WO2008032439A1 - Engine with variable stroke characteristics - Google Patents

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WO2008032439A1
WO2008032439A1 PCT/JP2007/000972 JP2007000972W WO2008032439A1 WO 2008032439 A1 WO2008032439 A1 WO 2008032439A1 JP 2007000972 W JP2007000972 W JP 2007000972W WO 2008032439 A1 WO2008032439 A1 WO 2008032439A1
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WO
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engine
control
actuator
control member
shaft
Prior art date
Application number
PCT/JP2007/000972
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English (en)
French (fr)
Inventor
Taichi Yoshikawa
Shigekazu Tanaka
Jiro Fujimoto
Keitaro Nakanishi
Noriaki Fujii
Akinori Maezuru
Original Assignee
Honda Motor Co., Ltd.
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Publication date
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Priority claimed from JP2006250937A external-priority patent/JP4822184B2/ja
Priority claimed from JP2006259576A external-priority patent/JP2008082172A/ja
Priority claimed from JP2006303125A external-priority patent/JP4806332B2/ja
Application filed by Honda Motor Co., Ltd. filed Critical Honda Motor Co., Ltd.
Priority to US12/441,352 priority Critical patent/US8261703B2/en
Priority to EP07805827A priority patent/EP2063084B1/en
Priority to DE602007005662T priority patent/DE602007005662D1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/048—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable crank stroke length

Definitions

  • the present invention relates to a variable stroke characteristic engine, and more particularly to a variable stroke characteristic engine whose actuator for changing the stroke characteristic is simplified.
  • the control shaft has a control link that connects the piston and the crankshaft with a plurality of links, and connects any one of the plurality of links to a control shaft supported by the engine body.
  • a variable stroke characteristic engine is known in which the biston stroke is changed by turning.
  • a drive device for rotating the control shaft one in which a servomotor and a worm reduction mechanism are combined is known (see Patent Document 1).
  • Patent Document 1 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2 0 0 4 _ 1 5 0 3 5 3
  • the technique described in reference 1 adds the elastic force of a torsion spring or the Bison depression force of an expansion stroke to the rotational torque when moving the control shaft from a high compression ratio position to a low compression ratio position.
  • the speed of switching from the high compression ratio position to the low compression ratio position is increased.
  • the resilient force of the torsion spring Or, since the biston depressing force of the expansion stroke acts as a resistance, a torque must be generated in the servomotor to overcome this. Therefore, the technology of this document can not meet the demand for downsizing and power saving of the satellite.
  • the actuator is provided with a spring biasing means, and the compression ratio is rapidly changed from the high compression ratio to the low compression ratio, and the change of the compression ratio is delayed.
  • High load ⁇ It is possible to reduce the frequency of abnormal combustion (knocking) due to self-ignition of fuel by suppressing the occurrence of high compression ratio conditions What has been made known is known (see Patent Document 2).
  • Patent Document 2 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2 0 0 4 _ 1 5 0 3 5 3
  • axpa link pivotally attached to the engine's biston, a lower link that connects this apalink and the crankpin of the crankshaft, a control shaft extending in the cylinder row direction, and this control
  • Many variable compression ratio engines are configured with a control cam provided eccentrically on the shaft, a control link connecting the control cam and the upper link or lower link, and rotational drive means for rotationally driving the control shaft. Proposed.
  • the force pressing down the biston acts largely in the engine combustion process, and the component is transmitted to the control shaft through the link mechanism. In this state, a large force is applied in a certain direction. Therefore, when the control shaft is driven to rotate in the direction, it can be driven by a small driving force, but when driven to rotate in the direction opposite to the direction, it is piled to the component force transmitted from the screw. A large driving force is required to drive the link mechanism.
  • variable compression ratio engine configured as described above, in order to reduce the load acting on the rotational drive means from the control shaft, and to suppress unwanted rotation of the control shaft, the slider mechanism is provided on the control shaft.
  • a variable compression ratio engine equipped with hydraulic bistons has been proposed via
  • Patent Document 3 Japanese Patent Application Laid-Open No. 2 0 0 3 _ 3 2 2 0 3 6 Further, in order to increase the speed at which the compression ratio of the engine is shifted from a high compression ratio to a low compression ratio, a spiral is generated between the end of the control shaft and the cylinder block.
  • a variable compression ratio engine is taught, in which a spring is interposed to apply a biasing force to rotationally drive the control shaft to the low compression ratio side.
  • the present invention has been made in view of such circumstances, and a first object of the present invention is to provide a novel variable stroke characteristic engine which solves the above-mentioned problems.
  • a second object of the present invention is to provide an improved variable stroke characteristic engine in an attempt to simplify the power generation means for rotationally driving the control shaft.
