JP2014105616A - 可変圧縮比機構を備える内燃機関 - Google Patents
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Abstract
【課題】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、可変圧縮比機構の作用軸を支持するシリンダヘッド側サポートの作用軸支持部の熱膨張を抑制し、シリンダヘッドの振動を発生し難くする。
【解決手段】シリンダヘッド3には、可変圧縮比機構の作用軸を支持する第一サポート3aが設けられ、第一サポートには、冷却水通路91が形成されている。
【選択図】図10
【解決手段】シリンダヘッド3には、可変圧縮比機構の作用軸を支持する第一サポート3aが設けられ、第一サポートには、冷却水通路91が形成されている。
【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。
シリンダヘッドをシリンダブロックのシリンダライナ上部に対して相対移動させるための可変圧縮比機構は、一般的に、シリンダヘッドとシリンダブロックとの間に偏心軸等の作用軸を配置し、アクチュエータにより作用軸を回動させることによって、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ものである。
それにより、シリンダヘッドには、作用軸の同心部側又は偏心部側の一方を支持するためのシリンダヘッド側サポートが取り付けられ、シリンダブロックには、作用軸の同軸部側又は偏心部側の他方を支持するためのシリンダブロック側サポートが取り付けられる。
前述のシリンダヘッド側サポートの作用軸支持部は、シリンダヘッドからの熱により熱膨張し、作用軸との間の隙間が大きくなって、作用軸を良好に支持することができなくなり、シリンダヘッドの振動が発生することがある。
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ブロック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、可変圧縮比機構の作用軸を支持するシリンダヘッド側サポートの作用軸支持部の熱膨張を抑制し、シリンダヘッドの振動を発生し難くすることである。
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には、前記可変圧縮比機構の作用軸を支持する第一サポートが設けられ、前記第一サポートには、冷却水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、前記第一サポートは前記シリンダヘッドの機関排気系側に設けら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、前記シリンダヘッドの吸気系側には、前記可変圧縮比機構のもう一つの作用軸を支持する第二サポートが設けられ、前記第二サポートには、冷却水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4に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項1から3のいずれか一項に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記第一サポートの前記冷却水通路は、前記シリンダヘッドの冷却水通路とは独立する冷却水循環系を有していることを特徴とする。
本発明による請求項5に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項4に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関温度が設定温度以下のときには前記第一サポートの前記冷却水循環系の冷却水の循環を停止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、シリンダヘッドを気筒軸線に沿わせてシリンダブロック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、シリンダヘッドには、可変圧縮比機構の作用軸を支持する第一サポートが設けられ、第一サポートには、冷却水通路が形成されている。それにより、可変圧縮比機構の作用軸を支持する第一サポートの作用軸支持部は、冷却水通路による冷却作用によって熱膨張が抑制されるために、シリンダヘッドの振動を発生し難くすることができる。
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、第一サポートはシリンダヘッドの機関排気系側に設けられており、このように、第一サポートがシリンダヘッドの機関排気系側に設けられていても、冷却水通路による冷却作用によって第一サポートの作用軸支持部の熱膨張を抑制することができ、シリンダヘッドの振動を発生し難くすることができる。
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2に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、シリンダヘッドの吸気系側には、可変圧縮比機構のもう一つの作用軸を支持する第二サポートが設けられ、第二サポートには、冷却水通路が形成されている。それにより、冷却水通路による冷却作用によって第二サポートの作用軸支持部の熱膨張も抑制することができ、第一サポート及び第二サポートによって可変圧縮比機構の一対の作用軸を同様に支持することができ、可変圧縮比機構によりシリンダヘッドを移動させる際にシリンダヘッドの傾き等を発生し難くすることができる。
