JP6285301B2 - 内燃機関の制御装置 - Google Patents

Description

本発明は、ピストンの圧縮行程と膨張行程の相対ストローク位置をそれぞれ変化させて、機械圧縮比と機械膨張比を変化させることのできる内燃機関の制御装置に関する。

従来の内燃機関の制御装置としては、可変圧縮比機構を備えた以下の特許文献１に記載されたものが知られている。

すなわち、前記可変圧縮比機構は、複リンク式ピストン−クランク機構を用いたものであって、特許文献１の図８に示すように、左側の図は高機械圧縮比制御でのピストン圧縮上死点位置（ピストン位置やや高）で、右側の図は低機械圧縮比制御でのピストン圧縮上死点位置（ピストン位置やや低）となっている。

ここで、前記機械圧縮比Ｃと機械膨張比Ｅの相関についてみると、まず、例えば、左図の高機械圧縮比制御の場合について考える。

ピストン圧縮上死点位置での気筒内容積をＶＯとすると、このピストン圧縮上死点位置からクランクシャフトが約１８０°反時計方向に逆回転した付近でピストン吸気下死点となり、このときの気筒内容積をＶＣとすると、ＶＣ÷ＶＯが機械圧縮比Ｃになる。

一方、このピストン圧縮上死点位置からクランクシャフトが約１８０°時計方向に正回転した付近でピストン膨張下死点となり、このときの気筒容積をＶＥすると、ＶＥ÷ＶＯが機械膨張比Ｅになる。

特開２００２−２７６４４６号公報

しかしながら、前記従来の可変圧縮比機構は、クランク角３６０°で１サイクル（１周期）となる機構なので、ピストン吸気下死点とピストン膨張下死点とは、同じピストン位置となる。したがって、ＶＣ＝ＶＥ、つまり機械圧縮比Ｃ＝機械膨張比Ｅとなっているのである。

同様にして、低機械圧縮比制御の場合も機械圧縮比Ｃ＝機械膨張比Ｅとなっているのである。つまり、この従来の可変圧縮比機構にあっては、機械圧縮比Ｃを変化できるものの、付随して機械膨張比Ｅも機械圧縮比Ｃと同じ値に変化してしまうのである。

このため、機関性能上の様々な不都合が生じ、例えば、常用運転である低負荷域（機関暖機後）で機械膨張比Ｅを充分高めて膨張仕事を増加させ燃費を向上させたい場合に、付随して機械圧縮比Ｃが過度に高くなってしまうので、圧縮上死点での筒内ガス温度が過度に上昇し、もって冷却損失が増加してしまい、燃費を十分に向上させることができないという問題があった。

あるいは、例えば、暖機完了後の機関高負荷時において、耐ノック性能を向上させるために機械圧縮比Ｃを下げると、これに追随して機械膨張比Ｅも下がってしまうことから、膨張仕事低下により燃費が悪化してしまうと共に、トルクも十分に高められないといった問題があった。この場合、さらに、この機械膨張比Ｅの低下により、膨張仕事が減った分、この機関高負荷時における排温が上昇して触媒の熱劣化が促進されて、排気エミッションが経時的に増加してしまうという問題も併発する。

また、例えば、冷機始動時には、機械膨張比Ｅを下げて機関の膨張仕事を低下させ、その分、排気ガス温度を上昇させて触媒での排気エミッション転化（浄化）効率を向上させたい場合に、これに追随して機械圧縮比Ｃが下がってしまう。

すなわち、この機械圧縮比Ｃの低下により、冷機時において圧縮上死点での筒内ガス温度を充分には高めることができずに、燃焼が悪化し、機関そのものから排出される排気エミッション（触媒上流）が増加してしまい、結果として、触媒を経由した後にテールパイプ（触媒下流）から大気に放出される排気エミッションを充分には低減できない、といった問題があった。

本発明は、前記従来の技術的課題に鑑みて案出されたもので、機関運転状態に応じて、前記機械圧縮比と機械膨張比をそれぞれ異ならせることができるので、燃費や排気エミッション性能の向上など機関の諸性能を向上させることができる内燃機関の制御装置を提供することを目的としている。

本発明は、とりわけ、ピストン位置可変機構は、ピストンのストローク位置に基づいて機械圧縮比Ｃ及び機械膨張比Ｅのそれぞれを変化させ、内燃機関の冷機始動時には、前記機械膨張比Ｅが前記機械圧縮比Ｃよりも小さく設定されていることを特徴としている。

そして、前記ピストン位置可変機構を、機械圧縮比と機械膨張比を変化させ、かつこの両者を異ならせて変化させ得る構成としたことを特徴としている。

この発明によれば、機関運転状態に応じて機械圧縮比と機械膨張比をそれぞれ異ならせることができるので、燃費や排気エミッション性能の向上など機関の諸性能を向上させることができる。

本発明に係る制御装置を単気筒内燃機関に適用した第１実施形態を示す全体概略図（リヤビュ−）である。 本実施形態の制御装置の一部を断面して示す要部側面図である。 本実施形態に供される位相変更機構のフロントカバーを外した正面図（フロントビュ−）であって、Ａは最遅角制御状態、Ｂは最進角状態を示している。 本実施形態に供される位相変更機構によるコントロールシャフト位相変換の作用を示し（リヤビュ−）、圧縮上死点付近のクランクピンが真上を向いたクランクシャフト回転角度（Ｘ＝３６０°）において、Ａはコントロ−ルシャフトの偏心回転位相がα１（例えば１３７°）、Ｂはα２（例えば１８０°）、Ｃはα３（例えば２２２°）、Ｄはα４（例えば２４０°）に各々制御された状態を示している。 本実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 本実施形態におけるピストン位置可変機構の作動説明図（リヤビュ−）であって、Ａ〜Ｄはベーンロータが最遅角状態（制御位相α４）にある場合のピストン位置を示し、Ａは吸気上死点位置、Ｂは吸気下死点位置、Ｃ圧縮上死点位置、Ｄは膨張下死点位置であり、Ｅ〜Ｈはベーンロータが最進角状態（制御位相α３）にある場合のピストン位置を示し、Ｅは吸気上死点位置、Ｆは吸気下死点位置、Ｇは圧縮上死点位置、Ｈは膨張下死点位置である状態を示している。 第２実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 本実施形態におけるピストン位置可変機構の作動説明図（リヤビュ−）であって、Ａ〜Ｄはベーンロータが最遅角状態（制御位相α３）にある場合のピストン位置を示し、Ａは吸気上死点位置、Ｂは吸気下死点位置、Ｃ圧縮上死点位置、Ｄは膨張下死点位置であり、Ｅ〜Ｈはベーンロータが最進角状態（制御位相α２）にある場合のピストン位置を示し、Ｅは吸気上死点位置、Ｆは吸気下死点位置、Ｇは圧縮上死点位置、Ｈは膨張下死点位置である状態を示している。 第３実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 本実施形態におけるピストン位置可変機構の作動説明図（リヤビュ−）であって、Ａ〜Ｄはベーンロータが最進角状態（制御位相α１）にある場合のピストン位置を示し、Ａは吸気上死点位置、Ｂは吸気下死点位置、Ｃ圧縮上死点位置、Ｄは膨張下死点位置である。 第４実施形態の制御装置のリンク機構を示す全体概略図である。