  • a third object of the present invention is to apply a bias torque to a control shaft without increasing the size of the engine in the axial direction of the control shaft, and to properly set the torque in both rotational directions necessary to drive the shaft. It is an object of the present invention to provide a stroke characteristic variable engine with a high degree of freedom in design of biasing force that can be integrated.
  • the fourth object of the present invention is to apply bias force to the control shaft while controlling the increase in weight of the engine as much as possible, and to properly drive in both directions necessary to move the shaft. It aims to provide a stroke characteristic variable engine with a high degree of freedom in design of biasing force that can be
  • variable stroke characteristic engine comprising: a plurality of links connecting between a piston and a crankshaft; And a control link for connecting any one of the plurality of links to the control member, and an actuator for changing the position of the control member.
  • the connection between the control link and the engine body can be moved in both directions by using the force generated by the reciprocating motion of the piston, so the external power can be reduced, This makes it possible to eliminate the need, and has a great effect in simplifying the means of moving control links.
  • the ratcheting mechanism refers to a mechanism using a gear and a claw that allows the direction of movement to be in only one direction, but such a ratcheting mechanism in the practice of the present invention
  • a mechanism not only such a mechanism, but also a linear-type biston-cylinder-type actuator, including a vane-type actuator having a predetermined hydraulic circuit used in the illustrated embodiment.
  • Various forms can be used.
  • the ratchet mechanism comprises A hydraulic pressure chamber divided into a second hydraulic pressure chamber, a check valve having first and second ends, and selectively connecting the first and second hydraulic pressure chambers to the check valve 3 A first position where the three positions connect the first and second hydraulic chambers to the first and second ends of the check valve, and the first position, respectively. And a second position connecting a second hydraulic chamber to the second and first ends of the check valve, and a third position closing the first and second hydraulic chambers.
  • control member further includes a spring member that biases the control member in one of the two directions, the moving force that is insufficient only by the inertia force associated with the reciprocating motion of the biston can be compensated by the spring force.
  • the moving speed from the high compression ratio side to the low compression ratio side can be increased, and the compression ratio can be changed with high response so that knocking does not occur during rapid acceleration. it can.
  • a torsion coil spring can be used as such a spring member
  • the control member includes an eccentric portion of the control shaft, and the spring member is between the arm provided on the control shaft and the engine main body. It can also consist of a compression coil spring provided on the.
  • the spring member is at least partially received in the housing wall of the actuator, such as at least partially received in the actuator, the enlargement of the actuator with a spring member is suppressed.
  • the reliability of the actuator can be improved without the spring member interfering with other members.
  • the space in the drive shaft can be effectively used to contribute to further downsizing of the actuator.
  • the spring member can contribute to weight reduction of the drive shaft and further miniaturization of the actuator if the spring member extends to the bearing region of the drive shaft of the actuator.
  • One end of the spring member is engaged with an engagement hole formed in the end wall of the drive shaft, and the other end of the spring member is engaged with an engagement hole formed in the housing of the actuator. If the engagement holes are respectively opened outward, engagement The state can be confirmed from the outside.
  • FIGS. 1 to 4 are schematic configuration diagrams showing a variable compression ratio engine as an example of a variable stroke ratio engine to which the present invention is applied, with the upper part omitted from the cylinder head of the variable compression ratio engine.
  • a piston 11 fitted to a cylinder 5 of the engine E is connected to the crankshaft 30 via two links, ie, an upper link 61 and a lower link 60.
  • the valve mechanism, intake system and exhaust system installed on the cylinder head will be omitted as they have no difference from the conventional 4-cycle engine.
  • Crankshaft 30 basically has the same configuration as a normal fixed compression ratio engine, and a crank eccentric from a crank journal 30 0 J (rotation center of crankshaft) supported in crankcase 4 A middle portion of the lower link 60 which is rocked in a seesaw manner is supported by a crank pin 3 0 P. A large end 61 b of the upper link 61 in which the small end
  • the crankshaft 30 has a counterway to reduce the primary rotational vibration component of the bistone motion, but this is also omitted because it is similar to a conventional reciprocating engine.
  • a small end portion 6 3 a of control link 6 3 having the same configuration as a connecting rod for connecting a piston and a crankshaft in a normal engine is pin-connected ing.
  • the large end 6 3 b of the control link 6 3 is rotatably supported by the crankcase 4 and clan
  • the eccentric portion 6 5 P of the control shaft 65 extending parallel to the fork shaft 30 is connected with the bearing formed by the bearing cap 6 3 c.
  • the control shaft 65 has a journal 65 J (the center of rotation of the control shaft) supported by a bearing provided at an appropriate position of the engine main body.
  • the large end portion 6 3 b is movably supported within the crankcase 4 within a predetermined range (about 90 degrees in this embodiment), and a hydraulic ratchet mechanism (described later) provided at the appropriate position
  • the turning angle is continuously changed according to the operating condition of the engine E, and is maintained at an arbitrary angle.
