JP5648571B2

JP5648571B2 - Variable compression ratio device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP5648571B2
Application number: JP2011097922A
Authority: JP
Inventors: 日吉　亮介; 亮介日吉; 徹深見; 茂木　克也; 克也茂木
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2011-04-26
Filing date: 2011-04-26
Publication date: 2015-01-07
Anticipated expiration: 2031-04-26
Also published as: JP2012229642A

Description

この発明は、機械的可変圧縮比機構を用いた内燃機関の可変圧縮比装置、特に圧縮比制御のために可変圧縮比機構の制御部材を動かす油圧アクチュエータの改良に関する。 The present invention relates to a variable compression ratio apparatus for an internal combustion engine using a mechanical variable compression ratio mechanism, and more particularly to an improvement in a hydraulic actuator that moves a control member of the variable compression ratio mechanism for compression ratio control.

内燃機関の圧縮比を可変制御するために、機械的可変圧縮比機構の一つとして、例えば複リンク式ピストン−クランク機構を利用した複リンク式可変圧縮比機構が知られている。これは、内燃機関のピストンとクランクシャフトとが複数のリンク部材を介して連結されているとともに、これらのリンク部材の自由度を制限するコントロールリンクを備え、このコントロールリンクの基端の位置（揺動支点位置）を変更することで、ピストン位置を相対的に上下に変位させ、圧縮比を変更する構成となっている。上記コントロールリンクの揺動支点位置の変更には、コントロールリンク基端が連結される偏心軸を備えた制御軸が用いられ、この制御軸の回転位置を例えば直線運動するアクチュエータによって変化させる構成となっている。 In order to variably control the compression ratio of an internal combustion engine, a multi-link variable compression ratio mechanism using, for example, a multi-link piston-crank mechanism is known as one of mechanical variable compression ratio mechanisms. The piston and crankshaft of the internal combustion engine are connected via a plurality of link members, and are provided with a control link that restricts the degree of freedom of these link members. By changing the dynamic fulcrum position), the piston position is relatively displaced up and down to change the compression ratio. In order to change the position of the oscillating fulcrum of the control link, a control shaft having an eccentric shaft to which the base end of the control link is connected is used. ing.

そして、特許文献１には、制御軸を低圧縮比側へ変位させる方向に作用する燃焼荷重を利用して、負荷に応じて変化するこの燃焼荷重による付勢力とスプリングの付勢力との大小関係から、油圧ピストンの位置（つまり圧縮比）を変化させるようにした油圧アクチュエータが開示されている。このものでは、油圧ピストンの両側に画成される油室は、主に、油圧ピストンの位置（つまり圧縮比）を保持するために用いられ、従って、比較的低い油圧で、圧縮比制御が可能である。 And in patent document 1, the magnitude relationship between the urging | biasing force by this combustion load and the urging | biasing force of a spring which change according to a load is utilized using the combustion load which acts on the direction which displaces a control shaft to the low compression ratio side. Thus, a hydraulic actuator is disclosed in which the position of the hydraulic piston (that is, the compression ratio) is changed. In this case, the oil chambers defined on both sides of the hydraulic piston are mainly used to hold the position of the hydraulic piston (that is, the compression ratio), so that the compression ratio can be controlled with a relatively low hydraulic pressure. It is.

特開２０１０−１７４７６２号公報JP 2010-174762 A

上記の特許文献１の構成にあっては、低圧縮比側へ向かう燃焼荷重に対抗するスプリングの付勢力が常に高圧縮比側へ作用しているので、内燃機関の停止中は最大圧縮比状態となる。従って、その後、内燃機関を始動した際に、最大圧縮比でもって機関の運転が開始され、プレイグニッションやノッキングなどの不正燃焼が生じる懸念がある。 In the configuration of the above-mentioned Patent Document 1, since the urging force of the spring against the combustion load toward the low compression ratio always acts on the high compression ratio, the maximum compression ratio state is maintained while the internal combustion engine is stopped. It becomes. Therefore, thereafter, when the internal combustion engine is started, the operation of the engine is started with the maximum compression ratio, and there is a concern that illegal combustion such as pre-ignition or knocking may occur.

この発明は、内燃機関のピストンとクランクシャフトとが機械的可変圧縮比機構を介して連結されており、上記機械的可変圧縮比機構の制御部材の位置に応じて圧縮比が変化する内燃機関の可変圧縮比装置を前提としている。上記制御部材は、低圧縮比側へ変位するように燃焼荷重を受け、この制御部材の位置を油圧アクチュエータによって動かす構成となっている。 According to the present invention, a piston and a crankshaft of an internal combustion engine are connected via a mechanical variable compression ratio mechanism, and the compression ratio changes according to the position of a control member of the mechanical variable compression ratio mechanism. A variable compression ratio device is assumed. The control member is configured to receive a combustion load so as to be displaced toward the low compression ratio side and to move the position of the control member by a hydraulic actuator.

ここで、上記油圧アクチュエータは、油圧シリンダ内に摺動可能に配設され、かつ上記制御部材に連係した油圧ピストンと、この油圧ピストンによって上記油圧シリンダ内に画成された第１，第２油室と、上記油圧ピストンに高圧縮比側へ向かう付勢力を付与するための機械的スプリング手段と、を備えている。そして、上記機械的スプリング手段は、上記油圧ピストンの最低圧縮比位置から所定の中間圧縮比位置の範囲で上記油圧ピストンを高圧縮比側へ付勢する。 Here, the hydraulic actuator is slidably disposed in the hydraulic cylinder and linked to the control member, and first and second oils defined in the hydraulic cylinder by the hydraulic piston. And a mechanical spring means for applying a biasing force toward the high compression ratio side to the hydraulic piston. The mechanical spring means biases the hydraulic piston toward the high compression ratio in a range from the lowest compression ratio position of the hydraulic piston to a predetermined intermediate compression ratio position.

本発明によれば、所定の中間圧縮比位置よりも高圧縮比側では油圧ピストンに機械的スプリング手段による付勢力が作用しないため、内燃機関の停止中は、油圧ピストンの位置ひいては可変圧縮比機構の圧縮比が中間圧縮比となる。従って、始動時に過度に高い圧縮比とならず、不正燃焼を招来することがない。 According to the present invention, since the urging force by the mechanical spring means does not act on the hydraulic piston on the higher compression ratio side than the predetermined intermediate compression ratio position, the position of the hydraulic piston and thus the variable compression ratio mechanism are stopped while the internal combustion engine is stopped. The compression ratio becomes an intermediate compression ratio. Accordingly, the compression ratio is not excessively high at the time of starting, and incorrect combustion is not caused.