以下、本発明に係る内燃機関の制御装置の実施形態を図面に基づいて説明する。

この実施形態では、４ストローク燃焼サイクルガソリン仕様の単気筒内燃機関０１に適用したものであり、後述するように、気筒の機械圧縮比と機械膨張比をそれぞれ異なって変化させることのできるピストン位置可変機構１が設けられている点が特徴となっている。
〔第１実施形態〕
図１（リヤビュ−）及び図２は本発明の第１実施形態を示し、内燃機関０１は、シリンダブロック０２内形成されたシリンダボア０３に沿って上下方向へ往復運動するピストン２と、該ピストン２の上下運動によって、ピストンピン３やピストン位置可変機構１の後述するリンク機構５を介して回転駆動するクランクシャフト４と、を備えている。図１中のピストン２の冠面２ａ上に一点鎖線で示す燃焼室境界線との間に隔成された空間は気筒内容積Ｖである。

前記ピストン位置可変機構１は、複数のリンクからなる前記リンク機構５や、該リンク機構５の姿勢を変化させる位相変更機構６などから構成されている。

前記リンク機構５は、前記ピストン１にピストンピン３を介して連結された第１リンクであるアッパリンク７と、該アッパリンク７に第１連結ピン８を介して揺動可能に連結されると共にクランクシャフト４のクランクピン９に回転可能に連結された第２リンクであるロアリンク１０と、該ロアリンク１０に第２連結ピン１１を介して揺動可能に連結されると共にコントロ−ルシャフト１２の偏心カム部１３に回転可能に連結された第３リンクであるコントロ−ルリンク１４と、から構成されている。

また、クランクシャフト４の前端部には、図１及び図２に示すように、駆動回転体である小径な第１ギヤ歯車１５が固定されている一方、前記コントロールシャフト１２の前端部側に従動回転体である大径な第２ギヤ歯車１６が設けられ、前記第１ギヤ歯車１５と第２ギヤ歯車１６が噛み合ってクランクシャフト４の回転力が前記位相変更機構６を介してコントロールシャフト１２に伝達されるようになっている。

前記第１ギヤ歯車１５は、外径が第２ギヤ歯車１６の外径の約半分の大きさになっており、したがって、前記前記クランクシャフト４の回転速度は、第１ギヤ歯車１５と第２ギヤ歯車１６の外径差によってコントロールシャフト１２に半分の角速度に減速して伝達されるようになっている。

前記コントロールシャフト１２は、前記位相変更機構６によって、前記第２ギヤ歯車１６に対する位相が変化し、つまり前記クランクシャフト４に対して相対回転位相が変更されるようになっている。

前記クランクシャフト４とコントロールシャフト１２は、シリンダブロックに設けられた共通の前後２つの軸受１７，１８によって回転自在に支持されている。また、前記偏心カム部１３は、前記コントロ−ルリンク１４の下端部に形成された大径部にニードルベアリング１９を介して回転自在に連結されている。

前記位相変更機構６は、例えば先に本出願人が出願した特開２０１２−２２５２８７号公報に記載された油圧式(ベーンタイプ)の位相変更機構と同じ構造であるから簡単に説明する。

すなわち、この位相変更機構６は、図２及び図３Ａ，Ｂ（フロントビュ−）に示すように、前記第２ギヤ歯車１６が固定されたハウジング２０と、該ハウジング２０内に相対回転自在に収容され、前記コントロールシャフト１２の一端部に固定されたベーンロータ２１と、該ベーンロータ２１を油圧によって正逆回転させる油圧回路２２と、を備えている。

該ハウジング２０は、円筒状のハウジング本体２０ａの前端開口が円板状のフロントカバー２３によって閉塞されていると共に、後端開口が円盤状のリアカバー２４によって閉塞されている。また、ハウジング本体２０ａの内周面の周方向の約９０°位置には、４つの隔壁であるシュー２０ｂが内方に向かって突設されている。

前記リアカバー２４は、前記第２ギヤ歯車１６の中央位置に両者一体に設けられ、外周部が４本のボルト２５によって前記ハウジング本体２０ａとフロントカバー２３に共締め固定されている。また、前記リアカバー２４のほぼ中央には、前記ベーンロータ２１の円筒部に外周に軸受される大径な軸受孔２４ａが軸方向に貫通形成されている。

前記ベーンロータ２１は、中央にボルト挿通孔を有する円筒状のロータ２６と、該ロータ２６の外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４枚のベーン２７とを備えている。

前記ロータ２６は、前端側の小径筒部２６ａが前記フロントカバー２３の中央支持孔に回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部２６ｂが前記リアカバー２４の軸受孔２４ａに回転自在に支持されている。

また、ベーンロータ２１は、前記ロータ２６のボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト２８によってコントロールシャフト１２の前端部に軸方向から固定されている。

また、前記各ベーン２７は、各シュー２０ｂ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内に前記ハウジング本体２０ａの内周面に摺接するシール部材及び該シール部材をハウジング本体内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。

また、この各ベーン２７の両側と各シュー２０ｂの両側面との間に、それぞれ４つの進角室４０と遅角室４１がそれぞれ隔成されている。

前記油圧回路２２は、図２に示すように、前記各進角室４０に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路２８と、前記各遅角室４１に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路２９との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路２８，２９には、供給通路３０とドレン通路３１とが夫々通路切換用の電磁切換弁３２を介して接続されている。前記供給通路３０には、オイルパン３３内の油を圧送する一方向のオイルポンプ３４が設けられている一方、ドレン通路３１の下流端がオイルパン３３に連通している。

前記第１、第２油圧通路２８，２９は、前記フロントカバー２３側に設けられた通路構成部の内部に形成されており、各一端部が前記通路構成部の前記ロータ２６の小径筒部２６ａから内部の支持穴内に挿通配置された円柱部３５を介して前記ロータ２６内に連通している一方、他端部が前記電磁切換弁３２に接続されている。

前記第１油圧通路２８は、各進角室４０と連通する図外の４本の分岐路とを備えている一方、第２油圧通路２９は、各遅角室４１と連通する第２油路とを備えている。

前記電磁切換弁３２は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路２８，２９と供給通路３０及びドレン通路３１とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、コントロールユニット３６からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。

そして、前記電磁切換弁３２の切り換え作動によって、前記各進角室４０と各遅角室４１に作動油を選択的に供給することによって前記ベーンロータ２１(コントロールシャフト１２）を前記クランクシャフト４に対して相対回転位相を変更させるようになっている。

また、前記各遅角室４１内には、前記ベーンロータ２１を遅角方向へ常時付勢する４本のコイルスプリング４２がそれぞれ装着されている。

図４Ａ〜Ｄ（リヤビュ−）は第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２との相対回転位相を変化させた場合を示している。なお、この図では第１、第２ギヤ歯車１５，１６などは省略してある。

この相対回転位相は、本実施形態では、前述の位相変更機構６による相対回転位相変換制御により変化できるようになっているが、前記第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２（偏心カム部１３）との取り付け関係を相対的に変えることによって行うこともできる。