  • the moving means is configured to change the position of the connecting portion of the control link 63 with respect to the engine body.
  • the position of the large end portion 6 3b of the control link 6 3 is the position shown in FIGS. 1 and 2 (horizontal inward / low It changes between the compression ratio state) and the position shown in Figs. 3 and 4 (vertical downward / high compression ratio state), and the swing angle of the lower link 60 changes with the rotation of the crankshaft 30.
  • the length of the connecting rod connecting the piston 1 1 and the crankshaft 3 0 acts as if it changes continuously according to the movement of the piston 1 1, and the rotation of the control shaft 6 5
  • the position of the support end of the control link 63 with respect to the crankcase 7 by motion at least one of the compression ratio and the displacement can be changed continuously.
  • the bistable stroke characteristic variable mechanism is configured by the atsupa link, the lower link 66, the control link 63, and the control shaft 65, and by these, the stroke of the piston 11 in the cylinder 5
  • the range that is, the top dead center position and the bottom dead center position of the piston 1 1 can be changed continuously between the range shown by symbol A in FIG. 2 and the range shown by symbol B in FIG.
  • a mouth-locking characteristic variable function is provided.
  • variable piston stroke characteristic engine configured as described above, the crankshaft 30 is rotated by the Bison pressing force due to the fuel combustion pressure during the expansion stroke. And, the tension is applied to the control link 63 via the lower link 60 supported by the crank pin 13. When this is transmitted to the eccentric portion 6 5 P of the control shaft 65, torque (clockwise in each figure) from the high compression ratio position to the low compression ratio position acts on the control shaft 65.
  • the piston pressing force increases immediately before the top dead center of the piston 11, reaches a maximum at the time of combustion, and almost disappears in the latter half of the expansion stroke. Then, the pressing force acts on the control link 63 by the inertia force at the time of the piston rising, whereby the torque from the low pressure reduction ratio position to the high compression ratio position (counterclockwise in each figure) force ⁇ control shaft 6 acts on 5 That is, an alternating torque as shown in FIG. 5 acts on the control shaft 65 by the reciprocating motion of the piston 11. Therefore, in the present invention, the control shaft 65 is rotationally driven using this alternating torque.
  • a hydraulic ratchet mechanism A C configured as an input means for inputting a force generated along with the reciprocal movement of the piston 5 to the control shaft 65 will be described below with reference to FIG. 6 a.
  • a hydraulically enclosed ratchet mechanism AC as shown in FIG. 6 a.
  • This is approximately a vane type rotary actuator consisting of a vane shaft 66 provided with vanes 8 7 and a fixed housing 8 4 rotatably supporting the vane shaft 6 6 within a predetermined angular range. It has the same configuration.
  • a three-position four-way solenoid valve V is connected to both ends of the check valve C 0 and to oil chambers 8 6 a and 8 6 b defined on both sides of the vane 8 7 respectively.
  • the solenoid valve V When the vane shaft 66 provided with the vanes 87 is to be rotated only clockwise in FIG. 6A, the solenoid valve V is set to the left position VL. Then, only when the clockwise torque is applied, the rotation of the vane shaft 66 is allowed, and when the counterclockwise torque is applied, the check valve C. Is prevented by the action of Conversely, when the vane shaft 66 is to be turned only counterclockwise, the solenoid valve V is set to the right position VR. Then are only allowed vane shaft 6 6 rotates when torque in the counterclockwise direction is applied, rotation is prevented by the action of the check valve C 0 when applied clockwise torque is.
  • the oil passages 8 8 and 8 9 communicating with the two oil chambers 8 6 a and 8 6 b, respectively, the discharge oil passage from the oil pressure pump P, and the oil passages 8 8 and 8 9 respectively. the by connecting via a check valve C 2 about the direction to flow, even if oil leakage occurs in ratchet Tsu bets mechanism AC hydraulic filled, it can be replenished quickly oil.
  • This hydraulic ratchet mechanism AC may be a linear sliding piston type in addition to the rotary set shown in the above embodiment, in which case the lever is fixed to the control shaft 65 and the free end of the lever is A linear motion / rotational motion conversion mechanism can be constructed by connecting a biston rod to the In addition, when using a linear sliding piston hydraulic ratchet mechanism, the mechanism for changing the position of the engine side connecting portion of the control link 63 is not based on the rotation of the control shaft 65 described above.
  • a slide rail mechanism may be used which linearly moves the large end portion 6 3 b of the control link 6 3.
  • the fixed housing 84 of the ratchet mechanism AC is attached to the engine body side such as a crankcase wall or the like and an intermediate housing HU which defines the oil chambers 8 6a and 8 6b inside.
  • An outer housing HU o and an inner housing HU i facing the control link side are integrally coupled via a packing and a fastening port.