本発明が適用される複リンク式可変圧縮比機構の構成説明図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Structure explanatory drawing of the multilink type variable compression ratio mechanism to which this invention is applied. 油圧アクチュエータの第１実施例を示す構成説明図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS FIG. 油圧ピストンが最低圧縮比位置にあるときの構成説明図。FIG. 6 is a configuration explanatory view when the hydraulic piston is at a minimum compression ratio position. 可動スプリングシートが後退していて油圧ピストンが最大圧縮比位置にあるときの構成説明図。The structure explanatory view when a movable spring seat retreats and a hydraulic piston is in a maximum compression ratio position. 可動スプリングシートが後退していて油圧ピストンが最低圧縮比位置にあるときの構成説明図。The structure explanatory view when a movable spring seat retreats and a hydraulic piston is in the lowest compression ratio position. 油圧アクチュエータの第２実施例を示す構成説明図。Structure explanatory drawing which shows 2nd Example of a hydraulic actuator. 油圧ピストンが付勢力を受ける限界の中間圧縮比位置にあるときの構成説明図。FIG. 6 is a configuration explanatory view when the hydraulic piston is at a limit intermediate compression ratio position where an urging force is received. 油圧ピストンが最大圧縮比位置にあるときの構成説明図。The structure explanatory view when a hydraulic piston exists in the maximum compression ratio position. 油圧アクチュエータの第３実施例を示す構成説明図。Structure explanatory drawing which shows 3rd Example of a hydraulic actuator. 可動スプリングシートが後退していて油圧ピストンが最低圧縮比位置にあるときの構成説明図。The structure explanatory view when a movable spring seat retreats and a hydraulic piston is in the lowest compression ratio position. 油圧ピストンが最大圧縮比位置にあるときの構成説明図。The structure explanatory view when a hydraulic piston exists in the maximum compression ratio position.

図１は、本発明の油圧アクチュエータが適用される複リンク式可変圧縮比機構の基本的な構成の一例を示しており、図示するように、シリンダブロック５に形成されたシリンダ６内に、ピストン１が摺動可能に配設されており、このピストン１に、アッパリンク１１の一端がピストンピン２を介して揺動可能に連結されている。このアッパリンク１１の他端は、第１連結ピン１２を介してロアリンク１３の一端部に回転可能に連結されている。このロアリンク１３は、その中央部においてクランクシャフト３のクランクピン４に揺動可能に取り付けられている。なお、ピストン１は、その上方に画成される燃焼室から燃焼圧力を受ける。また、クランクシャフト３は、クランク軸受ブラケット７によってシリンダブロック５に回転可能に支持されている。 FIG. 1 shows an example of a basic configuration of a multi-link variable compression ratio mechanism to which a hydraulic actuator of the present invention is applied. As shown in the drawing, a piston is placed in a cylinder 6 formed in a cylinder block 5. 1 is slidably disposed, and one end of an upper link 11 is connected to the piston 1 via a piston pin 2 so as to be swingable. The other end of the upper link 11 is rotatably connected to one end portion of the lower link 13 via a first connecting pin 12. The lower link 13 is swingably attached to the crankpin 4 of the crankshaft 3 at the center thereof. The piston 1 receives combustion pressure from a combustion chamber defined above. The crankshaft 3 is rotatably supported on the cylinder block 5 by a crank bearing bracket 7.

上記ロアリンク１３の他端部には、コントロールリンク１５の一端が第２連結ピン１４を介して回転可能に連結されている。このコントロールリンク１５の他端は、内燃機関本体の一部に揺動可能に支持されており、かつ、圧縮比の変更のために、その揺動支点１６の位置が内燃機関本体に対して変位可能となっている。具体的には、制御部材として、クランクシャフト３と平行に延びた制御軸１８を備えており、この制御軸１８に偏心して設けられた偏心軸１９に上記コントロールリンク１５の他端が回転可能に嵌合している。上記制御軸１８は、上記のクランク軸受ブラケット７と制御軸受ブラケット８との間に回転可能に支持されている。 One end of a control link 15 is rotatably connected to the other end of the lower link 13 via a second connecting pin 14. The other end of the control link 15 is swingably supported by a part of the internal combustion engine body, and the position of the swing fulcrum 16 is displaced with respect to the internal combustion engine body in order to change the compression ratio. It is possible. Specifically, a control shaft 18 extending in parallel with the crankshaft 3 is provided as a control member, and the other end of the control link 15 is rotatable on an eccentric shaft 19 provided eccentric to the control shaft 18. It is mated. The control shaft 18 is rotatably supported between the crank bearing bracket 7 and the control bearing bracket 8.

従って、圧縮比の変更のために、後述する油圧アクチュエータにより制御軸１８を回転駆動すると、コントロールリンク１５の揺動支点１６となる偏心軸１９の中心位置が機関本体に対して移動する。これにより、コントロールリンク１５によるロアリンク１３の運動拘束条件が変化して、クランク角に対するピストン１の行程位置が変化し、ひいては機関圧縮比が変更されることになる。 Therefore, when the control shaft 18 is rotationally driven by a hydraulic actuator described later to change the compression ratio, the center position of the eccentric shaft 19 that becomes the swing fulcrum 16 of the control link 15 moves relative to the engine body. As a result, the motion constraint condition of the lower link 13 by the control link 15 changes, the stroke position of the piston 1 with respect to the crank angle changes, and the engine compression ratio is changed accordingly.

なお、本発明は、図示したような複リンク式可変圧縮比機構に限定されるものではなく、制御部材の位置によって圧縮比が定まるとともに、この制御部材に燃焼荷重が低圧縮比側への付勢力として伝達され得る種々の形式の可変圧縮比機構に適用することが可能である。 The present invention is not limited to the multi-link variable compression ratio mechanism as shown in the figure. The compression ratio is determined by the position of the control member, and the combustion load is applied to the control member toward the low compression ratio side. The present invention can be applied to various types of variable compression ratio mechanisms that can be transmitted as a force.

