンクに接続される。

以下、可変圧縮比エンジン１の動作を説明する。

図１の可変圧縮比エンジン１では、副室５が通気路８によって燃焼室４に連通しているので、燃焼室４の圧力と副室５の圧力が常に同じとなる。この場合、圧縮比は、ピストン３が下死点にあるときの燃焼室４の容積と副室５の容積の和に対するピストン３が上死点にあるときの燃焼室４の容積と副室５の容積の和となるので、副室５がない場合に比べて低圧縮比となる。

今、副室容積調節機構６では、導入用電磁バルブ１４が閉じられ、排出用電磁バルブ１５が開かれている。油圧ピストン１３のヘッド１６に動作油の油圧が加わらないため、スプリング１８が伸びてヘッド１６は隔壁１１から最も遠ざかる。これにより、副室５においては、副室シリンダ９内の副室ピストン１０が隔壁１１に最も近づいており、副室５の容積が最大となっている。よって、図１の可変圧縮比エンジン１は最も低圧縮比の状態となっている。

次に、副室容積調節機構６において、排出用電磁バルブ１５が閉じられ、導入用電磁バルブ１４が開かれると、油圧ピストン１３のヘッド１６に動作油の油圧が加わり、ヘッド１６がスプリング１８に抗して隔壁１１に近づく。これに伴い、副室シリンダ９内の副室ピストン１０が隔壁１１から遠ざかる。導入用電磁バルブ１４が開かれたままであれば、ヘッド１６がさらに移動し、副室ピストン１０が隔壁１１から最も遠ざかり、図２の状態となる。このとき、副室５の容積が最小となるので、可変圧縮比エンジン１は最も高圧縮比の状態となる。

この後、導入用電磁バルブ１４が閉じられても、排出用電磁バルブ１５が閉じられていれば、油圧シリンダ１２から動作油が抜けないので、この状態が維持される。排出用電磁バルブ１５が開かれると、油圧シリンダ１２から動作油が抜けて副室ピストン１０がスプリング１８の力で戻され、図１の状態に戻る。

排出用電磁バルブ１５が閉じられた状態で導入用電磁バルブ１４が開かれると、導入用電磁バルブ１４が開ている時間により副室ピストン１０の移動量が決まる。導入用電磁バルブ１４と排出用電磁バルブ１５の開閉が適宜に制御されることにより、副室ピストン１０の位置が無段階に調節されることになり、副室５の容積が最大から最小まで無段階に調節される。すなわち、可変圧縮比エンジン１の圧縮比は、図１に示した最も低圧縮比の状態から図２に示した最も高圧縮比の状態まで、無段階に可変となる。

以上説明したように、本発明の可変圧縮比エンジン１は、従来からあるエンジンに対して、燃焼室４に連通する副室５と、副室５の容積を調節する副室容積調節機構６とを付加するだけの簡素な構造で圧縮比が変えられる。

本発明の可変圧縮比エンジン１は、燃焼室４と副室５が吸排気ポートよりも細径の通気路８によって連通しているため、吸排気バルブの配置あるいは個数が制約されることがない。

本発明の可変圧縮比エンジン１は、副室５が副室シリンダ９と副室ピストン１０とを備えるので、副室５の容積が無段階に調節でき、圧縮比が無段階に可変となる。

本発明の可変圧縮比エンジン１は、副室容積調節機構６が油圧シリンダ１２と油圧ピストン１３と導入用電磁バルブ１４と排出用電磁バルブ１５とを備えるので、導入用電磁バルブ１４と排出用電磁バルブ１５を開閉制御するだけで、副室５の容積が調節できる。

本発明の可変圧縮比エンジン１は、副室容積調節機構６の動作油に燃料が使用されるので、特別な油圧ポンプが必要ない。一般に、コモンレール内の油圧は１００ＭＰａ程度であるのに対し、筒内圧は最大でも２０ＭＰａ程度であるので、コモンレールの燃料で油圧ピストン１３を押して副室ピストン１０を移動させることができる。