  • the movement from the high compression ratio position to the low compression ratio position uses the torque in the region a in FIG.
  • the movement from the specific position to the high compression ratio position utilizes torque in the region of b. If the region b becomes zero, switching from the low compression ratio side to the high compression ratio side can not be made, but in preparation for this case, as shown in FIG. 7, one end 7 3 a is fixed to the crankcase 4 side.
  • the other end 7 3 b is fixed to the vane shaft 6 6
  • Auxiliary torque setting means such as a torsion coil spring 7 3 is attached to the hydraulic ratchet mechanism AC, and setting of the auxiliary torque by the torsion coil spring 7 3
  • the reverse position of the alternating torque acting on the control shaft 65 is set to an arbitrary position. For example, if the reverse position is set so that the torque in both directions is equal, as shown in FIG. 5, the areas of the a region and the b region can be made approximately equal, and the low compression ratio to high compression ratio, high compression ratio The switching speeds in both directions from the ratio to the low compression ratio can be approximately equal.
  • the auxiliary torque by the torsion coil spring 73 is set so that the rotational speeds in both directions of the control shaft 65 are different from each other, and the position of the reverse torque is indicated by a two-dot chain line in FIG. If the transition is made downward, the moving speed of the large end 63 b of the control link 63 from the high compression ratio side to the low compression ratio side is higher than the moving speed from the low pressure reduction ratio side to the high compression ratio side.
  • the compression ratio can be changed with high response so that knocking does not occur at the time of rapid acceleration.
  • a torsion coil spring 73 is used to generate a torque to turn the control shaft 65 from the high compression ratio side to the low compression ratio side. If the power is set, the engine will always start with a low compression ratio, which will improve startability. [0043] In the embodiment shown in FIG. 7, the torsion coil spring 73 is received in a recess 74 recessed in the outer surface of the outer housing HU o.
  • the recess 74 has a depth that completely receives the torsion coil spring 73 alone, or has a depth smaller than that, and a portion on the engine side such as a corresponding crankcase wall In co-operation with corresponding recesses (not shown) provided in the housing, the torsion coil spring 73 may be completely received.
  • the inside of the pair of fan-shaped vane oil chambers 86 is divided into two control oil chambers 8 6 a and 8 6 b by the vanes 8 7 respectively.
  • These control oil chambers 8 6 a and 8 6 b are connected to the oil tank T via a hydraulic circuit described later.
  • An oil pump P driven by a motor M, a check valve C, an accumulator A, and an electromagnetic switching valve V are connected to the hydraulic circuit.
  • the oil tank T, the motor M, the oil pump P, the check valve C and the accumulator A constitute a hydraulic pressure supply device S and are provided at an appropriate position of the engine main body 1, and the electromagnetic switching valve V is the valve unit 9 2 described above.
  • the hydraulic supply device S and the electromagnetic switching valve V are connected by two pipes P 1 and P 2, and the electromagnetic switching valve V and the vane type hydraulic actuator AC control oil chamber 8 6 a, 8 6 b And are connected by hydraulic passages 8 8 and 8 9 formed in the housing HU.
  • both the driving force by the vane type hydraulic actuator AC and the rotational force by the torsion coil spring 73 Acting to rotate the control shaft 65 in one direction reduces the time required to change the compression ratio from high compression ratio to low compression ratio and accelerates the transition from high compression ratio to low compression ratio. In addition, it can compensate for the lack of rotational force of the control shaft 65. As a result, it is possible to prevent the occurrence of abnormal combustion such as knocking by avoiding the occurrence of high load and high compression ratio conditions.
  • the spring biasing means including the torsion coil spring 73 attached to the actuator AC is provided in the actuator AC.
  • the enlargement of the actuator AC with the spring biasing means can be suppressed, and the reliability of the actuator AC can be improved without the spring biasing means interfering with other members.
  • a spring means capable of storing energy is preferable in order to simplify the mechanism, but the invention is not limited to this, and a power generator such as an air pressure or an electric motor may be used.
  • the torque applied to the control shaft 65 may be properly distributed in both directions by setting the geometry of each link. In FIGS.
  • the stroke characteristic variable engine E is for an automobile, and is placed horizontally in the engine room of the automobile (not shown). Is mounted on the side of the vehicle).
  • the cylinder axis L_L is slightly inclined rearward with respect to the vertical line V_V, that is, in a slightly rearward inclined state.
  • the variable stroke characteristic engine E is an in-line four-cylinder OHC type four-cycle engine, and the engine main body 1 has a cylinder bore provided with four cylinders 5 arranged in parallel in the lateral direction.
  • a cylinder head 3 integrally coupled via a gasket 6 on a deck surface of the cylinder block 2; an upper block 4 integrally formed at a lower portion of the cylinder block 2; 0 (upper crankcase) and lower block 4 1 (lower crankcase) integrally connected to the lower surface of the crankcase 4.