図２〜図５は、この発明の要部である油圧アクチュエータ２１の第１実施例を示している。この油圧アクチュエータ２１は、円筒状のハウジング２２内に互いに直列に配置された油圧ピストン部２３とスプリング可変部２４とから大略構成されている。上記油圧ピストン部２３は、上記ハウジング２２の内周面により構成される油圧シリンダ２５内に摺動可能に配設された油圧ピストン２６と、この油圧ピストン２６によって上記油圧シリンダ２５内にそれぞれ画成された第１油室２７および第２油室２８と、上記第１油室２７の油圧導入通路２９および上記第２油室２８の油圧導入通路３０にそれぞれ設けられた第１逆止弁３１および第２逆止弁３２と、上記第１油室２７の油圧排出通路３３および上記第２油室２８の油圧排出通路３４にそれぞれ設けられた第１電磁弁３５および第２電磁弁３６と、を備えている。 2 to 5 show a first embodiment of a hydraulic actuator 21 which is a main part of the present invention. The hydraulic actuator 21 is mainly composed of a hydraulic piston portion 23 and a spring variable portion 24 that are arranged in series in a cylindrical housing 22. The hydraulic piston portion 23 is slidably disposed in a hydraulic cylinder 25 constituted by the inner peripheral surface of the housing 22, and is defined in the hydraulic cylinder 25 by the hydraulic piston 26. A first check valve 31 provided in the first oil chamber 27 and the second oil chamber 28, a hydraulic pressure introduction passage 29 of the first oil chamber 27, and a hydraulic pressure introduction passage 30 of the second oil chamber 28, respectively. A second check valve 32, and a first electromagnetic valve 35 and a second electromagnetic valve 36 provided in the hydraulic discharge passage 33 of the first oil chamber 27 and the hydraulic discharge passage 34 of the second oil chamber 28, respectively. I have.

上記油圧ピストン２６は、ハウジング２２の端部壁２２ａならびに第１油室２７を貫通して延びるピストンロッド２６ａを有し、このピストンロッド２６ａの先端が、制御軸１８に固定されたアーム３７の先端に例えば中間リンク３８を介して連係している。これにより、油圧ピストン２６が図の左右に移動することで制御軸１８が回転し、圧縮比が変化する。より具体的には、油圧ピストン２６が油圧シリンダ２５の図左端に位置するときに最大圧縮比となり、油圧シリンダ２５の図右端に位置するときに最低圧縮比となる。図２は、油圧ピストン２６が最大圧縮比位置にある状態を示しており、中間の隔壁３９との間に生じる第２油室２８の容積が最大限に拡大している。機関の運転中には、上記制御軸１８に低圧縮比側へ変位するように燃焼荷重が作用し、従って、油圧ピストン２６には、図の右側へ向かって付勢力が作用する。なお、この付勢力は、厳密にはアーム３７の角度等の影響を受け、かつクランク角３６０°の中で周期的に変動（交番荷重として負となる期間もある）するものであるが、全体的な傾向としては、図の右側（低圧縮比側）へ向かって作用し、かつ内燃機関の負荷が大きいほど大きな付勢力となる。 The hydraulic piston 26 has a piston rod 26 a extending through the end wall 22 a of the housing 22 and the first oil chamber 27, and the tip of the piston rod 26 a is the tip of an arm 37 fixed to the control shaft 18. For example, they are linked via an intermediate link 38. As a result, the hydraulic piston 26 moves to the left and right in the drawing, whereby the control shaft 18 rotates and the compression ratio changes. More specifically, the maximum compression ratio is obtained when the hydraulic piston 26 is located at the left end of the hydraulic cylinder 25 in the figure, and the minimum compression ratio is obtained when it is located at the right end of the hydraulic cylinder 25 in the figure. FIG. 2 shows a state where the hydraulic piston 26 is at the maximum compression ratio position, and the volume of the second oil chamber 28 generated between the hydraulic piston 26 and the intermediate partition wall 39 is maximized. During the operation of the engine, a combustion load is applied to the control shaft 18 so as to be displaced toward the low compression ratio, and accordingly, an urging force is applied to the hydraulic piston 26 toward the right side of the drawing. Strictly speaking, this urging force is affected by the angle of the arm 37 and the like, and periodically fluctuates within a crank angle of 360 ° (there is also a negative period as an alternating load). As a general tendency, it acts toward the right side (low compression ratio side) in the figure, and the larger the load of the internal combustion engine, the greater the urging force.

上記スプリング可変部２４は、上記ハウジング２２の内周面により形成される補助シリンダ４１内に摺動可能に配設された有底円筒状の可動スプリングシート４２と、この可動スプリングシート４２の内周面に摺動可能に嵌合した同じく有底円筒状のプッシュロッド４３と、上記可動スプリングシート４２の底壁４２ａと上記プッシュロッド４３の先端壁４３ａとの間に圧縮状態で配設されたコイルスプリングからなるメインスプリング４４と、を備えている。上記可動スプリングシート４２は、一種の油圧ピストンとして機能するものであり、該可動スプリングシート４２の底壁４２ａとハウジング２２の端部壁２２ｂとの間に、第３油室４６が画成されている。この第３油室４６の油圧導入通路４７には第３逆止弁４８が設けられており、この第３油室４６の油圧排出通路４９には第３電磁弁５０が設けられている。 The spring variable portion 24 includes a bottomed cylindrical movable spring seat 42 slidably disposed in an auxiliary cylinder 41 formed by the inner peripheral surface of the housing 22, and an inner periphery of the movable spring seat 42. The same bottomed cylindrical push rod 43 slidably fitted to the surface, and a coil disposed in a compressed state between the bottom wall 42a of the movable spring seat 42 and the tip wall 43a of the push rod 43 And a main spring 44 made of a spring. The movable spring seat 42 functions as a kind of hydraulic piston, and a third oil chamber 46 is defined between the bottom wall 42 a of the movable spring seat 42 and the end wall 22 b of the housing 22. Yes. A third check valve 48 is provided in the hydraulic pressure introduction passage 47 of the third oil chamber 46, and a third electromagnetic valve 50 is provided in the hydraulic pressure discharge passage 49 of the third oil chamber 46.

