JP2014095361A - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】シリンダヘッドを気筒軸線に沿わせてシリンダライナに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関において、シリンダライナを十分に冷却可能とする。
【解決手段】シリンダヘッド３は、シリンダライナ１の外面に対して摺動するシール面を有するシール部材３ａを具備し、シリンダヘッドには、シール部材の下側からシリンダライナの外面へ潤滑油を供給する潤滑油通路９０が形成されている。
【選択図】図１

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気筒軸線に沿わせてクランクケースに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とす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）。このような内燃機関において、可変圧縮比機構によりシリンダブロックが可動とされるために、シリンダブロック内の冷却水通路への冷却水の供給が困難となる。それにより、シリンダブロックはクランクケースに対して不動とし、シリンダヘッドだけを気筒軸線に沿わせてシリンダブロックのシリンダライナの上部に対して相対移動させて機械圧縮比を可変とすることが考えられる。

特開２００５−１４００９０号公報 特開昭６０−０２２０３０号公報 特開２００９−０３０５０８号公報 特開２０１１−１８５１１０号公報

しかしながら、前述のように、シリンダヘッドをシリンダライナの上部に対して相対移動させるようにすると、シリンダライナの上部の回りにはシリンダブロックが存在せず、シリンダライナの上部を冷却するための冷却水通路をシリンダブロックに形成することが困難となるために、シリンダライナの上部の冷却が不十分となってしまう。

従って、本発明の目的は、シリンダヘッドを気筒軸線に沿わせてシリンダライナに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関において、シリンダライナを十分に冷却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、シリンダヘッドを気筒軸線に沿わせてシリンダブロックのシリンダライナ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、前記シリンダヘッドは、前記シリンダライナの外面に対して摺動するシール面を有するシール部材を具備し、前記シリンダヘッドには、前記シール部材の下側から前記シリンダライナの外面へ潤滑油を供給する潤滑油通路が形成されてい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、前記潤滑油通路は、前記シリンダライナの外面の隣接気筒側又は排気系側へ潤滑油を供給するように形成されてい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、前記潤滑油通路には潤滑油の供給を停止させることを可能とする閉鎖弁が設けられてい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、シリンダヘッドを気筒軸線に沿わせてシリンダブロックのシリンダライナ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、シリンダヘッドは、シリンダライナの外面に対して摺動するシール面を有するシール部材を具備し、シリンダヘッドには、シール部材の下側からシリンダライナの外面へ潤滑油を供給する潤滑油通路が形成されているために、潤滑油通路を介してシリンダライナの外面へ供給される潤滑油によって、シリンダライナを冷却するための冷却水通路がシリンダブロックに形成されていなくても、シリンダライナを十分に冷却することができる。また、潤滑油によって、シリンダヘッドのシール部材のシール面がシリンダライナの外面に対して摺動する際に良好な潤滑も実現することができる。

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、潤滑油通路は、シリンダライナの外面の隣接気筒側又は排気系側へ潤滑油を供給するように形成されているために、シリンダライナの高温となり易い部分にだけ潤滑油が供給されて冷却され、内燃機関全体の冷却損失を抑制することができる。

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、潤滑油通路には潤滑油の供給を停止させることを可能とする閉鎖弁が設けられているために、例えば、機関始動時においてシリンダヘッドを移動させないときには潤滑油の供給を停止して早期暖機を実現することができる。

内燃機関の全体図である。 可変圧縮比機構としてシリンダヘッドをシリンダブロックに対して相対移動させるための機構を示す斜視図である。 図２の機構の動作を図解的に表した図である。 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。 シリンダヘッドの潤滑油通路位置での断面平面図である。 シリンダヘッドの潤滑油通路位置でのもう一つの断面平面図である。 潤滑油通路に配置された閉鎖弁の制御を示すフローチャートである。

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、２はクランクケースと一体のシリンダブロック、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。

図１において、１はピストン４が摺動するシリンダボアを形成するシリンダライナであり、シリンダブロック２の材質より高価な材質とされるために、シリンダブロック２とは別部材とされ、シリンダブロック２に圧入されたり、鋳込まれたりされている。図１に示される実施例では、シリンダヘッド３を気筒軸線に沿わせてシリンダライナ１の上部に対して相対移動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。

