JP2013181522A - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents
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Abstract
【課題】機関高回転時のカムシャフトにより発生する打音を抑制すると共に機関高負荷時のカムシャフトのフレッチングを抑制する。
【解決手段】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、可変圧縮比機構がクランクケースに固定されたクランクケース側サポート52の挿入孔53に嵌合するカムシャフト58を利用するものであり、クランクケース側サポートには、挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路PA1と、挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路PA2とが設けられ、機関回転数が設定回転数以上であるときには、下側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給し、機関負荷が設定負荷以上であるときには、上側潤滑油供給通路から挿入孔へ潤滑油を供給する。
【選択図】図10
【解決手段】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、可変圧縮比機構がクランクケースに固定されたクランクケース側サポート52の挿入孔53に嵌合するカムシャフト58を利用するものであり、クランクケース側サポートには、挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路PA1と、挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路PA2とが設けられ、機関回転数が設定回転数以上であるときには、下側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給し、機関負荷が設定負荷以上であるときには、上側潤滑油供給通路から挿入孔へ潤滑油を供給する。
【選択図】図10
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。このような可変圧縮比機構として、シリンダブロックとクランクケースとをカムシャフトを介して連結するものが提案されている。
例えば、クランクケース側サポートの挿入孔にはカムシャフトを嵌合させ、シリンダブロック側サポートの挿入孔には円形カムを嵌合させ、カムシャフトを回動させることにより、円形カムの偏心孔に嵌合させたカムシャフトの偏心部がカムシャフトの中心回りに揺動し、その際の偏心部の左右方向の変位は円形カムが回動して吸収し、偏心部の上下方向の変位によってシリンダブロックをクランクケースに対して垂直に上下動させることができる。ここで、上下方向は気筒軸線方向であり、前後方向は気筒配列方向であり、左右方向は上下方向と前後方向とに直角な方向である。
このような可変圧縮比機構において、カムシャフトには潤滑油が供給され、カムシャフトとクランクケース側サポートの挿入孔との間に油膜を形成してカムシャフトを良好に回動させることが意図されている。
ところで、シリンダブロックは、可変圧縮比機構の各部のクリアランスを使用する落下によりクランクケースに衝突しないように、スプリング等によってクランクケースに対して自重より大きな付勢力で上方向に付勢されている。それにより、カムシャフトにもシリンダブロックを介して上方向の付勢力が作用し、クランクケース側サポートの挿入孔においてカムシャフト上側の油膜厚が減少し易い。
カムシャフトを回動させるときに、カムシャフトを一方向にだけ回動させるのではなく、時々、僅かに反対方向に回動させることによって減少したカムシャフト上側の油膜厚を増加させ、フレッチングを抑制することが提案されている(特許文献1参照)。
カムシャフトを使用して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において、前述のようなカムシャフトの往復回動によって、カムシャフトの回動時におけるフレッチングを抑制することができる。しかしながら、カムシャフトを回動させずに機械圧縮比を変更しないときにおいては、カムシャフト上側の油膜厚の減少を抑制することはできず、例えば、機関高負荷時において比較的高い燃焼圧がシリンダブロックに上方向に作用すると、カムシャフト上側の油膜が完全に無くなってフレッチングを発生することがある。
さらに、機関高回転時において、ピストンのスラスト力によってシリンダブロックが左右方向に揺動(ローリング)すると、シリンダブロックの両側のカムシャフトが交互に下側をクランクケース側サポートの挿入孔へ衝突させて打音を発生させることがある。
また、可変圧縮比機構のカムシャフトをシリンダブロック側サポートの挿入孔に嵌合させ、円形カムをクランクケース側サポートの挿入孔に嵌合させても、同様に、シリンダブロックをクランクケースに対して垂直に上下動させることができる。この場合には、前述とは逆に、機関高負荷時には、シリンダブロック側サポートの挿入孔においてカムシャフト下側の油膜が完全に無くなってフレッチングを発生することがあり、また、機関高回転時には、カムシャフト上側とシリンダブロック側サポートの挿入孔とがシリンダブロックの両側において交互に衝突して打音を発生させることがある。
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、可変圧縮比機構が、カムシャフトを使用するものである場合に、カムシャフトを回動させずに機械圧縮比を変更しないときに、機関高回転時のカムシャフトにより発生する打音を抑制すると共に機関高負荷時のカムシャフトのフレッチングを抑制することである。