上記プッシュロッド４３は、先端側の部分が中間の隔壁３９を貫通して第２油室２８内に突出しており、かつ上記メインスプリング４４によってその突出方向に付勢されている。また、上記プッシュロッド４３は、その基端部に、ステップ状に大径となったストッパ部４３ｂを備えており、このストッパ部４３ｂが可動スプリングシート４２先端のシート側ストッパ部４２ｂと係合することで、隔壁３９からの最大突出量が制限されている。ここで、このプッシュロッド４３の最大突出量は、油圧ピストン２６の所定の中間圧縮比位置に対応した突出量に制限されており、従って、油圧ピストン２６は、この中間圧縮比位置から最低圧縮比位置の範囲でのみメインスプリング４４の付勢力を受ける。そして、シート側ストッパ部４２ｂを備えた可動スプリングシート４２が軸方向に移動すると、これに応じて、上記最大突出量つまり油圧ピストン２６がプッシュロッド４３から付勢力を受ける中間圧縮比位置が変化する。つまり、この実施例では、機械的スプリング手段としてメインスプリング４４を具備し、その変位がストッパ部４３ｂ，４２ｂからなるストッパ機構によって制限される。 The push rod 43 protrudes into the second oil chamber 28 through the intermediate partition wall 39 at the tip side, and is urged in the protruding direction by the main spring 44. Further, the push rod 43 includes a stopper portion 43b having a large diameter in a step shape at the base end portion, and the stopper portion 43b engages with the sheet side stopper portion 42b at the distal end of the movable spring seat 42. Thus, the maximum protruding amount from the partition wall 39 is limited. Here, the maximum protrusion amount of the push rod 43 is limited to a protrusion amount corresponding to a predetermined intermediate compression ratio position of the hydraulic piston 26. Therefore, the hydraulic piston 26 is moved from the intermediate compression ratio position to the minimum compression ratio. The biasing force of the main spring 44 is received only within the range of the position. When the movable spring seat 42 having the seat side stopper portion 42b moves in the axial direction, the maximum projecting amount, that is, the intermediate compression ratio position where the hydraulic piston 26 receives the urging force from the push rod 43 changes accordingly. . That is, in this embodiment, the main spring 44 is provided as a mechanical spring means, and the displacement is limited by the stopper mechanism including the stopper portions 43b and 42b.

なお、プッシュロッド４３のストッパ部４３ｂを、可動スプリングシート４２のストッパ部４２ｂではなく、隔壁３９と係合させるように構成することもでき、この場合は、油圧ピストン２６がプッシュロッド４３から付勢力を受ける中間圧縮比位置が、可動スプリングシート４２の軸方向位置に応じて変化することはない。 The stopper 43b of the push rod 43 may be configured to engage with the partition wall 39 instead of the stopper 42b of the movable spring seat 42. In this case, the hydraulic piston 26 is biased by the push rod 43. The intermediate compression ratio position for receiving does not change according to the axial position of the movable spring seat 42.

上記各油室２７，２８，４６の油圧導入通路２９，３０，４７は、油圧源、例えば内燃機関の潤滑油用油圧ポンプに接続されており、各々の逆止弁３１，３２，４８によって、作動油の導入方向の流れのみが許容されている。また各油室２７，２８，４６の油圧排出通路３３，３４，４９は、いずれも低圧のドレン通路に連通している。従って、油圧源が作動している状態において、各油室２７，２８，４６の油圧排出通路３３，３４，４９にそれぞれ設けられた電磁弁３５，３６，５０が閉となると、各油室２７，２８，４６の油圧が高くなり、また各電磁弁３５，３６，５０が開放されると、各油室２７，２８，４６の油圧が低下する。なお、この油圧アクチュエータ２１にあっては、油圧ピストン２６の移動に、燃焼荷重による付勢力とメインスプリング４４の付勢力とが併用され、各油室２７，２８，４６内の作動油は主に油圧ピストン２６の位置の保持に寄与するので、各油室２７，２８，４６へ導入する油圧は比較的低いもので足りる。 The oil pressure introduction passages 29, 30, 47 of the oil chambers 27, 28, 46 are connected to a hydraulic power source, for example, a hydraulic oil hydraulic pump for an internal combustion engine, and the check valves 31, 32, 48 respectively Only flow in the direction of hydraulic oil introduction is permitted. The hydraulic discharge passages 33, 34, 49 of the oil chambers 27, 28, 46 are all in communication with a low-pressure drain passage. Therefore, when the solenoid valves 35, 36, and 50 provided in the hydraulic discharge passages 33, 34, and 49 of the oil chambers 27, 28, and 46 are closed in a state where the hydraulic power source is operating, the oil chambers 27, 28, and 46 are closed. , 28 and 46 are increased, and when the solenoid valves 35, 36 and 50 are opened, the hydraulic pressures of the oil chambers 27, 28 and 46 are decreased. In the hydraulic actuator 21, the hydraulic piston 26 is moved by using both the urging force due to the combustion load and the urging force of the main spring 44, and the hydraulic oil in each oil chamber 27, 28, 46 is mainly used. Since it contributes to maintaining the position of the hydraulic piston 26, it is sufficient that the hydraulic pressure introduced into the oil chambers 27, 28, 46 is relatively low.

上記電磁弁３５，３６，５０は、勿論個々に独立したものであってもよいが、適宜に一体化した構成とすることができる。１つの実施例では、第１電磁弁３５と第２電磁弁３６とが、実質的に１つの電磁弁として構成されており、例えば１つのスプールによって、いずれか一方が開のときに他方が閉となる関係となっている。より詳しくは、非通電時には、第２電磁弁３６に相当するポートが開となる構成が好ましい。そして、第３電磁弁５０は、常閉型電磁弁であることが好ましい。 The electromagnetic valves 35, 36, and 50 may of course be independent of each other, but can be appropriately integrated. In one embodiment, the first solenoid valve 35 and the second solenoid valve 36 are substantially configured as one solenoid valve. For example, when one of the spools is opened, the other is closed by one spool. It becomes a relationship. More specifically, a configuration in which a port corresponding to the second electromagnetic valve 36 is opened when no power is supplied is preferable. The third solenoid valve 50 is preferably a normally closed solenoid valve.

なお、各油室２７，２８，４６に対する弁機構としては、上記実施例の構成に限定されず、例えば油圧導入通路２９，３０，４７側も電磁弁によって開閉するなど、種々の態様が可能である。 The valve mechanism for each oil chamber 27, 28, 46 is not limited to the configuration of the above embodiment, and various modes are possible, for example, the hydraulic pressure introduction passages 29, 30, 47 are opened and closed by electromagnetic valves. is there.