この図４では、図１に示す第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２の相対位相を変えない状態でクランクシャフト４を時計方向に回転して行き、クランクピン９が真上を向いた位置（クランク角Ｘ＝０°；吸気（排気）上死点付近）からさらに１回転して再度クランクピン９が真上を向いた位置（Ｘ＝３６０°；圧縮上死点付近）での姿勢を示す。このとき、ピストン２の位置（高さ）は圧縮上死点付近なので高い位置になっている。またこのとき、例えば、図３Ａに示すように、偏心カム部１３の偏心方向は、真上方向よりα１（例えば１３７°）だけ時計方向に遅角した位置となっている。

すなわち、図４（リヤビュ−）における偏心カム部１３の回転方向はクランクシャフトとは逆の反時計方向なので、図４Ａに示す場合は真上方向よりα１だけ遅角しているのである。このような場合、制御位相α１と呼ぶことにする。
図４Ｂは、図４Ａに対してコントロ−ルシャフト１２（偏心カム部１３）の位相をさらに遅角側のα２（例えば１８０°）まで遅角させた位置、すなわち、偏心カム部１３の偏心方向が真下付近になっている。（制御位相α２）
また、図４Ｃに示す場合は制御位相α３（例えば２２２°）、図４Ｄでは制御位相α４（例えば２４０°）と、さらにコントロ−ルシャフト１２（偏心カム部１３）の位相を時計方向に遅角させていった位置となっている。

ここで、例えば、図４Ｃに示す制御位相α３と図４Ｄに示す制御位相α４の間を変換できる位相変更機構６の作動について図３Ａ，Ｂに基づいて考察する。

この図３はフロントビュ−なので、第２ギヤ歯車１６の回転方向は図３中では時計方向となる。図３Ａが位相変更機構６のベーンロータ２１の最遅角位置（制御位相α４と対応）、同図Ｂが最進角位置（制御位相α３と対応）を示しており、この最遅角、最進角位置ともに最大拡巾のベーン２７（２７a）の両側部が隣接する各シュー２０ｂの一側面と他側面に当接してストッパ（遅角側ストッパ、進角側ストッパ）により規制されるようになっている。

ここで、前記ベーンロータ２１は、各コイルスプリング４２のばね力によって図３Ａに示すように、最遅角位置付近で機械的に安定するようになっている。（つまり、デフォルト位置は最遅角位置）
位相変更機構６の位相変換角αＴを、αＴ＝α４−α３、例えば１８°（＝２４０°−２２２°）とすれば、α３⇔α４の変換での所望の変換角αＴ（１８°）を実現できる。

さらに、前述の最遅角位置（デフォルト位置）が、図４Ｄに示すα４と一致するように、ベーンロータ２１とコントロ−ルシャフト１２との取り付け位相を設定すると、所望の図４Ｃ⇔図４Ｄの位相変換（α３⇔α４）が実現できるのである。

図５はピストン位置変化特性を示している。ここで、クランク角Ｘが0°では、クランクピン９が真上に位置しており、この付近で、ピストン２の吸気（または排気）上死点となっている。

クランク角Ｘが０°から時計方向に回転し始めると、図外の排気弁は完全に閉じ、図外の吸気弁が開作動を開始し、図外の吸気ポ−トより新気（混合気）の吸入を行う。次に、クランク角Ｘが１８０°となった付近でピストン吸気下死点となり、この付近で吸気弁は閉じられる。ここで、吸気上死点から吸気下死点までを吸気行程という。

さらに、クランクシャフト４が回転すると、吸気弁は完全に閉じられると共に、筒内混合気が圧縮されて、クランク角Ｘが３６０°となった位置（クランクピン９が再度真上位置）の付近で、ピストン圧縮上死点になる。ここで、吸気下死点から圧縮上死点までを圧縮行程という。

その後、火花点火（または圧縮着火）が行なわれて燃焼が開始され、その燃焼圧がピストン２を押し下げていき、クランク角Ｘが５４０°付近で膨張下死点となる。ここで、圧縮上死点から膨張下死点までを膨張行程という。

この膨張下死点付近で、排気弁が開作動を開始し、ピストン２の再上昇とともに燃焼ガス（排気ガス）を図外の排気ポ−トより排出し、再び排気（吸気）上死点付近であるクランク角Ｘが７２０°（０°）の位置（クランクピン９が真上位置）に戻るのである。（ここで、膨張下死点から排気（吸気）上死点までを排気行程と呼ぶ。）
以上のように、４サイクル機関としての作動が行われ、クランク角(Ｘ)７２０°を１周期とする周期的な作動になっている。

図５において、実線は図４Ｃの制御位相α３でのピストン位置特性（α３特性）を示し、破線は図４Ｄの制御位相α４でのピストン位置特性（α４特性）を示している。両特性とも、圧縮上死点でのピストン位置は略同一（Ｙ０）で、吸気下死点位置は両特性で異なる。すなわち、圧縮上死点での気筒内容積Ｖは、両特性とも前記Ｙ０により決まり、ほぼ同一（Ｖ０）となっている。

このＶ０とは、圧縮上死点において、シリンダヘッド側の燃焼室内面形状と、ピストン２の冠面２ａの形状と、シリンダブロック０２の内径と、図外のヘッドガスケット内径などに囲まれた容積、つまり、圧縮上死点における気体（混合気）の容積になる。

図５に示すα３特性では、吸気下死点のピストン位置はＹＣ３であり、そこから圧縮上死点への長さ（圧縮ストロ−ク）はＬＣ３であり、膨張下死点のピストン位置はＹＥ３で、そこへの圧縮上死点からの長さ（膨張ストロ−ク）はＬＥ３である。

ここで、α３特性での機械圧縮比ＣであるＣ３と、同機械膨張比ＥであるＥ３について考察する。

ボア（シリンダ内径）の面積をＳとすると、吸気下死点での気筒内容積ＶＣ３は、ＶＣ３=Ｖ０+Ｓ×ＬＣ３ となる。

したがって、機械圧縮比Ｃ３＝ＶＣ３÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＣ３）÷Ｖ０となる。

一方、機械膨張比Ｅ３=ＶＥ３÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＥ３）÷Ｖ０となる。

ここで、ＶＥ３とは膨張下死点での気筒内容積である。
なお、α３特性の場合は、図５に示すように、ＬＣ３≒ＬＥ３であるため、機械圧縮比Ｃ３≒機械膨張比Ｅ３となっている。ここで、相対比D＝機械膨張比Ｅ÷機械圧縮比Ｃと定義する。

前記α３特性での相対比D３は、Ｅ３÷Ｃ３≒１となり、機械膨張比Ｅと機械圧縮比Ｃはほぼ同一のほぼ標準的な特性となっている。

すなわち、α３特性では、一般的な機関の通常のピストン位置変化特性（Ｅ＝Ｃ、Ｄ＝１）に近くなっている。

次に、前記α４特性での機械圧縮比ＣであるＣ４と、同機械膨張比ＥであるＥ４について考察する。

前記α３特性と同様に、機械圧縮比Ｃ４＝ＶＣ４÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＣ４）÷Ｖ０となり、機械膨張比Ｅ４=ＶＥ４÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＥ４）÷Ｖ０ となる。

ここで、α４特性の場合は、図５に示すように、ＬＣ４＞ＬＥ４であるため、機械圧縮比Ｃ４＞機械膨張比Ｅ４となっている。すなわち、相対比D４＝ＬＥ４÷ＬＣ４＜１であり、これは、機械圧縮比が機械膨張比より、相対的に大きいことを意味する。また、α３特性との対比でみると、Ｃ４＞Ｃ３と機械圧縮比は大きく、Ｅ４＜Ｅ３と機械膨張比は小さくなっている。