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、前記可変圧縮比機構が前記クランクケースに固定されたクランクケース側サポートの挿入孔に嵌合するカムシャフトを利用するものであり、気筒軸線方向を上下方向としたときに、前記クランクケース側サポートには、前記挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路と、前記挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路とが設けられ、機関回転数が設定回転数以上であるときには、前記下側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給し、機関負荷が設定負荷以上であるときには、前記上側潤滑油供給通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給す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、機関回転数が設定回転数以上であっても、前記クランクケースに下方向の加速度が発生していないときには、前記下側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給しないことを特徴とする。
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、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、前記可変圧縮比機構が前記シリンダブロックに固定されたシリンダブロック側サポートの挿入孔に嵌合するカムシャフトを利用するものであり、気筒軸線方向を上下方向としたときに、前記シリンダブロック側サポートには、前記挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路と、前記挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路とが設けられ、機関回転数が設定回転数以上であるときには、前記上側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給し、機関負荷が設定負荷以上であるときには、前記下側潤滑油供給通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給することを特徴とする。
本発明による請求項4に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項3に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関回転数が設定回転数以上であっても、前記シリンダブロックに上方向の加速度が発生していないときには、前記上側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給しないことを特徴とする。
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、可変圧縮比機構がクランクケースに固定されたクランクケース側サポートの挿入孔に嵌合するカムシャフトを利用するものであり、気筒軸線方向を上下方向としたときに、クランクケース側サポートには、挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路と、挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路とが設けられている。機関回転数が設定回転数以上であるときには、シリンダブロックの左右方向の揺動が発生してカムシャフト下側がサポートの挿入孔に衝突することがあるために、下側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給することにより、カムシャフト下側がサポートの挿入孔に衝突して打音が発生することを抑制する。また、機関負荷が設定負荷以上であるときには、比較的高い燃焼圧がシリンダブロックに上方向に作用することにより、カムシャフト上側の油膜が完全に無くなってフレッチングを発生することがあるために、上側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給することにより、カムシャフト上側の油膜が完全に無くならないようにしてフレッチングの発生を抑制する。
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、機関回転数が設定回転数以上であっても、クランクケースに下方向の加速度が発生していないときには、シリンダブロックの左右方向の揺動によるカムシャフト下側と挿入孔との衝突が発生していないこととなり、下側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給しないようにしている。それにより、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにしている。
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、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、前記可変圧縮比機構が前記シリンダブロックに固定されたシリンダブロック側サポートの挿入孔に嵌合するカムシャフトを利用するものであり、気筒軸線方向を上下方向としたときに、シリンダブロック側サポートには、挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路と、挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路とが設けられている。機関回転数が設定回転数以上であるときには、シリンダブロックの左右方向の揺動が発生してカムシャフト上側とサポートの挿入孔とが衝突することがあるために、上側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給することにより、カムシャフト上側とサポートの挿入孔とが衝突して打音が発生することを抑制する。また、機関負荷が設定負荷以上であるときには、比較的高い燃焼圧がシリンダブロックに上方向に作用することにより、カムシャフト下側の油膜が完全に無くなってフレッチングを発生することがあるために、下側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給することにより、カムシャフト下側の油膜が完全に無くならないようにしてフレッチングの発生を抑制する。