  • a crankcase 4 is formed by the upper block 40 and the lower block 4 1 .
  • a head cover 19 is integrally covered on the upper surface of the cylinder head 3 via a seal member 8 and an oil pan 10 is integrated on the lower surface of the lower block 41 (lower crankcase).
  • Pistons 1 1 are slidably fitted to the four cylinders 5 of the cylinder block 2 respectively, and four cylinders 5 are provided on the lower surface of the cylinder head 3 facing the top surface of the pistons 1 1.
  • a combustion chamber 12 and an intake port 14 and an exhaust port 15 communicating with the combustion chamber 12 are formed, and an intake valve 16 is in the intake port 14 and an exhaust port 15 is in the exhaust port 15.
  • Exhaust valves 17 are set to be able to open and close respectively. Further, on the cylinder head 3, a valve mechanism 18 for opening and closing the intake valve 16 and the exhaust valve 17 is provided.
  • the valve mechanism 18 has an intake side camshaft 20 and an exhaust side camshaft 2 1 rotatably supported by the cylinder head 3, and an intake side and an exhaust side opening provided in the cylinder head 3.
  • An intake side and an exhaust which are pivotally supported on the intake and exhaust camshafts 20 and 21 and connect between the intake and exhaust camshafts 20 and 21 and the intake valve 16 and the exhaust valve 17 respectively.
  • Side rocker arm 2 4 In accordance with the rotation of the intake and exhaust camshafts 20 and 21, the valve springs 26 and 27 are closed by the valve closing force of the intake and exhaust rocker arms 24 and 25. By swinging the 25, the intake valve 16 and the exhaust valve 17 can be opened and closed at a predetermined timing.
  • the intake and exhaust camshafts 20 and 21 are interlocked with a crankshaft 30, which will be described later, via a conventionally known timing transmission mechanism 28. According to the rotation of the shaft 30, it is driven at a rotational speed of 1/2.
  • the valve operating mechanism 28 is covered by a head cover 19 integrally covered on the cylinder head 3. Further, the cylinder head 3 is provided with cylindrical plug sleeves 31 corresponding to the four cylinders, and the spark plugs 32 are secured in the plug sleeves 31.
  • the timing transmission mechanism 28 is covered by a chain case 29 fixed to the end face of the engine body 1 in the crankshaft direction.
  • a plurality of intake ports 14 corresponding to the four cylinders 5 are opened toward the front of the engine body 1, that is, toward the front of the vehicle, to which an intake manifold 3 4 of the intake system IN is connected. Ru. Since this intake system IN has a conventionally known structure, the detailed description thereof will be omitted.
  • the plurality of exhaust ports 15 corresponding to the four cylinders 5 are opened toward the rear surface of the engine body 1, ie, the rear side of the vehicle, and the exhaust manifold of the exhaust system EX is held there. 3 5 are connected. Since this exhaust system EX has a conventionally known structure, the detailed description thereof is omitted.
  • a crankcase 4 consisting of an upper block 40 (upper crankcase) at the lower part of the cylinder block 2 and a lower block 41 (lower crankcase) has a cylinder block opening.
  • the stroke characteristic variable mechanism which projects to the front (vehicle front) side of the cylinder 5 part of the lock 2 and makes the movement stroke of the piston 11 variable in the crank chamber CC of the protruding part 36.
  • a vane-type hydraulic actuator AC (described later) with a spring biasing means (SP) is provided with a CR (described later) and that drives it outside of the engine body 1. This AC is located below the crankshaft 30.
  • a plurality of mouth tabs 41 are provided on the lower surface of the upper block 40 formed on the lower portion of the cylinder block 2. It is fixed by connecting Porto 4 2.
  • a journal shaft 30 J of a crank shaft 30 is rotatably supported by a plurality of journal bearing portions 4 3 formed on the mating surfaces of the upper block 40 and the mouth opening 4 1 ( See Figure 15).
  • the lower block 41 is formed into a rectangular closed cross-sectional structure in plan view, and the left and right end portions thereof are end bearing members 50 and 51, respectively.
  • left and right middle bearing members 5 2, 5 3 force and a central bearing member 5 4 are provided in the center, and by these bearing members 5 0 to 5 4, the crankshaft 3 0
  • the journal shaft 3 0 J is supported.
  • the structure of the CR is a plurality of crankpins 3 of the crankshaft 30 rotatably supported on the mating surfaces of the upper block 40 and the mouthpiece 4 1 as described above.
  • the middle portion of the triangular lower link 60 is pivotally connected to 0 P in a pivotable manner.
  • the lower end (large end) of the upper link (con-rod) 61 which is pivotally connected to the biston pin 13 of the piston 11, is connected via the first connection pin 62.
  • the upper end of the control link 63 is pivotally connected to the other end (lower end) of each lower link 60 via the second connection pin 64.