図６Ａ〜Ｄに制御位相α４(ベーンロータ２１の最遅角デフォルト位置、例えば２４０°)でのクランク角を変化した場合、図６Ｅ〜Ｈに制御位相α３(ベーンロータ２１の最進角位置、例えば２２２°)でのクランク角を変化した場合の、それぞれの機構姿勢変化図を示している。（全てリアビュー）
ここで、図６のＡ及びＥは吸気（排気）上死点での姿勢、Ｂ及びＦは吸気下死点での姿勢、Ｃ及びＧは圧縮上死点での姿勢、Ｄ及びＨは膨張下死点での姿勢をそれぞれ示している。

図６Ｅ〜Ｈのα３特性の場合は、前述のように、ＬＣ３≒ＬＥ３であるため、機械圧縮比Ｃ３≒機械膨張比Ｅ３ （相対比D３≒１）となっている。

図６Ａ〜Ｄのα４特性の場合は、前述のように、ＬＣ４＞ＬＥ４であるため、機械圧縮比Ｃ４＞機械膨張比Ｅ４ （相対比D４＜１）となっている。そして、図６Ｅ〜Ｈのα３特性と比較すると、前述のように、ＬＣ４＞ＬＣ３、ＬＥ４＜ＬＥ３ となっている。

なぜこのようなピストン位置変化特性になるかを考察する。吸気下死点における偏心カム部１３の偏心回転方向αＣについてみてみると、図６Ｂに示すα４特性でのαＣ４は、図６Ｆに示すα３特性でのαＣ３に対して、時計方向（遅角方向）に位相変化しており、つまり偏心カム部１３の偏心円中心は、α３特性に対して相対的に、右上方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点として時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は下がり、もってアッパリンク７によりピストン２は下方に引き下げられる。これにより、ＬＣ４＞ＬＣ３となる。

一方、膨張下死点における偏心カム部１３の偏心回転方向αＥについてみてみると、図６Ｄに示すα４特性でのαＥ４は、図６Ｈに示すα３特性でのαＥ３に対して、同様に時計方向（遅角方向）に変化しており、つまり偏心円中心は相対的に下方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を左下方に引き下げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点として反時計方向に回転させ、これによって第１連結ピン８の位置は上がり、もってアッパリンク７によりピストン２は上方に押し上げられる。これにより、ＬＥ４＜ＬＥ３ となる。

すなわち、図５に示す制御位相α３と制御位相α４のピストン位置変化特性の差は、図６に示す偏心カム部１３の偏心位相の違いによるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。

一方、圧縮上死点位置についてみてみると、制御位相α３と制御位相α４のピストン２の位置はほぼ同じ位置であることは、前述の通りであるが、これは以下の理由による。すなわち、図６Ｃ、Ｇに示す圧縮上死点姿勢に示すように、α３特性とα４特性とも、クランクピン９と第１連結ピン８とピストンピン３がほぼ一直線に配置されており、この配置によりロアリンク１０の回動により第１連結ピン８が回動してもピストンピン２の位置変化は僅かに抑えられるためである。

このため、α３特性の圧縮上死点のピストン位置（図５のＹ０３）、α４特性の圧縮上死点ピストン位置（図５のＹ０４）は実質ほぼ同じ位置となり、それを前述のＹ０としたのである。

しかしながら、Ｙ０３とＹ０４で有意差がでた場合は、気筒内容積を各々Ｖ０３、Ｖ０４として前述のＶ０のかわりに用いて、各々の機械圧縮比Ｃ３、Ｃ４、各々の機械膨張比Ｅ３、Ｅ４、各々の総対比Ｄ３、Ｄ４を求めれば良い。
〔本実施形態の性能効果〕
機関停止時には、位相変更機構６のベーンロータ２１は、図３Ａに示す最遅角位置（反時計方向）に各コイルスプリング４２のばね力によって押し付けられ安定しており（デフォルト位置）、その時、制御位相は前述のα４となっている。

したがって、冷機始動時には、予めベーンロータ２１の最遅角位置であるα４の特性（図５の破線）になっており、この特性による排気エミッションの低減効果が、前記デフォルト設定によって始動燃焼のまさに初期から得られる。（また位相変更機構６の電磁切換弁３２の電気系統が断線などの故障があった場合にもこの位置を維持できるので、その場合でも前述の排気エミッション低減効果が得られるので所謂メカニカルフェールセーフ効果も持つ。）
すなわち、この特性による排気エミッション低減効果については、まず１つ目として、機械膨張比Ｅ４が小さくなっているので、膨張仕事が減った分、内燃機関から排出される排気ガス温度が高まるので、下流の触媒の暖機が促進されて、エミッション転化率が向上する。（ア）
一方、２つ目として、機械圧縮比Ｃ４は大きくなっているので、圧縮上死点での筒内ガス温度は上昇し、冷機運転時において問題となる燃焼不良を改善し、もって内燃機関そのものから排出されるエミッションを低減できる。（イ）
以上のＥ４小、Ｃ４大、Ｄ４小（＝Ｅ４÷Ｃ４）により、（ア）の効果と（イ）の効果の相乗効果として、触媒下流のテールパイプから大気に放出される排気エミッション量を低減できる。

ここで、相対比Ｄ４は1未満の小さな値となっており、これが小さいほど、機械膨張比が相対的に小さく、機械圧縮比が相対的に大きいことを意味しており、冷機時における排気エミッション性能の良さを示す指標とみることができる。

ところで、機関の暖機が完了すると、Ｃ４、Ｅ４、D４のままの状態では燃費が悪化する。なぜなら、機械膨張比Ｅ４が低いので、ピストン２による膨張仕事が低下し（ウ）、また機械圧縮比Ｃ４が高いので、暖機後では圧縮上死点温度が過度に高くなり、いわゆる冷却損失が増加し（エ）、もって以上の（ウ）（エ）による損失により燃費が悪化するのである。

また、機関運転状態が高負荷であれば、さらにノッキングやプレイグニッションという異常燃焼も誘発してしまい、一層燃費が悪化すると共に、トルクも低下するのである。

したがって、暖機後においては、位相変更機構６の電磁切換弁３２からの制御油圧によりベーンロータ２１が最進角位置に変換し、α３の特性（図５の実線）に切替えるのである。

これにより、標準的な機械膨張比Ｅ３、標準的な機械圧縮比Ｃ３に復帰し、相対比Ｄ３はほぼ１となり通常のピストン位置変化特性と同等となるので、上記（ウ）（エ）による損失により燃費悪化したり、さらには異常燃焼が誘発されるのを抑制できる。

なお、機関温度が冷機と暖機完了と中間にある場合は、その温度に応じて、低温になるほどベーンロータ２１を遅角側へ変更して行き（α４に近づけて行き）、高温になるほど位相変更機構６によって進角側へ変更させていく（α３に近づけていく）ことによって、温度の変化毎に、排気エミッション性能と燃費性能を最適にバランスさせることができるのである。例えば、エミッションを充分に低い所定値に抑えつつ、可及的に燃費悪化を抑制することができる。

なお、ピストン２の位置変化特性は、前述のように、クランク角７２０°を周期とする周期的な作動が行なわれ、上死点としては、クランク角が０°付近と３６０°付近の２度あらわれる。