上記のように構成された油圧アクチュエータ２１においては、第３油室４６の拡張・縮小状態に拘わらず、プッシュロッド４３が油圧ピストン２６の中間の圧縮比位置まで突出可能であり、この状態の下で、第１電磁弁３５および第２電磁弁３６を用いた圧縮比制御がなされる。 In the hydraulic actuator 21 configured as described above, the push rod 43 can protrude up to the compression ratio position in the middle of the hydraulic piston 26 regardless of whether the third oil chamber 46 is expanded or contracted. Thus, compression ratio control using the first electromagnetic valve 35 and the second electromagnetic valve 36 is performed.

図２，図３は、第３油室４６が拡張している状態であり、図２では油圧ピストン２６が最大圧縮比位置にあり、図３では油圧ピストン２６が最低圧縮比位置にある。図２に示す範囲Ｓ１においてメインスプリング４４の付勢力が油圧ピストン２６に作用する。 2 and 3 show a state in which the third oil chamber 46 is expanded. In FIG. 2, the hydraulic piston 26 is at the maximum compression ratio position, and in FIG. 3, the hydraulic piston 26 is at the minimum compression ratio position. The urging force of the main spring 44 acts on the hydraulic piston 26 in the range S1 shown in FIG.

図４，図５は、内燃機関の停止中などの第３油室４６が収縮している状態であり、図４では油圧ピストン２６が最大圧縮比位置にあり、図５では油圧ピストン２６が最低圧縮比位置にある。図４に示すように、この場合は、図２の範囲Ｓ１よりも狭い範囲Ｓ２においてメインスプリング４４の付勢力が油圧ピストン２６に作用する。 4 and 5 show a state in which the third oil chamber 46 is contracted, such as when the internal combustion engine is stopped. In FIG. 4, the hydraulic piston 26 is at the maximum compression ratio position, and in FIG. It is in the compression ratio position. As shown in FIG. 4, in this case, the urging force of the main spring 44 acts on the hydraulic piston 26 in a range S2 narrower than the range S1 in FIG.

ここで、この可変圧縮比装置の目標圧縮比は、基本的に内燃機関の負荷に対応して高負荷域ほど低い圧縮比となるように設定される。従って、内燃機関の負荷が高く圧縮比を低下させようとする際には、第１電磁弁３５が閉、第２電磁弁３６が開となり、これにより第１油室２７の方が相対的に高い油圧となる。同時に、内燃機関の負荷が高いことに関連して、低圧縮比側へ向かって制御軸１８から比較的大きな付勢力が入力されるので、図３あるいは図５に示すように、例えば最低圧縮比まで油圧ピストン２６が速やかに移動する。つまり、ある圧縮比よりも低圧縮比側でメインスプリング４４の付勢力が作用するが、高負荷域では燃焼荷重による付勢力が大となるので、メインスプリング４４の付勢力に抗して最低圧縮比とすることが可能である。ここで、最大圧縮比から所定の中間圧縮比まではメインスプリング４４の付勢力が作用しないので、例えば内燃機関の急加速時に、少なくとも中間圧縮比までは速やかに圧縮比を低下させることができ、過渡的なノッキングの回避の上で有利となる。 Here, the target compression ratio of the variable compression ratio device is basically set so that the higher the load range, the lower the compression ratio corresponding to the load of the internal combustion engine. Therefore, when the load of the internal combustion engine is high and the compression ratio is to be reduced, the first electromagnetic valve 35 is closed and the second electromagnetic valve 36 is opened, whereby the first oil chamber 27 is relatively moved. High hydraulic pressure. At the same time, since a relatively large urging force is input from the control shaft 18 toward the low compression ratio side in connection with the high load of the internal combustion engine, for example, as shown in FIG. The hydraulic piston 26 moves quickly. That is, the urging force of the main spring 44 acts on the compression ratio side lower than a certain compression ratio, but the urging force due to the combustion load becomes large in the high load region, so that the lowest compression against the urging force of the main spring 44 is achieved. It can be a ratio. Here, since the urging force of the main spring 44 does not act from the maximum compression ratio to a predetermined intermediate compression ratio, for example, at the time of sudden acceleration of the internal combustion engine, the compression ratio can be quickly reduced at least to the intermediate compression ratio. This is advantageous in avoiding transient knocking.

一方、内燃機関の負荷が低く圧縮比を上昇させようとする際には、第１電磁弁３５が開、第２電磁弁３６が閉となり、これにより第２油室２８の方が相対的に高い油圧となる。そして、制御軸１８側から入力される付勢力は相対的に小さくなり、これにより、油圧ピストン２６は徐々に高圧縮比側へ移動し、例えば図２あるいは図４に示すような最大圧縮比状態となる。このとき、プッシュロッド４３の所定の突出量まではメインスプリング４４の付勢力が高圧縮比側へ作用するので、内燃機関の負荷（つまり低圧縮比側への付勢力）がある程度高い領域においても、確実に高圧縮比側へ制御することができる。またメインスプリング４４の付勢力によって、運転条件の変化に伴い高圧縮比化する際の応答性（少なくとも中間圧縮比までの応答性）が高くなり、燃費の上で有利となる。 On the other hand, when the load of the internal combustion engine is low and the compression ratio is to be increased, the first electromagnetic valve 35 is opened and the second electromagnetic valve 36 is closed, whereby the second oil chamber 28 is relatively moved. High hydraulic pressure. The urging force input from the control shaft 18 side becomes relatively small, whereby the hydraulic piston 26 gradually moves to the high compression ratio side, for example, the maximum compression ratio state as shown in FIG. 2 or FIG. It becomes. At this time, since the urging force of the main spring 44 acts on the high compression ratio side up to the predetermined protrusion amount of the push rod 43, even in a region where the load of the internal combustion engine (that is, the urging force toward the low compression ratio side) is somewhat high Thus, it can be reliably controlled to the high compression ratio side. Further, the urging force of the main spring 44 increases the responsiveness (at least the responsiveness up to the intermediate compression ratio) when the compression ratio is increased in accordance with the change of the operating condition, which is advantageous in terms of fuel consumption.

なお、実際に制御されている圧縮比（例えば制御軸１８の回転位置）をセンサで検出して第１，第２電磁弁３５，３６をフィードバック制御することで、図２に示す最低圧縮比位置と図３に示す最大圧縮比位置との間で任意の目標圧縮比に制御することが可能である。 The actual compression ratio (for example, the rotational position of the control shaft 18) that is controlled is detected by a sensor, and the first and second electromagnetic valves 35 and 36 are feedback-controlled, so that the lowest compression ratio position shown in FIG. And the maximum compression ratio position shown in FIG. 3 can be controlled to an arbitrary target compression ratio.