  • the control link 63 extends downward, and at its lower end, an eccentric pin 65P of a crank-like control shaft 65 (detailed later) is pivotally connected.
  • the control shaft 65 is integrally coupled with a vane-type hydraulic actuator AC (described later in detail) with a spring biasing means SP on the same shaft, and the control shaft 65 is connected to the control shaft 65 by the vane-type hydraulic actuator AC.
  • the actuator is rocked and driven within a predetermined angle range (about 90 degrees) by the drive of the AC, and the control link 63 is rocked by the phase shift of the eccentric pin 65 P by this. Be moved.
  • the control shaft 65 has a first position shown in FIG. 10 (the eccentric pin 65 P is at the lower position) and a second position shown in FIG. 11 (the eccentric pin 65 P is at the upper position).
  • the control link 6 3 is pulled down and the lower link 60 is a crank pin of the crank shaft 30.
  • the engine link 61 is swung clockwise about 30 ° P, the upper link 61 is pushed up, and the position of the screw 11 becomes high relative to the cylinder 5, and the engine E is in a high compression ratio state.
  • the eccentricity pin 6 5 P of the control shaft 65 is at the upper position (higher than the first position), so the control link 63 is pushed up.
  • the lower link 60 swings counterclockwise around the crank pin 3 0 P of the crankshaft 3 0, and the upper link 6 1 force ⁇ pushed down and the position of the piston 1 1 becomes lower than the cylinder 5
  • the engine E is in a low compression ratio state.
  • the spring biasing means SP attached to the vane type hydraulic actuator AC as described later.
  • Atsupa link 61 the first connecting pin 62, the lower link 60, the second connecting pin 64 and the control link 63 constitute the stroke characteristic variable mechanism CR according to the present invention. ing.
  • a control shaft 65 coupled to the control link 63 to operate the stroke characteristic variable mechanism CR is a clan. Similar to crank shaft 30, a plurality of journal shafts 65J and eccentric pins 65P are alternately connected via arms 65P to form a crank shape. And, at one end of this control shaft 65, a vane type hydraulic actuator AC, which will be described later, is coaxially provided, and is reciprocally driven by this actuator AC.
  • the control shaft 65 is disposed parallel to the crankshaft 30.
  • the lower block 4 1 and a plurality of connecting ports are connected to the lower surface of the lower block 4 1 below the crankshaft 30.
  • a bearing block 7 supporting the control shaft 65 is provided.
  • a connecting member 7 1 which extends in the axial direction of the control shaft 65, and a plurality of bearing walls which are integrally and vertically connected to the connecting member 7 1 at intervals in the longitudinal direction thereof.
  • journal shafts 65 J are rotatably supported via surface bearings.
  • the vane type hydraulic actuator AC has a housing HU force on one end face in the direction of the crankshaft 30 of the engine body 1,
  • the hour rolling mechanism is fixed to one end face of the mouth block 41 in the direction of the crankshaft 30 with a plurality of fastening ports 10 0 with the chain case 2 9 covering the 2 8 interposed therebetween.
  • the housing HU is formed in a hexagonal shape by integrally combining a packing with an inner housing HU i and an outer housing HU o, and a cylindrical vane chamber 80 is formed in the inside.
  • a vane shaft 66 as a drive shaft is accommodated, and of the vane shafts 66, the outer shaft portion 6 6 i, 6 6 o force opening end It is rotatably supported on the end wall of the rack 41 and the outer housing HU o via face bearings.
  • one end of the control shaft 65 is a spring on the same axis.
  • the in-engagement 6 7 is made, and the rotational force of the vane shaft 6 6 is directly transmitted to the control shaft 6 5.
  • the bearing span S i of the inner shaft portion 6 6 i of the vane shaft 66 is greater than the bearing span S o of its outer shaft portion 6 6 o, as shown in FIG.
  • the support rigidity of the spline engagement 67 of the control shaft 65 with the spline shaft (drive shaft) 66 is enhanced.
  • the open outer surface of the outer housing H U o has a plurality of fixed ports 1 0
  • the cover is oil-tightly sealed by a cover member 1 0 2 fixed by 1.
  • a bottomed cylindrical receiving hole 103 opened to the outside is formed in the vane shaft 66, and a coil spring constituting a spring biasing means in the receiving hole 103.
  • SP is accommodated.
  • An inner end of the coil spring SP is engaged with an engagement hole 1 0 5 provided in a bottom wall 1 0 4 of the bottomed accommodation hole 1 0 3, and an outer end thereof is formed by the cover member 1 0 2
  • It is engaged with the engagement hole 106 which is open to the
  • the engagement holes 1 0 5 and 1 0 6 are externally opened so that the engagement state of the coil spring SP can be confirmed from the outside.