クランク角３６０°付近の上死点（前述したＹ０）は、吸気弁、排気弁とも完全に閉弁された前述の圧縮上死点となっており、クランク角０°付近の上死点（Ｙ’０３、Ｙ’０４）は、排気弁が閉じ吸気弁作動が開始される、もうひとつの上死点である吸気（排気）上死点となっている。
この吸気（排気）上死点位置（Ｙ’０３、Ｙ’０４）は、圧縮上死点（Ｙ０）より低くなっている。これは、図６Ａ、Ｅの吸気上死点姿勢で示すように、α３とα４とも、クランクピン９と第１連結ピン８とピストンピン３が一直線上ではなく、逆く字形状に折れ曲がって配置されており、この配置によりピストン２の位置が前述のＹ０より低下し、またα３とα４との間のコントロ−ルシャフト１２の位相差により、つまり逆く字の角度の差により、ピストン２の上死点位置にＹ’０３、Ｙ’０４という有意差が生じているのである。（図５）
なお、ここで、吸排気弁の作動タイミングをクランク角で３６０°設定をずらした場合を想定してみると、圧縮上死点と吸気（排気）上死点が入れ替わったことになり、すなわち圧縮上死点でのピストン２の位置変化特性と、吸気（排気）上死点でのピストン２の位置変化特性とが入れ替わることになるが、こうした場合であっても、前述してきたような本発明の基本的効果を得ることができる。

一方、この設定をずらさない場合、つまり前述してきた第１実施形態（図１〜図６）そのものについては、以下の格別な効果が得られる。

すなわち、圧縮上死点では、Ｙ０という高いピストン上死点位置となることから、機械圧縮比Ｃ、機械膨張比Ｅを大きく設定できるので、本発明の効果を充分高めることができる。

しかも、このような高いピストン位置に設定しても、圧縮上死点では吸排気弁が作動せず閉止状態が継続するため、ピストン２と吸排気弁が干渉する問題は発生しない。

また、吸気（排気）上死点では、この付近で排気弁の閉作動および吸気弁の開作動が行なわれるので、仮にピストン位置がＹ０並に高いとこれら吸排気弁とピストン２との干渉が懸念されることになるが、前述のように、ピストン２の吸気（排気）上死点位置（Ｙ’０３、Ｙ’０４）が、圧縮上死点位置Ｙ０より低いことから同干渉を回避できるのである。

また、本実施形態では、図２に示すように、減速されるコントロールシャフト１２側の大径な第２ギヤ歯車１６に位相変更機構６が設置されているため、クランクシャフト４側の小径な第１ギヤ歯車１５に位相変更機構６が設置したと想定した場合に対して、ベーンロータ２１の外径などを適宜大きく設定することが可能になり、位相変更機構６によるベーンロータ２１の変換動力を高めることができ、変換応答性を向上させたり、耐負荷能力を高めることも可能となる。
〔第２実施形態〕
図７から図８は本発明の第２実施形態を示し、第１実施形態に対して、ベーンロータ２１の変換角とベーンロータ２１とコントロ−ルシャフト１２との相対回転位相を変更し、図４Ｂ、Ｃに示す制御位相α２と制御位相α３との間を変換できるようにしている。

前記図３における変換角αTは、α３−α２（例えば、２２２°−１８０°＝４２°）とし、同様にベーンロータ２１を遅角側に付勢するコイルスプリング４２が設けられている。

ちなみに、第２実施形態では第１実施形態に対して、ベーンロータ２１の変換角が拡大するが、ハウジング本体２０ａの突部であるストッパ部付近や拡巾ベーン２７ａの側面部を肉抜することによって対応すれば良い。あるいは、ベーン２７の枚数を４枚から３枚に減少させても、変換角拡大を実現できる。

そして、遅角側ストッパと拡巾ベーン２７ａが当接する最遅角位置（デフォルト位置）が、図４Ｃに示すα３の位置と一致するように、ベーンロータ２１とコントロ−ルシャフト１２の取り付け位相を設定すれば良い。

しかし、このように、ベーンロータ２１の変換角拡大に伴い、ベーン２７の枚数を減らしたりすると、位相変更機構６の油圧による変換動力（駆動力）が減少し、変換応答性悪化が懸念される。

ところが、前述のように、減速される側の大径な第２ギヤ歯車１６の方に位相変更機構６が設けられているため、ベーン２７の外径などを適宜大きく設定することも可能になり、位相変更機構６によるベーンロータ２１の変換動力を確保し、変換応答性の低下やベーンロータ２１の位相保持能力の低下を抑制できるのである。

図７はピストン位置変化特性を示し、実線は第１実施形態の図４Ｃの制御位相α３と同じ特性（α３特性）を示すが、本実施形態ではベーンロータ２１の最遅角（デフォルト）位置での特性となる。図７の一点鎖線は図４Ｂに示す制御位相α２の特性（α２特性）で、これが本実施形態のベーンロータ２１の最進角位置での特性となる。

前記図４Ｂのα２の特性も、圧縮上死点のピストン２の位置はほぼ同一（前述のＹ０）であるが、吸気下死点位置と膨張下死点位置は、α３特性とは異なっている。

すなわち、図７に示すように、ＬＣ２＜ＬＥ２であるため、機械圧縮比Ｃ２＜機械膨張比Ｅ２となっており、相対比D２＝ＬＥ２÷ＬＣ２＞１であり、これは、機械膨張比が機械圧縮比よりも相対的に大きいことを意味する。

また、α３との対比でみると、Ｃ２＜Ｃ３と機械圧縮比は小さく、ＬＥ２＞ＬＥ３と機械膨張比は大きくなっている。

図８Ａ〜Ｄは、制御位相α２での機構姿勢変化図を示している。前述のように、ＬＣ２＜ＬＥ２であるため、機械圧縮比Ｃ２＜機械膨張比Ｅ２、すなわち、相対比D２＞１となっている。

そして、図８Ｅ〜Ｈに記載した制御位相α３と比較すると、前述のように、ＬＣ２＜ＬＣ３、ＬＥ２＞ＬＥ３ となっている。

なぜこのような特性になるかを以下で考察する。図８Ｂ，Ｆに示す吸気下死点姿勢における偏心カム部１３の偏心回転方向αＣについて比較してみてみると、図８Ｂに示すα２特性でのαＣ２は、図８Ｆに示すα３特性でのαＣ３に対して、反時計方向（進角方向）に位相変化しており、つまり偏心円中心は左下方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を相対的に左下方に引き下げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点として反時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は上がり、もってアッパリンク７によりピストン２は上方に押し上げられる。これにより、ＬＣ２＜ＬＣ３ となる。

一方、図８Ｄ、Ｈに示す膨張下死点姿勢における偏心カム部１３の偏心回転方向αＥについてみてみると、図８Ｄに示すα２特性でのαＥ２は、図８Ｈに示すα３特性でのαＥ３に対して、同様に反時計方向（進角方向）に変化しており、つまり偏心円中心は相対的に上方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点に時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は下がり、もってアッパリンク７によりピストンは下方に引き下げられる。これにより、ＬＥ２＞ＬＥ３ となる。