本発明による請求項4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3に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関回転数が設定回転数以上であっても、シリンダブロックに上方向の加速度が発生していないときには、シリンダブロックの左右方向の揺動によるカムシャフト上側と挿入孔との衝突が発生していないこととなり、上側潤滑油通路から挿入孔へ潤滑油を供給しないようにしている。それにより、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにしている。
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。
ところで、本実施形態において、上下方向とは気筒軸線方向を示し、前後方向とは気筒配列方向を示し、左右方向は上下方向と前後方向とに直角な方向を示している。クランクケース1には、可変圧縮比機構Aの近傍において上下方向の加速度を検出するための加速度センサSが配置されている。
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、スロットル開度センサ24、及び、加速度センサS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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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同心部分58が位置している。各同心部分58は各カムシャフト54,55の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分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部57が位置しており、この偏心部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。すなわち、偏心部57は円形カム56に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム56は偏心孔を中心として偏心部57回りに回動するようになっている。図2に示されるようにこれら円形カム56は各同心部分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の同心部分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部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内において同心部分58とは反対方向に回転し、図3(B)に示されるように偏心部57の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分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部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同心部分58の中心aと偏心部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の相対位置は同心部分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、同心部分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。
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。
可変圧縮比機構Aによって機械圧縮比を変更するために、シリンダブロック2をクランクケース1に対して相対移動させる際には、図3において説明したように、カムシャフト54及び55の同心部分58は、クランクケース側サポート(突出部52)のカム挿入孔53内を回動することとなる。このような回動を良好なものとするために、カムシャフトの同心部分58には、潤滑油が供給され、カムシャフトの同心部分58とクランクケース側サポートのカム挿入孔53との間に油膜を形成することが意図されている。
ところで、シリンダブロック2は、可変圧縮比機構Aの各部のクリアランスを使用する落下によりクランクケース1に衝突しないように、スプリング等によってクランクケース1に対して自重より大きな付勢力で上方向に付勢されている。それにより、可変圧縮比機構Aのカムシャフト54,55にもシリンダブロック2を介して上方向の付勢力が作用し、クランクケース側サポート(突出部52)のカム挿入孔53においてカムシャフト上側の油膜厚が減少し易い。
カムシャフト54,55を回動させるときに、カムシャフト54,55を一方向にだけ回動させるのではなく、時々、僅かに反対方向に回動させることによって減少したカムシャフト上側の油膜厚を増加させ、フレッチングを抑制することができる。
しかしながら、カムシャフト54,55を回動させずに機械圧縮比を変更しないときにおいては、カムシャフト上側の油膜厚の減少を抑制することはできず、例えば、機関高負荷時において比較的高い燃焼圧がシリンダブロック2に上方向に作用すると、何もしなければ、カムシャフト上側の油膜が完全に無くなってフレッチングを発生することがある。
また、機関高回転時において、ピストン4のスラスト力によってシリンダブロック2が左右方向に揺動(ローリング)すると、何もしなければ、シリンダブロック2の両側のカムシャフト54,55が交互に下側をクランクケース側サポート52のカム挿入孔53へ衝突させて打音を発生させることがある。
本実施形態の可変圧縮比機構Aを備える内燃機関は、図10に示すように、クランクケース側サポート52には、カム挿入孔53の上側へ通じる上側潤滑油供給通路PA1と、カム挿入孔53の下側へ通じる下側潤滑油供給通路PA2とが設けられている。左右のクランクケース側サポート52の上側潤滑油供給通路PA1へは、共通の第一制御弁V1を介してオイルポンプを使用してクランクケース1内の潤滑油が供給されるようになっている。また、左右のクランクケース側サポート52の下側潤滑油供給通路PA2へは、共通の第二制御弁V2を介してオイルポンプを使用してクランクケース1内の潤滑油が供給されるようになっている。