本実施形態では、燃焼室４を１つしか示さなかったが、本発明は複数気筒にも適用できる。複数気筒のエンジンでは、各気筒の燃焼室４に対しそれぞれ副室５が設けられるのが好ましい。このとき副室容積調節機構６が全気筒共通に設けられると、全気筒が一斉に低圧縮比の状態から高圧縮比の状態まで可変となる。副室容積調節機構６が各気筒別に設けられると、気筒ごとに独立して低圧縮比の状態から高圧縮比の状態まで可変となる。

本実施形態では、エンジン状態に関連させた圧縮比制御については説明しなかったが、可変圧縮比エンジン１は、燃焼サイクルごとに副室容積の調節ができるので、エンジン状態の変化に追従させて圧縮比が制御できる。例えば、エンジン回転速度やアクセル開度などのパラメータが変化したときに、燃焼サイクルが繰り返されるごとに低圧縮比の状態から徐々に高圧縮比の状態に移行させる制御、あるいは燃焼サイクルが繰り返されるごとに高圧縮比の状態から徐々に低圧縮比の状態に移行させる制御ができる。これにより、エンジン状態に応じて図４で説明した着火時期の制御が可能となる。

本実施形態では、燃焼サイクル中の諸行程や吸排気バルブの開閉に関連させた制御については説明しなかったが、可変圧縮比エンジン１は、副室５及び副室容積調節機構６がクランク角度に無関係に制御される部材であることから、任意の行程において任意のクランク角度で副室容積の調節ができる。したがって、例えば、圧縮行程の開始時に高圧縮比の状態（副室容積が小さい状態）とし、圧縮行程の途中で低圧縮比の状態（副室容積が大きい状態）に移行させる制御、あるいは圧縮行程の開始時に低圧縮比の状態とし、圧縮行程の途中で高圧縮比の状態に移行させる制御などができる。他の行程においても同様の制御ができる。また、吸排気バルブが開かれているクランク角度で低圧縮比の状態から高圧縮比の状態に、あるいはその逆に高圧縮比の状態から低圧縮比の状態に移行させる制御ができる。吸排気バルブが閉じられているクランク角度においても副室容積の調節が可能である。

なお、燃焼サイクル中、燃焼室４では新気が吸気されたり、燃焼により排出ガスが生じたりする。この間、燃焼室４と副室５の相互間の気体の流入は少ないと思われるものの、燃焼室４で生じた排出ガスが副室５に流入する可能性はある。仮に、副室５に排出ガスが入った場合、副室ピストン１０で押し出すとよい。また、インジェクタ７から燃焼室４に噴射される燃料が副室５に拡散することはないと思われるが、仮に、燃料が副室５に拡散し、燃焼により副室５に排出ガスが生じた場合、排出ガスを副室ピストン１０で押し出すとよい。

１ 可変圧縮比エンジン
２ シリンダ
３ ピストン
４ 燃焼室
５ 副室
６ 副室容積調節機構
７ インジェクタ
８ 通気路
９ 副室シリンダ
１０ 副室ピストン
１１ 隔壁
１２ 油圧シリンダ
１３ 油圧ピストン
１４ 導入用電磁バルブ
１５ 排出用電磁バルブ

Claims (4)

1. シリンダとピストンにより形成された燃焼室と、
   前記燃焼室に連通する副室と、
   前記副室の容積を調節する副室容積調節機構とを備えたことを特徴とする可変圧縮比エンジン。
2. 前記副室は、前記燃焼室に通気路を介して隣接する副室シリンダと、前記副室シリンダ内を移動可能な副室ピストンとを備え、
   前記副室容積調節機構は、前記副室ピストンを移動させることで、前記副室の容積を調節することを特徴とする請求項１記載の可変圧縮比エンジン。
3. 前記副室容積調節機構は、油圧シリンダと、前記油圧シリンダ内を移動可能で前記副室ピストンに一体化された油圧ピストンと、前記油圧シリンダに動作油を導入する導入用電磁バルブと、前記油圧シリンダから動作油を排出する排出用電磁バルブとを備えたことを特徴とする請求項２記載の可変圧縮比エンジン。
4. 前記動作油が燃料であることを特徴とする請求項３記載の可変圧縮比エンジン。