シリンダヘッド３とシリンダブロック２との間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ（図示せず）が取付けられている。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、バルブタイミングセンサ２３、及び、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は可変圧縮比機構としてシリンダヘッド３をシリンダブロック１に対して相対移動させるための機構を示す斜視図である。本機構は、一対のカムシャフト５４，５５を有している。各カムシャフト５４，５５には、一つおきに同心部分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。

シリンダヘッド３の両側壁の下方には、互いに間隔を隔てた複数個のシリンダヘッド側サポート（図示せず）が形成され、各シリンダヘッド側サポートには、各カムシャフト５４，５５の偏心部５７に取り付けられた各円形カム５６と嵌合する断面円形のカム挿入孔が形成されている。また、シリンダブロック２の両側壁の上方には、互いに間隔を隔てた複数個のシリンダブロック側サポート（図示せず）が形成され、各シリンダブロック側サポートには、各カムシャフト５４，５５の各同心部分５８と嵌合する断面円形のカム挿入孔が形成されている。

図３は図２の機構の動作を図解的に表している。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がシリンダヘッド側サポートのカム挿入孔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。

シリンダヘッド３とシリンダブロック２の相対位置は、シリンダブロック側サポートのカム挿入孔に嵌合する同心部分５８の中心ａと、シリンダヘッド側サポートのカム挿入孔に嵌合する円形カム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ヘッド３はシリンダブロック２から離れる。即ち、本可変圧縮比機構は回転するカムを用いたクランク機構によりシリンダヘッド３とシリンダブロック２との間の相対位置を変化させていることになる。シリンダヘッド３がシリンダブロック２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の出力信号に基づ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が形成されている。

本実施例のように、シリンダヘッド３をシリンダブロック２のシリンダライナ１の上部に対して相対移動させるようにすると、図１に示すように、シリンダライナ１の上部の回りにはシリンダブロック２は存在せず、シリンダライナ１の上部を冷却するための冷却水通路をシリンダブロック２に形成することが困難となるために、そのままでは、シリンダライナ１の上部の冷却が不十分となってしまう。

本実施例では、シリンダヘッド３にシリンダライナ１の上部の外面へ潤滑油を供給する潤滑油通路９０が形成されている。シリンダヘッド３は、シリンダライナ１の上部の外面に対して摺動するシール面を有するシール部材３ａを具備しており、潤滑油通路９０は、シール部材３ａの下側（クランク軸側）からシリンダライナ１の上部の外面へ潤滑油を供給するように形成されている。シール部材３ａは、気密シールであり、シリンダライナ１の外面との間及びシリンダヘッド３の取り付け溝との間から燃焼室５内の燃焼ガスが殆ど外部へ漏れないようにする。

こうして、潤滑油通路９０を介してシリンダライナ１の上部の外面へ供給される潤滑油によって、シリンダライナ１の上部を十分に冷却することができる。また、潤滑油によって、シリンダヘッド３のシール部材３ａのシール面がシリンダライナ１の上部の外面に対して摺動する際に良好な潤滑も実現することができる。

図１０はシリンダヘッド３の潤滑油通路９０の位置での断面平面図である。図１０に示すように、潤滑油通路９０は、シリンダライナ１の上部の外面の隣接気筒側へ潤滑油を供給するように形成されている。本実施例において、気筒数は四つであり、両側に位置する二つの気筒の隣接気筒側はそれぞれ一つであるが、内側に位置する二つの気筒の隣接気筒側は、それぞれ二つあり、こうして、潤滑油通路９０の潤滑油出口９０ａは、全部で六つ形成されている。

各気筒の隣接気筒側は、放熱され難いために高温となり易く、こうして、本実施例では、シリンダライナ１の高温となり易い部分にだけ潤滑油が供給されて冷却されるようにし、オーバーヒートを抑制すると共に内燃機関全体の冷却損失を抑制している。