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1から3のいずれか一項に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、第一サポートの冷却水通路は、シリンダヘッドの冷却水通路とは独立する冷却水循環系を有している。それにより、第一サポートの冷却水通路において確実な冷却水の循環が実現され、第一サポートの作用軸支持部の熱膨張を確実に抑制することができる。
本発明による請求項5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4に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関温度が設定温度以下のときには第一サポートの冷却水循環系の冷却水の循環を停止するようになっている。それにより、冷間時には、第一サポートが冷却されて可変圧縮比機構の作用軸の潤滑油の粘度が高められることはなく、作用軸の駆動トルクの増加を抑制することができる。
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の機関排気系側の側壁の下方には、互いに間隔を隔てた複数個の第一サポート3aが形成され、シリンダヘッド3の機関吸気系側の側壁の下方には、互いに間隔を隔てた複数個の第二サポート3bが形成されている。各第一サポート3aには、カムシャフト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、各第二サポート3bには、カムシャフト54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2aが形成され、各シリンダブロック側サポート2a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が第一サポート3a及び第二サポート3b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2aのカム挿入孔に嵌合する同心部分58の中心aと、第一サポート3a又は第二サポート3b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。
本実施例の可変圧縮比機構は、前述したように、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ものであり、図1に示すように、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3cを具備している。シール部材3c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。
ところで、本実施例の可変圧縮機構は、作用軸として一対のカムシャフト54,55を、図1に示すように、機関排気系側と機関吸気系側とに配置している。それにより、特に、機関排気系側のカムシャフト55を支持する第一サポート3aは、排気ポート10を通過する高温の排気ガスの熱により熱膨張し、作用軸支持部としてのカム挿入孔が熱膨張し、カム挿入孔に嵌合する円形カム56との間の隙間が大きくなって、円形カム56を介してカムシャフト55を良好に支持することができなくなる。それにより、シリンダブロック2に支持されるカムシャフト55に対してシリンダヘッド3の振動が発生することがある。もちろん、機関吸気系側のカムシャフト55を支持する第二サポート3bも、シリンダヘッド3からの熱によって熱膨張するために、作用軸支持部としてのカム挿入孔が熱膨張し、カム挿入孔に嵌合する円形カム56との間の隙間が大きくなって、円形カム56を介してカムシャフト55を良好に支持することができなくなることがある。
本実施例のシリンダヘッド3では、図10に示すように、可変圧縮比機構の機関排気系側に位置する第一サポート3aには、冷却水通路91が形成されている。図10のA矢視部分拡大図である図11に示すように、各第一サポート3aの冷却水通路91は、カム挿入孔の上部に沿って形成されている。それにより、冷却水通路91による冷却作用によって第一サポート3aのカム挿入孔の熱膨張を抑制することができ、シリンダヘッド3の振動を発生し難くすることができる。
また、図10に示すように、可変圧縮比機構の機関吸気系側に位置する第二サポート3bにも、冷却水通路92が形成されている。冷却水通路92も、冷却水通路91と同様に、カム挿入孔の上部に沿って形成されている。それにより、冷却水通路92による冷却作用によって第二サポート3bのカム挿入孔の熱膨張も抑制することができ、第一サポート3a及び第二サポート3bによって可変圧縮比機構の一対のカムシャフト55,54を同様に支持することができ、可変圧縮比機構によりシリンダヘッド3を移動させる際にシリンダヘッド3の傾き等を発生し難くすることができる。
図10及び11に示すように、シリンダヘッド3には、燃焼室5を冷却するために燃焼室5回りに位置する冷却水通路93が形成されており、各第二サポート3bの冷却水通路92は、シリンダヘッド3の冷却水通路93と連通しており、各第二サポート3bの冷却水通路92へはシリンダヘッド3の冷却水通路93を循環する冷却水が供給されるようになっている。
機関吸気系側に位置する第二サポート3bは、機関排気系側に位置する第一サポート3aに比較して、それほど熱膨張することはなく、各第二サポート3bの冷却水通路92とシリンダヘッド3の冷却水通路93とを連通しておけば、十分に第二サポート3bを冷却することができる。
しかしながら、各第二サポート3bの冷却水通路92において冷却水は滞留し易く、機関排気系側に位置する第一サポート3aの冷却水通路91の場合には、シリンダヘッド3の冷却水通路93と連通させたのでは、冷却水の滞留によって冷却が不十分となり易い。