図11は、前述した打音及びフレッチングを抑制するための第一制御弁V1及び第二制御弁V2の制御を示すフローチャートであり、電子制御ユニット30により実施される。先ず、ステップ101において、クランク角センサ42の出力に基づき検出される現在の機関回転数Nが設定回転数N1以上であるか否かが判断される。この判断が肯定されるときには、シリンダブロック2の左右方向の揺動が発生する可能性の高い機関高回転時であり、ステップ102へ進む。
ステップ102では、負荷センサ41の出力に基づき検出される現在の機関負荷Lが設定負荷L1以上であるか否かが判断される。この判断が肯定されるときには、比較的高い燃焼圧がシリンダブロック2に上方向に作用する機関高負荷時である。こうして、ステップ102の判断が肯定されるときには、高回転高負荷時であり、ステップ104において、第一制御弁V1を開弁すると共に第二制御弁V2を開弁し、左右のクランクケース側サポート52の上側潤滑油供給通路PA1及び下側潤滑油供給通路PA2へクランクケース1内の潤滑油が供給される。
それにより、下側潤滑油通路PA2を介してカム挿入孔53の下側へ供給される潤滑油によって、シリンダブロック2の左右方向の揺動が発生してもカムシャフト下側がカム挿入孔53に衝突して打音が発生することを抑制することができる。また、上側潤滑油通路PA1を介してカム挿入孔53の上側へ供給される潤滑油によって、比較的高い燃焼圧がシリンダブロック2に上方向に作用しても、カムシャフト上側の油膜が完全に無くならないようにしてフレッチングの発生を抑制することができる。
一方、ステップ102の判断が否定されるときには、高回転低負荷時であり、シリンダブロック2にはそれほど高い燃焼圧は作用せず、フレッチングは発生し難いために、左右方向の揺動により発生する打音を抑制するために、ステップ105において、第一制御弁V1を閉弁し、第二制御弁V2だけを開弁して、左右のクランクケース側サポート52の下側潤滑油供給通路PA2へだけクランクケース1内の潤滑油を供給し、下側潤滑油通路PA2を介してカム挿入孔53の下側へ供給される潤滑油によってカムシャフト下側がカム挿入孔53に衝突して打音が発生することを抑制する。こうして、第一制御弁V1を閉弁することにより、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにしている。
また、ステップ101の判断が否定される機関低回転時には、ステップ103において、負荷センサ41の出力に基づき検出される現在の機関負荷Lが設定負荷L1以上であるか否かが判断される。この判断が肯定されるときには、低回転高負荷時であり、燃焼時のシリンダブロック2の左右方向の揺動は発生し難いが、シリンダブロック2に作用する比較的大きな燃焼圧によってカムシャフト54,55のフレッチングの可能性があるために、ステップ106において、第二制御弁V2を閉弁し、第一制御弁V1だけを開弁して、左右のクランクケース側サポート52の上側潤滑油供給通路PA1へだけクランクケース1内の潤滑油を供給し、上側潤滑油通路PA1を介してカム挿入孔53の上側へ供給される潤滑油によってカムシャフト上側の油膜が完全に無くならないようにしてフレッチングの発生を抑制する。こうして、第二制御弁V2を閉弁することにより、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにしている。
また、ステップ103の判断が否定されるときには、低回転低負荷時であり、燃焼時のシリンダブロック2の左右方向の揺動もカムシャフト54,55のフレッチングも発生し難いために、ステップ107において、第一制御弁V1及び第二制御弁V2を閉弁し、左右のクランクケース側サポート52の上側潤滑油供給通路PA1及び下側潤滑油通路PA2へは潤滑油を供給しないようになっている。こうして、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにしている。
ところで、シリンダブロック2の左右方向の揺動は、機関高回転時に必ず発生するわけではない。シリンダブロック2の左右方向の揺動によりカムシャフト下側がカム挿入孔53へ衝突すれば、その衝撃によってクランクケース1には下方向の加速度が発生する。それにより、可変圧縮比機構Aの近傍においてクランクケース1に取り付けられた加速度センサSによりクランクケース1に下方向の加速度が検出されないときには、シリンダブロック2の左右方向の揺動によるカムシャフト下側のカム挿入孔53への衝突が発生していないこととなり、下側潤滑油通路PA2から挿入孔へ潤滑油を供給しないことが好ましい。そうすることにより、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにすることができる。
ところで、可変圧縮比機構Aのカムシャフトの同心部分58をシリンダブロック側サポート50のカム挿入孔51に嵌合させ、円形カム56をクランクケース側サポート52のカム挿入孔53に嵌合させても、同様に、シリンダブロック2をクランクケース1に対して垂直に上下動させることができる。この場合において、機関高負荷時には、シリンダブロック側サポート50のカム挿入孔51においてカムシャフト下側の油膜が完全に無くなってフレッチングを発生することがあり、また、機関高回転時には、シリンダブロック2の両側のカムシャフト54,55のそれぞれの上側とシリンダブロック側サポート50のカム挿入孔51とが交互に衝突して打音を発生させることがある。
それにより、この場合には、図12に示すように、シリンダブロック側サポート50には、カム挿入孔51の上側へ通じる上側潤滑油供給通路PA1’と、カム挿入孔51の下側へ通じる下側潤滑油供給通路PA2’とを設けて、左右のシリンダブロック側サポート50の上側潤滑油供給通路PA1’へは、共通の第一制御弁V1’を介してオイルポンプを使用してクランクケース1内の潤滑油が供給されるようにし、左右のシリンダブロック側サポート50の下側潤滑油供給通路PA2’へは、共通の第二制御弁V2’を介してオイルポンプを使用してクランクケース1内の潤滑油が供給されるようにする。