図１１はシリンダヘッド３の潤滑油通路９０’の位置でのもう一つの断面平面図である。図１１に示すように、潤滑油通路９０’は、シリンダライナ１の上部の外面の排気系側へ潤滑油を供給するように形成されている。本実施例において、気筒数は四つであり、こうして、潤滑油通路９０’の潤滑油出口９０’ａは、全部で四つ形成されている。

各気筒の排気系側は、高温の排気ガスが排出されるために高温となり易く、こうして、本実施例では、シリンダライナ１の高温となり易い部分にだけ潤滑油が供給されて冷却されるようにし、オーバーヒートを抑制すると共に内燃機関全体の冷却損失を抑制している。

図１０及び１１に示すように、潤滑油通路９０又は９０’には潤滑油の供給を停止させることを可能とする閉鎖弁９１を設けるようにしても良い。図１２は、潤滑油通路に閉鎖弁９１が設けられた場合の閉鎖弁９１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。

ここで、閉鎖弁９１の直上流側において潤滑油通路９０又は９０’内の潤滑油の温度Ｔ及び圧力Ｐを測定する潤滑油温度センサ及び潤滑油圧力センサ（いずれも図示せず）が設けられ、電子制御ユニット３０に電気的に接続されている。先ず、ステップ１０１において、潤滑油温度センサにより検出された潤滑油温度Ｔが設定温度Ｔ１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、シリンダライナ１の冷却が必要な機関温間時であり、ステップ１０２へ進む。

ステップ１０２において、潤滑油圧力センサにより検出された潤滑油圧力Ｐが設定圧力Ｐ１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、潤滑油通路９０又は９０’の各潤滑油出口９０ａ又は９０’ａからの良好な潤滑油の供給が可能であり、ステップ１０３において、閉鎖弁９１は開弁されて各シリンダライナ１の上部への潤滑油の供給が実施される。

一方、ステップ１０１の判断が否定されるときには、シリンダライナ１の冷却は必要ない機関冷間時であり、また、ステップ１０２の判断が否定されるときには、潤滑油通路９０又は９０’の各潤滑油出口９０ａ又は９０’ａからの良好な潤滑油の供給が難しく、これらのときには、ステップ１０４において、可変圧縮比機構によりシリンダヘッド３を移動させて機械圧縮比の変化途中であるか否かが判断され、この判断が否定されるときには、ステップ１０５において、閉鎖弁９１は閉弁されて各シリンダライナ１の上部への潤滑油の供給は停止される。

こうして、機関冷間時のような機関暖機前において、シリンダヘッド３を移動させないときには潤滑油の供給を停止して早期暖機を実現することができる。一方、機関冷間時においても、又は、潤滑油通路９０又は９０’の各潤滑油出口９０又は９０’ａからの良好な潤滑油の供給が可能でなくても、シリンダヘッド３を移動させている間は、ステップ１０４の判断が肯定されるために、ステップ１０３において、閉鎖弁９１は開弁されて各シリンダライナ１の上部への潤滑油の供給が実施され、シリンダヘッド３の移動に際して潤滑不足が発生しないようにしている。

これまで説明した実施例において、シリンダライナ１は、シリンダブロック２と別の材質による別部材としたが、シリンダブロック２の材質がシリンダライナ１として使用可能である場合には、シリンダライナ１はシリンダブロック２と一体として形成することも可能である。

１ シリンダライナ
２ シリンダブロック
３ シリンダヘッド
３ａ シール部材
９０，９０’ 潤滑油通路
９１ 閉鎖弁

Claims (3)

1. シリンダヘッドを気筒軸線に沿わせてシリンダブロックのシリンダライナ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、前記シリンダヘッドは、前記シリンダライナの外面に対して摺動するシール面を有するシール部材を具備し、前記シリンダヘッドには、前記シール部材の下側から前記シリンダライナの外面へ潤滑油を供給する潤滑油通路が形成されていることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
2. 前記潤滑油通路は、前記シリンダライナの外面の隣接気筒側又は排気系側へ潤滑油を供給するように形成されてい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。
3. 前記潤滑油通路には潤滑油の供給を停止させることを可能とする閉鎖弁が設けられてい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。

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