そして、内燃機関の停止中は、第１電磁弁３５が閉、第２電磁弁３６が開に保持される。従って、機関停止直前の燃焼荷重による付勢力あるいは機関停止直前・直後の油圧によって、油圧ピストン２６はプッシュロッド４３と当接する中間圧縮比位置ないしこれよりも低圧縮比側の位置に保持される。そのため、内燃機関を次に始動した際に、過度に高い圧縮比のまま始動することがなく、プレイグニッションやノッキングといった不正燃焼を回避できる。 While the internal combustion engine is stopped, the first electromagnetic valve 35 is closed and the second electromagnetic valve 36 is held open. Accordingly, the hydraulic piston 26 is held at the intermediate compression ratio position in contact with the push rod 43 or at a position on the lower compression ratio side by the urging force due to the combustion load immediately before the engine stop or the hydraulic pressure immediately before and after the engine stop. Therefore, when the internal combustion engine is started next time, it does not start with an excessively high compression ratio, and illegal combustion such as pre-ignition and knocking can be avoided.

第３油室４６は、第３電磁弁５０によって拡張・縮小を制御することができ、これによってメインスプリング４４の付勢力が作用し始める中間圧縮比位置を変化させることができる。このような第３電磁弁５０を介した中間圧縮比位置の可変制御は、機関運転条件に応じて行われ、例えば図２，図３のようにプッシュロッド４３の突出量が大きければ、比較的高い圧縮比まで高圧縮比側への動作をアシストすることができ、逆に図４，図５のようにプッシュロッド４３の突出量が小さければ、比較的低い圧縮比まで低圧縮比側への動作の応答性を高く得ることができる。 Expansion and contraction of the third oil chamber 46 can be controlled by the third electromagnetic valve 50, and thereby the intermediate compression ratio position at which the urging force of the main spring 44 begins to act can be changed. Such variable control of the intermediate compression ratio position via the third solenoid valve 50 is performed according to engine operating conditions. For example, as shown in FIG. 2 and FIG. The operation toward the high compression ratio can be assisted up to a high compression ratio, and conversely, if the protruding amount of the push rod 43 is small as shown in FIGS. High responsiveness of operation can be obtained.

また、好ましくは、機関停止中は、図４，図５のように、第３油室４６が縮小した状態に保持される。この状態では、可動スプリングシート４２が後退しているため、プッシュロッド４３の突出量の減少に加えて、油圧ピストン２６に作用するメインスプリング４４の付勢力が小さなものとなる。従って、機関停止直前の燃焼荷重による付勢力あるいは機関停止直前・直後の油圧によって、油圧ピストン２６はより低圧縮比側の位置、例えば図５に示す最低圧縮比位置ないしこれに近い低圧縮比位置に保持される。そのため、内燃機関を次に始動した際に、プレイグニッションやノッキングといった不正燃焼を確実に回避できる。 Preferably, when the engine is stopped, the third oil chamber 46 is held in a contracted state as shown in FIGS. In this state, since the movable spring seat 42 is retracted, the urging force of the main spring 44 acting on the hydraulic piston 26 becomes small in addition to the decrease in the protruding amount of the push rod 43. Accordingly, the hydraulic piston 26 is positioned at a lower compression ratio side, for example, the lowest compression ratio position shown in FIG. 5 or a low compression ratio position close thereto due to the urging force due to the combustion load immediately before the engine stop or the hydraulic pressure immediately before and after the engine stop. Retained. Therefore, when the internal combustion engine is next started, unauthorized combustion such as pre-ignition or knocking can be reliably avoided.

ここで、上記のような停止中の状態とするために、第３電磁弁５０を機関停止の間、開放し続けるようにしてもよいが、望ましくは、機関停止の直前に第３電磁弁５０を開として第３電磁弁５０を縮小した後、機関停止中は第３電磁弁５０を閉として、振動等による可動スプリングシート４２の動きを抑制するとよい。 Here, the third electromagnetic valve 50 may be kept open while the engine is stopped in order to set the engine in a stopped state as described above, but preferably, the third electromagnetic valve 50 is immediately before the engine is stopped. After the third electromagnetic valve 50 is reduced by opening and the third electromagnetic valve 50 is closed while the engine is stopped, the movement of the movable spring seat 42 due to vibration or the like may be suppressed.

次に、図６〜図８に基づいて、第２実施例の油圧アクチュエータ１２１を説明する。なお、第１実施例の油圧アクチュエータ２１の各部に対応する部分には同じ参照符号を用い、特に変わらない部分の説明は省略する。 Next, the hydraulic actuator 121 according to the second embodiment will be described with reference to FIGS. In addition, the same referential mark is used for the part corresponding to each part of the hydraulic actuator 21 of 1st Example, and description of the part which does not change especially is abbreviate | omitted.

この第２実施例は、前述した実施例のスプリング可変部２４を具備しない、より簡素化した構成としたものであって、第２油室２８内に単にメインスプリング４４が配設されている。このメインスプリング４４は、基端がハウジング２２の端部壁２２ｂに固定されており、かつその自由長が、油圧ピストン２６の所定の中間圧縮比位置に対応した長さとなっている。従って、前述した実施例と同様に、油圧ピストン２６は、図６に示す最低圧縮比位置から図７に示す中間圧縮比位置までの範囲でメインスプリング４４の付勢力を受け、図７に示す中間圧縮比位置から図８に示す最大圧縮比までの範囲ではメインスプリング４４の付勢力を受けない。なお、図示例では、メインスプリング４４が油圧ピストン２６に直接に当接するが、前述した第１実施例と同様に有底円筒状のプッシュロッド４３を介在させるようにしてもよい。また、油圧ピストン２６の最低圧縮比位置は、前述した実施例の隔壁３９に相当するストッパ部３９Ａによって規定されている。 The second embodiment has a simpler configuration that does not include the spring variable portion 24 of the above-described embodiment, and the main spring 44 is simply disposed in the second oil chamber 28. The main spring 44 has a base end fixed to the end wall 22 b of the housing 22, and a free length corresponding to a predetermined intermediate compression ratio position of the hydraulic piston 26. Accordingly, as in the above-described embodiment, the hydraulic piston 26 receives the urging force of the main spring 44 in the range from the lowest compression ratio position shown in FIG. 6 to the intermediate compression ratio position shown in FIG. 7, and the intermediate piston shown in FIG. The biasing force of the main spring 44 is not received in the range from the compression ratio position to the maximum compression ratio shown in FIG. In the illustrated example, the main spring 44 directly contacts the hydraulic piston 26, but a bottomed cylindrical push rod 43 may be interposed as in the first embodiment. Further, the minimum compression ratio position of the hydraulic piston 26 is defined by the stopper portion 39A corresponding to the partition wall 39 of the above-described embodiment.