  • the engagement hole 106 provided in the cover member 102 is closed by the seal port 106 provided detachably there, and the oil in the accommodation hole 103 leaks from the outside. To prevent.
  • the spring force of the spring biasing means SP biases the control shaft 65 in one direction, that is, from the high compression ratio side to the low compression ratio side.
  • a phase difference of about 180 ° is made between the inner peripheral surface of the chamber 90 and the outer peripheral surface of the vane shaft (drive shaft) 66.
  • a pair of fan-shaped vane oil chambers 86 are defined.
  • a pair of vanes 87 projecting integrally from the outer peripheral surface of the vane shaft 66 are accommodated respectively, and the outer peripheral surfaces thereof are accommodated in the vane oil chamber.
  • Each vane 8 7 is in sliding contact with the inner circumferential surface of 8 6 through packing, and each vane 8 7 has two control oil chambers 8 6 a, 8 6 in the vane oil chamber 86 respectively. Divide oil-tight into b.
  • the housing HU is formed with hydraulic oil passages 8 8 and 8 9 communicating with the control oil chambers 8 6 a and 8 6 b. These hydraulic passages 8 8 and 8 9 correspond to the electromagnetic circuits of the hydraulic circuit described later. Connected to valve V. As shown in FIGS. 8 to 11 and 13, a flat mounting surface 90 is formed on the front surface of the engine body 1 so as to be close to the above-mentioned hydraulic actuator.
  • the valve unit 92 which accommodates the solenoid valve V (Fig. 17) of the hydraulic circuit AC hydraulic circuit AC, is fixedly supported by a plurality of ports 91.
  • the spring biasing means SP is provided in the drive shaft 66 of the actuator AC, the space in the drive shaft 66 can be effectively utilized to further increase the height of the actuator AC. It can contribute to miniaturization.
  • the spring biasing means SP extends to the bearing region of the drive shaft 66 of the actuator AC, the weight reduction of the drive shaft 66 and the further downsizing of the actuator AC can be achieved. It can contribute.
  • the spring biasing means SP is accommodated in the accommodation hole 103 of the drive shaft 66, and one end thereof is an engagement hole 1 provided in the bottom wall 104 of the accommodation hole 103. Alternatively, it is engaged with the engagement hole 1 0 6 provided on the cover 1 0 2 covering the accommodation hole 1 0 3, and the engagement hole 1 0 5 1 0 6 Since it is open to the outside of the case, the engagement state of the spring biasing means SP can be easily confirmed from the outside.
  • a vane type hydraulic actuator is employed as an actuator, but instead, another known actuator such as a motor may be used.
  • the drive shaft of the actuator and the control shaft are splined, but these may be replaced by other known coupling means such as press fitting.
  • the hydraulic circuit described with reference to FIGS. 6a and 6b can be applied to this embodiment, and the above description can be applied as it is.
  • the engine E according to the third embodiment of the present invention shown in FIG. 17 is an in-line four-cylinder engine, and a cross section passing through the center of one of four cylinders is illustrated.
  • a piston 1 1 is engaged with the cylinder 5 and is connected to the crankshaft 3 0 via two links of an upper link 6 1 and a lower link 6 0
  • Crankshaft 30 basically has the same configuration as a normal constant-stroke engine, and a crank journal 30 0 J (crankcase supported by crankcase 4)
  • the middle portion of the lower link 60 swinging in a seesaw fashion is supported by a crank pin 30 P eccentric from the rotation center of the shaft.
  • a large end 61 b of the upper link 61 having the piston pin 13 connected to the small end 1516 a is connected to one end 60 a of the lower link 60.
  • a small end portion 6 3 a of control link 63 having the same configuration as a connecting rod for connecting a piston and crank shaft in a normal engine is pin-connected It is done.
  • the large end 6 3 b of the control link 6 3 is formed by a bearing cap 6 3 c on an eccentric pin 1 1 3 of a control shaft 6 5 rotatably supported on the crankcase 4. It is connected by a half bearing.
  • a driven gear 116 is formed at the central portion of the control shaft 65, and the driven-type hydraulic actuator AC that rotationally drives the control shaft 65 is driven by the driven gear 116.
  • the drive gear 1 2 4 is provided (see FIG. 1 8), and its rotational angle is continuously controlled in accordance with the operating state of the engine E and is maintained at an arbitrary angle.
  • a plurality of vanes are protrusively provided on the outer periphery of the journal portion inside the hydraulic actuator AC to constitute a port, and a hydraulic chamber is formed by the housing for each vane. ing.
  • the hydraulic chamber is divided by a vane into a first hydraulic chamber and a second hydraulic chamber, and the rotor is rotationally held by supplying and discharging hydraulic oil to and from the first and second hydraulic chambers.
  • the hydraulic circuit described with reference to FIGS. 6a and 6b is applicable to this embodiment, and the above description can be applied as it is.