すなわち、図７に示す制御位相α３と制御位相α２のピストン位置変化特性の違いは、図８に示す偏心カム部１３の偏心回転方向の違いによるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。
〔本実施形態の性能効果〕
機関の暖機後には、位相変更機構６のベーンロータ２１は電磁切換弁３２からの制御油圧により最進角位置に変換され、α２の特性、すなわち、機械圧縮比Ｃ２は小さく、機械膨張比Ｅ２が大きい特性となる。

ここで、機械膨張比Ｅ２が大きいことから、燃焼圧がピストンを押し下げることで行なう仕事を増やすことができ、これにより燃費を向上させることができる。

一方、このような機関の暖機後においては、機械圧縮比が高いと圧縮上死点での筒内ガス温度が過度に高くなって冷却損失が増えてしまう懸念があるが、本実施形態のように、機械圧縮比Ｃ２が低下しているので、このような冷却損失の発生を抑制することで一層燃費（熱効率）を向上させることができる。

また、機関高負荷ではこの高機械圧縮比によりノッキングなどの異常燃焼が生じ易いが、これも機械圧縮比低下によって回避することができるのである。

ここで、前述した従来の技術（特開２００２−２７６４４６号公報）でも機械圧縮比を低下制御することでノッキングを防止できるが、追随して機械膨張比も低下してしまい、燃費悪化やトルク低下を伴う。さらには、機械膨張比低下による排温上昇に伴い、触媒が熱劣化してしまうという問題が生じる。

これに対して、本実施形態では高機械膨張比のため、これらの問題を回避できる。

ところで、本実施形態において、仮に冷機時においても、このようなピストン位置変化特性であったとすると、排気エミッション面から不都合が生じる。すなわち、機械膨張比Ｅ２が大きいので、膨張仕事が増える分、機関本体から排出される排気ガス温度が低下してしまい、下流の触媒の暖気が進まず、触媒による排気エミッション転化性能が低下する（カ）。

さらに、機械圧縮比が低いので、冷機時において圧縮上死点での筒内ガス温度も相対的に低く、燃焼が悪いので機関本体そのものから排出されるエミッションも増加する（キ）。

以上の２つの（カ）（キ）により、触媒下流のテ−ルパイプからの大気に排出エミッションが増加してしまう。

そこで、冷機時は、α３特性のような通常のピストン位置変化特性にするのである。これにより、冷機時において大気に排出される排気エミッション増加を回避しつつ、前記暖機後の燃費低減などの効果を得ることができるのである。

なお、冷機時と暖機後の間の中間の温度（暖機途中）においては、位相変更機構６のベーンロータ２１の回転位相を制御し、低温になるほどα３に近づけていき、高温になるほどα２に近づけていくように制御するのである。

これにより、温度毎に燃費性能と排気エミッション性能を最適にバランスされることができる。例えば、排気エミッションを抑えつつ可及的に燃費を向上することができる。
〔第３実施形態〕
図９及び図１０は本発明の第３実施形態を示し、第１実施形態や第２実施形態に対して、ベーンロータ２１の変換角とベーンロータ２１とコントロ−ルシャフト１２の相対回転位相をさらに変更し、図４における制御位相α１と制御位相α４との間を変換できるようにした。

図３における変換角αTは、α４−α１（例えば、２４０°−１３７°＝１０３°）と一層大きくなる。ベーン２７の枚数を２枚に減少させて変換角拡大をしても良いが、本実施形態では、位相変更機構として、特開２０１２−１9７７５５号公報や特開２０１２−１８０８１６号公報に記載されているような電動式のものを用いたものである。

前記２つの公報に記載の位相変更機構によれば、電動モータの回転により減速機構を介して、カムシャフトとタイミングスプロケットとの位相を変換する機構となっているが、本実施形態では、このカムシャフトの代わりに前記コントロールシャフト１２を、タイミングスプロケットの代わりに前記第２ギヤ歯車１６を用いている。このように構成することによって、ベーンとハウジングの干渉などの機構レイアウトからの変換角制約はなくなり、前記２つの公報に記載されているように、自在に設定したストッパ凸部とストッパ凹部の関係のみで最遅角と最進角の回動規制が可能になる。

本実施形態では、これにより、電動式位相変更機構の出力軸の最進角位相をα１、最遅角位相をα４に設定している。

また、第１・第２実施形態と同様にコントロ−ルシャフト１２を遅角方向に付勢する図外の付勢手段も設けられている。

図９にはピストン位置変化特性を示し、破線は制御位相α４での特性（最遅角）を示し、これは第１実施形態の図５のα４特性と同じ特性で、実線の方は制御位相α１での特性（最進角）で、図４の制御位相α１に対応している。

この図９から分かるように、制御位相α１のピストン位置変化特性では、圧縮ストロ−クＬＣ１は充分小さく、膨張ストロ−クＬＥ１は充分大きくなっている。したがって、機械圧縮比Ｃ１は充分小さく、機械膨張比Ｅ１は充分大きくなっており、相対比D１（Ｅ１÷Ｃ１）が１を充分超えた大きな値になっている。

図１０Ａ〜Ｄは制御位相α１での機構姿勢変化図を示し、図６、図８同様に、Ａは吸気（排気）上死点、Ｂは吸気下死点、Ｃは圧縮上死点、Ｄは膨張下死点での各姿勢を示す。
同図Ｂに示す吸気下死点姿勢での偏心カム部１３の偏心回転方向αＣ１についてみてみると、コントロールリンク１４の方向とほぼ逆方向になっている。このため、コントロールリンク１４及び第２連結ピン１１はほぼ最大限左下方向に引き下げられ、ロアリンク１０はクランクピン９を中心に反時計方向にほぼ最大限位相変化し、それに伴い、第１連結ピン８はほぼ最大限上方に移動し、もってアッパリンク７によりピストン２はほぼ最大限上方に押し上げられる。

これにより、ＬＣ１は充分小さく、且つほぼ最大限小さくなる。（ＬＣ１＜ＬＣ２＜ＬＣ３＜ＬＣ４）
一方、図１０Ｄに示す膨張下死点姿勢で偏心カム部１３の偏心回転方向αＥ１についてみてみると、コントロールリンク１４の方向とほぼ同方向になっている。このため、コントロールリンク１４及び第２連結ピン１１はほぼ最大限右上方向に押し上げられ、ロアリンク１０はクランクピン３を中心に時計方向にほぼ最大限界位相変化し、それに伴い、第１連結ピン８はほぼ最大限下方に移動し、もってアッパリンク７によりピストン２はほぼ最大限下方に引き下げられる。これにより、ＬＥ１は充分に大きく、且つほぼ最大限に大きくなる。（ＬＥ１＞ＬＥ２＞ＬＥ３＞ＬＥ４）
すなわち、相対比D１（＝ＬＥ１／ＬＣ１）も充分大きく、かつほぼ最大限大きくなる。（D１＞D２＞D３＞D４）
これらの特徴は、偏心カム部１３の偏心回転方向によるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。
〔本実施形態の性能効果〕
内燃機関の暖機完了後には、電動式の位相変更機構により偏心カム部１３は最進角位置に変換され、α１の特性、すなわち、機械圧縮比Ｃ１は充分に、かつほぼ最大限に小さく、機械膨張比Ｅ１は充分に、かつほぼ最大限に大きい特性に制御される。