次に、図９〜図１１に基づいて、第３実施例の油圧アクチュエータ２２１を説明する。 Next, a hydraulic actuator 221 according to a third embodiment will be described with reference to FIGS.

この第３実施例は、前述した第１実施例と同じく、油圧ピストン部２３とスプリング可変部２４とが直列に配置されたものであって、基端が可動スプリングシート４２に支持されたメインスプリング４４は、油圧ピストン２６の最低圧縮比位置から最大圧縮比位置までの全範囲に亘って油圧ピストン２６に圧接し続けるように、その寸法が設定されている。なお、図では、プッシュロッド４３を省略してあるが、第１実施例と同様に、プッシュロッド４３を設けるようにしてもよい。そして、このメインスプリング４４の付勢力に対抗するように油圧ピストン２６を低圧縮比側へ付勢する圧縮コイルスプリングからなるバイアススプリング６１が第１油室２７内に設けられている。つまり、この実施例は、機械的スプリング手段としてメインスプリング４４とバイアススプリング６１とを含んでいる。 In the third embodiment, like the first embodiment described above, the hydraulic piston portion 23 and the spring variable portion 24 are arranged in series, and the main spring is supported by the movable spring seat 42. The dimension of the hydraulic piston 44 is set so as to continue to press the hydraulic piston 26 over the entire range from the lowest compression ratio position to the maximum compression ratio position of the hydraulic piston 26. In the figure, the push rod 43 is omitted, but the push rod 43 may be provided as in the first embodiment. A bias spring 61 comprising a compression coil spring that biases the hydraulic piston 26 toward the low compression ratio side is provided in the first oil chamber 27 so as to oppose the biasing force of the main spring 44. That is, this embodiment includes the main spring 44 and the bias spring 61 as mechanical spring means.

図９は、第３油室４６が拡張していて可動スプリングシート４２が図左方へ前進している状態を示しており、特に、第１，第２電磁弁３５，３６の双方が開となって油圧ピストン部２３のいずれの方向にも油圧が作用していない状態を示している。この図９に示すように、油圧が作用していない自由状態では、メインスプリング４４およびバイアススプリング６１の双方の付勢力は、油圧ピストン２６が図示するような中間圧縮比位置にあるときに互いに釣り合う。つまり、メインスプリング４４およびバイアススプリング６１は、両者の付勢力の和として、油圧ピストン２６が最低圧縮比位置から中間圧縮比位置までの範囲にあるときに該油圧ピストン２６を高圧縮比側へ付勢しており、上記中間圧縮比位置から最大圧縮比位置までの範囲では、逆に低圧縮比側へ付勢力が作用する。 FIG. 9 shows a state in which the third oil chamber 46 is expanded and the movable spring seat 42 is advanced to the left in the drawing. In particular, both the first and second electromagnetic valves 35 and 36 are opened. Thus, the hydraulic pressure is not acting in any direction of the hydraulic piston portion 23. As shown in FIG. 9, in a free state where no hydraulic pressure is applied, the urging forces of both the main spring 44 and the bias spring 61 are balanced with each other when the hydraulic piston 26 is at the intermediate compression ratio position as shown. . That is, the main spring 44 and the bias spring 61 apply the hydraulic piston 26 to the high compression ratio side when the hydraulic piston 26 is in the range from the lowest compression ratio position to the intermediate compression ratio position as the sum of the urging forces of both. In the range from the intermediate compression ratio position to the maximum compression ratio position, a biasing force acts on the low compression ratio side.

従って、内燃機関の停止中は、基本的に、この中立位置となる所定の中間圧縮比位置に保持されることとなり、内燃機関を次に始動した際に、過度に高い圧縮比のまま始動することがなく、プレイグニッションやノッキングといった不正燃焼を回避できる。 Accordingly, while the internal combustion engine is stopped, the engine is basically held at the predetermined intermediate compression ratio position that is the neutral position. When the internal combustion engine is next started, it is started with an excessively high compression ratio. Incorrect combustion such as pre-ignition and knocking can be avoided.

また、第３油室４６を縮小して可動スプリングシート４２を後退させた状態とすれば、油圧ピストン２６に油圧が作用していない場合に、図１０に示すように、油圧ピストン２６が最低圧縮比位置ないしその近傍にあるときにメインスプリング４４およびバイアススプリング６１の付勢力が互いに釣り合う。従って、より確実に低い圧縮比位置で内燃機関の始動を行うことができる。 Further, if the third oil chamber 46 is reduced and the movable spring seat 42 is retracted, the hydraulic piston 26 is compressed to the minimum when no hydraulic pressure is applied to the hydraulic piston 26, as shown in FIG. The biasing forces of the main spring 44 and the bias spring 61 are balanced with each other at the specific position or in the vicinity thereof. Therefore, the internal combustion engine can be started more reliably at a low compression ratio position.

なお、第１電磁弁３５および第２電磁弁３６を実質的に１つの電磁弁として連動させた場合には、いずれかの油室２７，２８が密閉されるため、メインスプリング４４およびバイアススプリング６１の付勢力による油圧ピストン２６の移動は抑制されたものとなるが、基本的な中立位置の特性は、上記と変わりがない。 Note that when the first solenoid valve 35 and the second solenoid valve 36 are substantially interlocked as one solenoid valve, one of the oil chambers 27 and 28 is sealed, and thus the main spring 44 and the bias spring 61 are sealed. Although the movement of the hydraulic piston 26 due to the urging force is suppressed, the characteristic of the basic neutral position is not different from the above.

また上記第３実施例では、中間圧縮比位置よりも高圧縮比側では両スプリング４４，６１の付勢力の和が低圧縮比側へ向かって作用するが、前述した第１実施例と同様に、燃焼荷重が比較的小さな機関低負荷時に油圧ピストン部２３の油圧によって図１１に示すように最大圧縮比位置とすることが可能である。 In the third embodiment, the sum of the urging forces of the springs 44 and 61 acts toward the low compression ratio on the high compression ratio side with respect to the intermediate compression ratio position, but as in the first embodiment described above. When the combustion load is relatively small and the engine is under a low load, the maximum compression ratio position can be obtained as shown in FIG.