機関回転数Nが設定回転数N1以上であるときには、第一制御弁V1’を開弁して上側潤滑油通路PA1’からカム挿入孔51へ潤滑油を供給することにより、燃焼時のシリンダブロック2の左右方向に揺動しても、カムシャフト上側とカム挿入孔51とが衝突して打音が発生することを抑制することができる。また、機関負荷Lが設定負荷L1以上であるときには、第二制御弁V2’を開弁して下側潤滑油通路PA2’からカム挿入孔51へ潤滑油を供給することにより、比較的高い燃焼圧がシリンダブロック2に上方向に作用しても、カムシャフト下側の油膜が完全に無くならないようにしてフレッチングの発生を抑制することができる。
この場合において、シリンダブロック2の左右方向の揺動によりカムシャフト上側とカム挿入孔51とが衝突すれば、その衝撃によってシリンダブロック2には上方向の加速度が発生する。それにより、可変圧縮比機構Aの近傍においてシリンダブロック2に加速度センサを取り付ければ、この加速度センサによってシリンダブロック2の上方向の加速度が検出されないときには、シリンダブロック2の左右方向の揺動によるカムシャフト上側のカム挿入孔51への衝突が発生していないこととなる。このときに上側潤滑油通路PA1’からカム挿入孔51へ潤滑油を供給しないようにすれば、必要以上に潤滑油を使用して潤滑油の劣化を早めないようにすることができる。
可変圧縮比機構Aの円形カム56に関しても、やはり、シリンダブロック2の左右方向の揺動によってカム挿入孔との衝突により打音が発生したり、シリンダブロック2の上方向のリフトによって円形カム56のフレッチングが発生したりすることがあるために、図10及び図12に示すように、クランクケース側サポート52及びシリンダブロック側サポート50のいずれにも上側潤滑油供給通路PA1及びPA1’と下側潤滑油通路PA2及びPA2’とを設けて、カムシャフトの同心部分58がクランクケース側サポート52のカム挿入孔53及びシリンダブロック側サポート50のカム挿入孔51のいずれに嵌合される場合でも、高回転時には、クランクケース側サポート52の下側潤滑油供給通路PA2及びシリンダブロック側サポート50の上側潤滑油通路PA1’を介して潤滑油を供給するようにし、高負荷時には、クランクケース側サポート52の上側潤滑油供給通路PA1及びシリンダブロック側サポート50の下側潤滑油通路PA2’を介して潤滑油を供給するようにすることが好ましい。
1 クランクケース
2 シリンダブロック
54,55 カムシャフト
56 円形カム
57 偏心部
58 同心部分
PA1,PA1’ 上側潤滑油通路
PA2,PA2’ 下側潤滑油通路
V1,V1’ 第一制御弁
V2,V2’ 第二制御弁
A 可変圧縮比機構
2 シリンダブロック
54,55 カムシャフト
56 円形カム
57 偏心部
58 同心部分
PA1,PA1’ 上側潤滑油通路
PA2,PA2’ 下側潤滑油通路
V1,V1’ 第一制御弁
V2,V2’ 第二制御弁
A 可変圧縮比機構
Claims (4)
- 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、前記可変圧縮比機構が前記クランクケースに固定されたクランクケース側サポートの挿入孔に嵌合するカムシャフトを利用するものであり、気筒軸線方向を上下方向としたときに、前記クランクケース側サポートには、前記挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路と、前記挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路とが設けられ、機関回転数が設定回転数以上であるときには、前記下側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給し、機関負荷が設定負荷以上であるときには、前記上側潤滑油供給通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給することを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
- 機関回転数が設定回転数以上であっても、前記クランクケースに下方向の加速度が発生していないときには、前記下側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給しない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。
- 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、前記可変圧縮比機構が前記シリンダブロックに固定されたシリンダブロック側サポートの挿入孔に嵌合するカムシャフトを利用するものであり、気筒軸線方向を上下方向としたときに、前記シリンダブロック側サポートには、前記挿入孔の上側へ通じる上側潤滑油供給通路と、前記挿入孔の下側へ通じる下側潤滑油供給通路とが設けられ、機関回転数が設定回転数以上であるときには、前記上側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給し、機関負荷が設定負荷以上であるときには、前記下側潤滑油供給通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給することを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
- 機関回転数が設定回転数以上であっても、前記シリンダブロックに上方向の加速度が発生していないときには、前記上側潤滑油通路から前記挿入孔へ潤滑油を供給しないことを特徴とする請求項3に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
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JP2012048085A JP2013181522A (ja) | 2012-03-05 | 2012-03-05 | 可変圧縮比機構を備える内燃機関 |
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2012
- 2012-03-05 JP JP2012048085A patent/JP2013181522A/ja active Pending
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