ここで、機械膨張比Ｅ１がほぼ最大限に大きいことから、燃焼圧がピストンを押し下げることで行なう仕事をほぼ最大限増やすことができる。

一方、このような暖機完了後においては、圧縮上死点での筒内ガス温度が過度に高くなって、冷却損失が増えてしまう懸念があるが、本実施形態のように、機械圧縮比Ｃ１がほぼ最大限低下できるので、このような冷却損失の発生を充分に抑制することができる。

また、機関高負荷でのノッキングなどの異常燃焼も、ほぼ最小の機械圧縮比Ｃ１により充分抑制しつつ、ほぼ最大の機械膨張比Ｅ１により、燃費を充分向上できる。さらには、ほぼ最大の機械膨張比Ｅ１により排温（高温の高負荷排温）を充分低下させ、触媒の熱劣化を充分に抑制できる。

以上のような、十分な膨張仕事と冷却損失低減により、燃費（熱効率）を十分向上させたり、高負荷においては、さらに十分に排温を低下させ触媒熱劣化を防止したりできる。

ここで、相対比Ｄ１（＝Ｅ1÷Ｃ１）について見てみると、前述のように、１を超えた充分大きな値になっており、これが大きいほど、機械膨張比が相対的に高く、機械圧縮比が相対的に低いことを意味しており、燃費性能などにおける前述の効果の高さを示す指標とみることができる。

冷機時においては、仮にこのようなピストン位置変化特性（ほぼ最小機械圧縮比、ほぼ最大機械膨張比、ほぼ最大相対比）であったとすると、排気エミッション面から大きな不都合が生じる。

すなわち、機械膨張比Ｅ１がほぼ最大なので、膨張仕事が充分に増加する分、機関本体から排出される排気ガス温度が過度に低下してしまい、後流の触媒での暖気が進まずエミッション転化性能が著しく低下する。

さらに、機械圧縮比がほぼ最小なので、冷機時において圧縮上死点での筒内ガス温度が過度に低下し、燃焼が著しく悪化し、機関本体から排出されるエミッションも著しく増加する。これらにより、触媒下流のテールパイプからの大気に排出エミッションが著しく増加してしまうのである。

そこで、冷機時は、α４のように逆に機械圧縮比Ｃが大きく、機械膨張比Ｅが小さなピストン位置変化特性に変換するのである。これによって、第１実施形態と同様に、燃焼改善及び排温向上の効果により、大気に排出される排気エミッションを逆に大幅に低減し、且つ通常の一般的なピストン位置変化特性（例えばα３のような 機械圧縮比Ｃ＝機械膨張比Ｅ となる特性）よりも、さらに排気エミッションを低減できる。すなわち、相対比Ｄ４は、１より低い値であり、これが小さいほど、膨張比が相対的に小さく、圧縮比が相対的に大きいことを意味しており、排気エミッション性能の良さを示す指標とみることができるのは前述の通りである。

以上により、第１実施形態と同じく、暖機後の燃費をほぼ最大限向上できるとともに、冷機時の排気エミッションも低減できるのである。
この効果は言い換えると、暖機後には相対比を1より大きなＤ１まで高めて燃費効果を高め、冷機時には相対比を１より小さなＤ４まで下げて冷機時排気エミッションを向上させているのである。

なお、冷機時と暖機完了後の間の中間の温度（暖機中）においては、電動式位相変更機構の出力軸位相（偏心カム部１３の位相）を高変換角制御し、低温になるほど制御位相α４に近づけていき、高温になるほど制御位相 α１に近づけていくように制御するのである。

これにより、温度毎に燃費性能とエミッション性能を高次元でバランスさせることができる。この場合、温度によらず高応答変換が可能な電動式位相変更機構を用いているので、油圧式の位相変更機構に対して変換遅れがなく、安定的な効果が得られるのである。

例えば、温度の変化毎に安定的に排気エミッションを低下させつつ、燃費を最大限向上することができる。

さらに、本実施形態では、過渡運転状態においても、電動式の位相変更機構による高応答大変換角位相制御を行うことによって種々の機関性能を高めることができ、例えば急加速時における、過渡トルクを向上できる。

機械圧縮比低減により耐ノック性向上ができることは前述の通りだが、機械圧縮比低減に伴って吸入ストロ−ク（≒圧縮ストロ−ク）が低下する傾向があり、充填効率が低下してしまう場合も考えられる。

したがって、過渡トルクを向上させるためには、ノッキングを抑制しつつ可及的に最大限充填効率を高める必要があることから、加速過渡の瞬時において、最適に、すなわち瞬時の過渡トルクが最大になるように機械圧縮比を適宜補正制御することが求められる場合もある。

ここで、近年増加してきたタ−ボなどの過給器を用いる場合には、さらに過給圧（大きいノッキングも発生し易い）も過渡変化するので、これも考慮してノッキングを抑制しつつ可及的に最大限充填効率高めることができる機械圧縮比に瞬時に制御することが求められる場合がある。

これらの要求に対し、本実施形態では、前述のように電動式位相変更機構を用いているので、機関油圧や機関温度によらず高応答の変換ができるため過渡トルク向上効果を充分に得ることができるのである。

また、例えば、このように加速して高負荷域になった後、低負荷域に移行した場合でも、電動式位相変更機構により瞬時に高機械膨張比にできるので、燃費効果も素早く得られる。

以上のように、大変換角の位相変更機構の高応答位相制御を行うことで、種々の機関性能を高めることができるのである。
〔第４実施形態〕
図１１は第４実施形態を示し、リンク機構５を変更したものであって、前記コントロ−ルシャフト１２の偏心カム部１３と連結したコントロールリンク１４に、２つの第１連結ピン８と第２連結ピン１１が設けられている点などが第１〜第３実施形態と異なっている。

すなわち、このリンク機構５は、前記ピストン２にピストンピン３を介して連結されたアッパリンク７と、前記アッパリンク７に第１連結ピン８を介して揺動可能に連結されると共にコントロ−ルシャフト１２の偏心カム部１３に揺動可能に連結されたコントロールリンク１４と、該コントロールリンク１４に第２連結ピン１１を介して揺動可能に連結されると共にクランクシャフト４のクランクピン９に回転可能に連結されたロアリンク１０と、から構成されている。

そして、クランクシャフト４の回転は、第１〜第３実施形態と同様に、第１ギヤ歯車１５を介して第２ギヤ歯車１６(コントロールシャフト１２)に半分の角速度に減速されて伝達される。

この第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２は、第１〜第３実施形態と同様の位相可変機構６によって相対回転位相を変化できるようになっている。

図１１はピストン２の吸気下死点付近の姿勢、すなわちクランクピン９が真下を向いた位置を示している。

ここで、偏心カム部１３の偏心回転方向はほぼ真上であり、クランクピン９、第２連結ピン１１、ピストンピン３はほぼ一直線上に真上を向いている。これにより、ピストン２の位置はやや下方にシフトしており、吸入ストロ−ク及び圧縮ストロ−クが増大している。

何故なら、偏心カム部１３の上方移動により、コントロールリンク１４は、第２連結ピン１１を支点として反時計方向に傾き、もって第１連結ピン８は相対的に下方に移動し、アッパリンク７はピストン２を引き下げるからである。

ここで、前記ピストン下死点付近は、膨張下死点側でなく吸気下死点側になるように吸排気弁タイミングが設定されており、前述の圧縮ストロ−ク増大により、高機械圧縮比に設定することができる。