以上のように、第１〜第３実施例のいずれも、油圧ピストン２６を高圧縮比側へ戻そうとするスプリング反力が所定の中間圧縮比位置において０となるので、内燃機関の始動時に過度に高圧縮比となることがなく、プレイグニッションやノッキングといった不正燃焼を回避できる。そして、同時に、最大圧縮比から中間圧縮比までの圧縮比低減の応答性が高くなり、過渡時のノッキングの回避の上で有利となる。 As described above, in any of the first to third embodiments, the spring reaction force for returning the hydraulic piston 26 to the high compression ratio side becomes 0 at the predetermined intermediate compression ratio position. It does not become an excessively high compression ratio and can avoid unauthorized combustion such as pre-ignition and knocking. At the same time, the responsiveness of reducing the compression ratio from the maximum compression ratio to the intermediate compression ratio is enhanced, which is advantageous in avoiding knocking during a transition.

ところで、上記のようにスプリング反力を中間圧縮比までに限定すると、低圧縮比側へ向けて作用する燃焼荷重との関係で、中間圧縮比から最大圧縮比までの圧縮比上昇動作が種々の条件によっては緩慢となり、電磁弁３５，３６に過度に長時間通電することとなって燃費が悪化する懸念がある。そのため、例えば、油圧ポンプによる供給油圧が低い条件下や、機関の負荷が所定値以上のとき、あるいは目標圧縮比まで高圧縮比化し得る見込みがない場合、などは高圧縮比化を禁止するようにしてもよい。あるいは、高圧縮比化が容易となるように、機関の減速時（吸入負圧が燃焼荷重と逆向きに作用するため高圧縮比化が容易となる）に高圧縮比化を実行するようにしたり、車両変速機を積極的に変速して内燃機関の回転速度を高める（ピストン慣性力によって高圧縮比化が容易となる）ことなども有効である。 By the way, if the spring reaction force is limited to the intermediate compression ratio as described above, the compression ratio increasing operation from the intermediate compression ratio to the maximum compression ratio is various in relation to the combustion load acting toward the low compression ratio side. Depending on conditions, it becomes slow, and there is a concern that the solenoid valves 35 and 36 are energized for an excessively long time, resulting in a deterioration in fuel consumption. Therefore, for example, the high compression ratio should be prohibited under conditions where the hydraulic pressure supplied by the hydraulic pump is low, when the engine load is higher than a predetermined value, or when there is no possibility of increasing the compression ratio to the target compression ratio. It may be. Alternatively, to increase the compression ratio, the compression ratio is increased when the engine is decelerating (since the negative suction pressure acts in the opposite direction to the combustion load, it becomes easier to increase the compression ratio). It is also effective to increase the rotational speed of the internal combustion engine by actively shifting the vehicle transmission (higher compression ratio can be easily achieved by the piston inertia force).

１８…制御軸
２１，１２１，２２１…油圧アクチュエータ
２６…油圧ピストン
２７…第１油室
２８…第２油室
３５…第１電磁弁
３６…第２電磁弁
４２…可動スプリングシート
４３…プッシュロッド
４４…メインスプリング
４６…第３油室
５０…第３電磁弁
６１…バイアススプリング DESCRIPTION OF SYMBOLS 18 ... Control shaft 21, 121, 221 ... Hydraulic actuator 26 ... Hydraulic piston 27 ... 1st oil chamber 28 ... 2nd oil chamber 35 ... 1st solenoid valve 36 ... 2nd solenoid valve 42 ... Movable spring seat 43 ... Push rod 44 ... Main spring 46 ... Third oil chamber 50 ... Third solenoid valve 61 ... Bias spring

Claims

The piston of the internal combustion engine and the crankshaft are connected via a mechanical variable compression ratio mechanism, and the compression ratio changes according to the position of the control member of the mechanical variable compression ratio mechanism. In the variable compression ratio apparatus for an internal combustion engine, the control member receives a combustion load so as to be displaced toward the low compression ratio side, and moves the position of the control member by a hydraulic actuator.
The hydraulic actuator is
A hydraulic piston slidably disposed in the hydraulic cylinder and linked to the control member;
First and second oil chambers defined in the hydraulic cylinder by the hydraulic piston;
Mechanical spring means for applying a biasing force toward the high compression ratio to the hydraulic piston;
With
The variable compression ratio device for an internal combustion engine, wherein the mechanical spring means biases the hydraulic piston toward a high compression ratio in a range from a lowest compression ratio position of the hydraulic piston to a predetermined intermediate compression ratio position.

The mechanical spring means comprises a single spring, and the displacement of the spring is limited by a stopper mechanism so that the biasing force does not act on the hydraulic piston at a higher compression ratio side than the predetermined intermediate compression ratio position. The variable compression ratio device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein

The mechanical spring means includes a main spring that biases the hydraulic piston toward the high compression ratio, and a bias spring that biases the hydraulic piston toward the low compression ratio against the biasing force of the main spring. The hydraulic piston is urged toward a high compression ratio in a range from a lowest compression ratio position of the hydraulic piston to a predetermined intermediate compression ratio position as a sum of both urging forces. Variable compression ratio device for an internal combustion engine.

2. The variable compression ratio device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein an intermediate compression ratio position at which a biasing force acts on the hydraulic piston can be variably controlled.

The mechanical spring means comprises a single spring, and the displacement of the spring is limited by a stopper mechanism so that the biasing force does not act on the hydraulic piston on the higher compression ratio side than the predetermined intermediate compression ratio position, 5. The variable compression ratio device for an internal combustion engine according to claim 4, wherein the limit position by the stopper mechanism is changeable.

The mechanical spring means is
A main spring that biases the hydraulic piston toward the high compression ratio;
A bias spring that biases the hydraulic piston toward the low compression ratio against the biasing force of the main spring;
A movable spring seat configured to be movable along the axial direction of the hydraulic piston, and supporting the base end of the main spring or the base end of the bias spring;
As a sum of urging forces of both springs, the hydraulic piston is urged toward a high compression ratio in a range from the lowest compression ratio position of the hydraulic piston to a predetermined intermediate compression ratio position, and the movable spring seat 5. The variable compression ratio device for an internal combustion engine according to claim 4, wherein the intermediate compression ratio position is changed by movement.