それにより、本実施例においては、機関排気系側に位置する第一サポート3aの冷却水通路91は、図10及び11に示すように、シリンダヘッド3の冷却水通路93とは独立する冷却水循環系94を有している。冷却水循環系94は、各第一サポート3aの冷却水通路91を連通するダクトとして形成されている。こうして、各第一サポート3aの冷却水通路91において確実な冷却水の循環が実現され、各第一サポート3aのカム挿入孔の熱膨張を確実に抑制することができる。もちろん、第二サポート3bの冷却水通路92も、シリンダヘッド3の冷却水通路93とは独立する冷却水循環系を有するようにしても良い。
図10に示すように、各第一サポート3aの冷却水通路91の冷却水循環系94には、閉鎖弁95が配置されている。図12は、閉鎖弁95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、冷却水循環系94を通過する冷却水の温度Tが設定温度T1以下であるか否かが判断される。この判断が否定されるときには、第一サポート3a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では閉鎖弁95を開弁し、冷却水循環系94を介して各第一サポート3aの冷却水通路91の冷却水の循環を実施することにより、各第一サポート3aのカム挿入孔の熱膨張を確実に抑制する。
一方、冷却水循環系94を通過する冷却水の温度Tが設定温度T1以下であるときには、ステップ101の判断が肯定され、ステップ103へ進む、ステップ103では閉鎖弁95を閉弁し、各第一サポート3aの冷却水通路91の冷却水の循環を停止するようになっている。それにより、ステップ101の判断が肯定される冷間時には、各第一サポート3aが冷却されて可変圧縮比機構のカムシャフト55の潤滑油の粘度が高められることはなく、カムシャフト55の駆動トルクの増加を抑制することができる。
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 第一サポート
3b 第二サポート
3c シール部材
91 冷却水通路
92 冷却水通路
93 冷却水通路
94 冷却水循環系
95 閉鎖弁
2 シリンダブロック
3 シリンダヘッド
3a 第一サポート
3b 第二サポート
3c シール部材
91 冷却水通路
92 冷却水通路
93 冷却水通路
94 冷却水循環系
95 閉鎖弁
Claims (5)
- 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には、前記可変圧縮比機構の作用軸を支持する第一サポートが設けられ、前記第一サポートには、冷却水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。
- 前記第一サポートは前記シリンダヘッドの機関排気系側に設けら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。
- 前記シリンダヘッドの吸気系側には、前記可変圧縮比機構のもう一つの作用軸を支持する第二サポートが設けられ、前記第二サポートには、冷却水通路が形成されていることを特徴とする請求項2に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
- 前記第一サポートの前記冷却水通路は、前記シリンダヘッドの冷却水通路とは独立する冷却水循環系を有していることを特徴とする請求項1から3のいずれか一項に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
- 機関温度が設定温度以下のときには前記第一サポートの前記冷却水循環系の冷却水の循環を停止することを特徴とする請求項4に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2012258617A JP2014105616A (ja) | 2012-11-27 | 2012-11-27 | 可変圧縮比機構を備える内燃機関 |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
JP2012258617A JP2014105616A (ja) | 2012-11-27 | 2012-11-27 | 可変圧縮比機構を備える内燃機関 |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
JP2014105616A true JP2014105616A (ja) | 2014-06-09 |
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ID=51027343
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
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JP2012258617A Pending JP2014105616A (ja) | 2012-11-27 | 2012-11-27 | 可変圧縮比機構を備える内燃機関 |
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Country | Link |
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JP (1) | JP2014105616A (ja) |
-
2012
- 2012-11-27 JP JP2012258617A patent/JP2014105616A/ja active Pending
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