次に、膨張下死点について考察すると、クランクシャフト４が時計方向に３６０°（１回転）回転すると、クランクピン９は再び真下を向いた位置、すなわち膨張下死点付近となる。偏心カム部１３は、一対の第１、第２ギヤ歯車１５，１６を介して、半分の角速度で反時計方向に１８０°（３６０°の半分）に回転することから、偏心カム部１３の偏心回転方向が今度はほぼ真下となる。

これにより、ピストン位置は、今度はやや上方にシフトすることになる。（膨張ストロ−ク減少）。何故なら、偏心カム部１３の下方移動により、コントロールリンク１４は、第２連結ピン１１を支点として時計方向に傾き、もって第１連結ピン８は相対的に上方に移動し、アッパリンク７はピストン２を押し上げるからである。

このようにして、膨張ストロ−ク減少により、低機械膨張比に設定することができる。

ここでいう膨張ストロ−クや圧縮ストロ−クとは、圧縮上死点でのピストン位置からのストロ−クであり、したがって、第１実施形態のα４特性と同様に、高機械圧縮比で低機械膨張比となるのである。

以上説明してきたように、実施形態１〜３と異なるリンク機構５であっても、機械圧縮比と機械膨張比を異ならせることができる。

さらに前述の位相変更機構による種々の位相変換や取り付け位相の変更を行なえば、機械圧縮比と機械膨張比の両方を異ならせつつ適宜変化できるのは、第１〜第３実施形態と同様である。

本発明は、前記各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば各実施形態では単一気筒の内燃機関を示したが、２気筒や３気筒や４気筒などの多気筒に適用しても構わない。その場合、全気筒のピストン作動特性を単一ないし複数の位相変更機構により変化でき、もって全気筒を所望の機械圧縮比、機械膨張比に制御することが可能である。さらに、ガソリン機関のような火花点火エンジンだけでなく、ディ−ゼル機関のような圧縮着火エンジンに適用できるのが言うまでもない。

また、前記各実施形態では、ピストン２からクランクシャフト４までのリンク機構５として２つの機構タイプを示したが、このリンク機構などの構成は本発明の主旨から逸脱しない範囲で適宜選択すれば良く、特に限定されるものではない。

前記クランクシャフト４の回転を半分の角速度に減速して偏心カム部１３に伝える減速機構として一対の第１、第２ギヤ歯車１５，１６の例を示したが、これに限定されるものではない。

また、各実施形態では、クランクシャフト４の回転方向と偏心カム部１３の回転方向が逆方向になるが、同方向としても良い。例えば、クランクシャフト４側の第１ギヤ歯車１５の回転をタイミングベルト（タイミングチェ−ン）を介して、半分の角速度に減速して、偏心カム部１３側の第２ギヤ歯車１６に伝達するようにしても良い。

この場合は、クランクシャフト４の回転方向と偏心カム部１３の回転方向が同方向となり、クランクシャフト４の回転（横軸）に対するピストン位置変化特性（縦軸）は左右に裏返るが、本発明の主旨を実現できる。
以上説明してきたように、本発明の主旨から逸脱しない範囲であれば構成は特に限定されるものではない。

０１…内燃機関
０２…シリンダブロック
０３…ボア
１…ピストン位置可変機構
２…ピストン
３…ピストンピン
４…クランクシャフト
５…リンク機構
６…位相変更機構
７…アッパリンク(第１リンク)
８…第１連結ピン
９…クランクピン
１０…ロアリンク(第２リンク)
１１…第２連結ピン
１２…コントロールシャフト
１３…偏心カム部
１４…コントロールリンク(第３リンク)
１５…第１ギヤ歯車(駆動回転体)
１６…第２ギヤ歯車(従動回転体)

Claims (8)

1. ４サイクル内燃機関の圧縮行程と膨張行程におけるピストンのストローク位置を可変にするピストン位置可変機構を備えた内燃機関の制御装置であって、
   前記ピストンの圧縮上死点での気筒内容積をＶＯ、ピストンの吸気下死点での気筒内容積をＶＣ、ピストンの膨張下死点での気筒内容積をＶＥとし、
   前記ＶＣを前記ＶＯで除算した値を機械圧縮比Ｃと定義すると共に、前記ＶＥを前記ＶＯで除算した値を機械膨張比Ｅと定義した場合に、
   前記ピストン位置可変機構は、前記ピストンのストローク位置に基づいて前記機械圧縮比Ｃ及び前記機械膨張比Ｅのそれぞれを変化させ、前記内燃機関の冷機始動時には、前記機械膨張比Ｅが前記機械圧縮比Ｃよりも小さく設定されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
2. 請求項１に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記機械膨張比Ｅを前記機械圧縮比Ｃで除算した値（Ｅ／Ｃ）を相対比Ｄと定義した場合に、
   前記相対比Ｄを変化できるように構成したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
3. 請求項２に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記ピストン位置可変機構は、前記ピストンにピストンピンを介して連結された第１リンクと、クランクシャフトに設けられたクランクピンに回転可能に連結された第２リンクと、偏心カムが設けられたコントロールシャフトと、該コントロ−ルシャフトに回転可能に連結された第３リンクと、を有し、
   前記第１リンクと前記第２リンク及び前記第３リンクの三者を連係させると共に、前記コントロ−ルシャフトを、前記クランクシャフトの半分の角速度で回転するように構成し、
   前記クランクシャフトと前記コントロ−ルシャフトとの相対回転位相を変更可能とする位相変更機構を有することを特徴とする内燃機関の制御装置。
4. 請求項２に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記相対比Ｄが、１より大きい領域から、ほぼ１ないし１より小さい領域まで変化できるように構成したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
5. 請求項２に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記相対比Ｄが、１より小さい領域から、ほぼ１ないし１より大きい領域まで変化できるように構成したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
6. 請求項２に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記ピストン位置可変機構に駆動力を作用させない場合に、前記相対比Ｄの最小値付近に機械的に安定するよう構成したことを特徴とする内燃機関の制御装置。
7. ４サイクル内燃機関の圧縮行程と膨張行程におけるピストンのストローク位置を可変にするピストン位置可変機構を備えた内燃機関の制御装置であって、
   前記ピストン位置可変機構は、前記ピストンにピストンピンを介して連結された第１リンクと、該第１リンクに第１連結ピンを介して揺動可能に連結されると共にクランクシャフトのクランクピンに回転可能に連結された第２リンクと、前記クランクシャフトの半分の角速度で回転するコントロールシャフトと、前記第２リンクに第２連結ピンを介して揺動可能に連結されると共にコントロ−ルシャフトに設けられた偏心カムに回転可能に連結された第３リンクと、前記クランクシャフトと前記コントロールシャフトの相対回転位相を変更することで前記内燃機関の機械圧縮比Ｃ及び機械膨張比Ｅを変更可能とする位相変更機構と、を備え、
   前記内燃機関の冷機始動時に、前記位相変更機構によって前記機械膨張比Ｅが前記機械圧縮比Ｃよりも小さく設定されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。
8. 請求項７に記載の内燃機関の制御装置において、
   前記コントロールシャフトは、前記クランクシャフトに設けられた駆動回転体によって回転駆動する従動回転体により回転駆動されると共に、
   前記位相変更機構は、前記コントロ−ルシャフトと同軸状に配置されていることを特徴とする内燃機関の制御装置。

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