  • the position of the large end portion 6 3b of the control link 6 3 is changed from the position shown in FIG. 17 to the journal 1 of the control shaft 65.
  • the rotational angle of the lower link 60 changes with the rotation of the crankshaft 30, which is changed by the rotational movement in the vertical direction about the 15's.
  • the stroke range of the piston 11 in the cylinder 5, that is, the top dead center position and the bottom dead center position of the piston 11 continuously change according to the change of the swing angle of the lower link 60. It becomes.
  • the compression ratio and A stroke characteristic variable function is provided to continuously change at least one of the air volumes.
  • the web connecting portion 1 of the control shaft 65 is provided with a web connection portion 1 so as to be extended on the opposite side of the eccentric pin 1 1 3 with respect to the journal 1 1 5 of the control shaft 6 5 Eighteen are formed.
  • a body-side connecting member 1 1 9 having a body-side connecting portion 1 20 formed thereon is attached to the inner surface of the crankcase 4, and between the body-side connecting portion 1 2 0 and the web connecting portion 1 1 8
  • a compression coil spring device 1 2 1 biasing means
  • the compression coil spring device 1 2 1 has an upper connection piece 1 2 2 (first connection piece) at the upper end, and a lower connection piece 1 2 3 (second connection piece) at the lower end, It is pivotally attached to the web connecting part 1 18 and the main body side connecting part 1 2 0 through the pins 1 2 4 (1st pin) 1 2 5 (2nd pin).
  • Two compression coil springs 1 2 6 and 2 7 are interposed between the upper connection piece 1 22 2 and the lower connection piece 1 2 3, and the compression coil spring 1 2 7 is a compression coil spring 1 They are coaxially arranged in the form of being housed inside the 2 6.
  • the pins 1 2 4 and 1 2 5 are arranged on the coaxial line of the compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7.
  • the control shaft 65 is directed from one end to the other end in the following order: first journal 1 15 a, second journal 1 1 5 b, third journal 1 1 5 c, The fourth journal 1 1 5 d, the 5th journal 1 1 5 e, and the 5 journals 1 1 5 are included as components.
  • an eccentric pin 1 1 3 is interposed between the web 1 1 7 and a first eccentric 1 between the first journal 1 1 5 a and the second journal 1 1 5 b.
  • Force 4 eccentric pins 1 1 3 a ⁇ 1 1 3 d are alternately arranged coaxially with 5 jacks 1 1 5.
  • Each journal 1 1 5 and each eccentric pin 1 1 3 are connected by a pipe 1 1 7, and between the first journal 1 1 5 a and the first eccentric pin 1 1 3 a Eb 1 1 7 a is arranged, and eight webs 1 1 7 a to 1 1 7 h are sequentially arranged from the first journal 1 1 5 to the fifth journal 1 1 5 e.
  • FIG. 18 only the appearance that the large end 63 b of the control link 63 is connected to the first eccentric pin 1 1 3 a is illustrated, but other eccentric pins 1 1 3 b to The 1 1 3 d is also linked to a link mechanism consisting of similar control links 63 etc., but is omitted for ease of understanding.
  • Each of the journals 1 1 5 a to 1 60 e is supported by bearings (not shown) formed in the crankcase, but a third journal 1 1 5 that is a central portion of the control shaft 65 In part c, a driven gear 116, which is driven by the hydraulic actuator AC, is installed.
  • the webs 1 1 7 a 1 1 7 b 1 1 3 a 1 1 7 a 1 1 7 a 1 1 3 a 1 1 3 a sandwiches the first eccentric pin 1 1 3 d Web connection part 1 1 8 a, 1 1 8 b, 1 1 8 g, 1 1 8 h ⁇ to be extended on the opposite side of eccentric pin 1 1 3 with respect to journal 1 1 5 of control shaft 65 Is formed. Also, on the inner surface of crankcase 4 (not shown), two main body side connecting members 1 1 9 a, 1 1 9 g are attached, and 2 connecting portions 1 20 a, 120 b and 1 20 g, respectively. It has 1 20 h.
  • each web connecting portion 1 1 8 a, 1 1 8 b, 1 18 g, 1 8 h and each main body side connecting portion 1 20 a, 1 20 b, 1 20 g, 1 20 h In the figure, four compression coil spring devices 1 2 1 a, 1 2 1 b, 1 2 1 g and 1 2 1 h are respectively inserted.
  • the four compression coil spring devices 1 2 1 a total of four bodies are disposed in a pair symmetrically with respect to the axial direction of the control shaft 65 centering on the hydraulic actuator AC.
  • Pin 1 24 a, 1 24 b, 1 24 g, 1 24 h coaxially on the upper connecting piece 1 22 a, 1 22 b, 1 22 g, 1 22 h of each compression coil spring device 1 2 1
  • web connecting portions 1 18 a, 1 18 b, 1 18 g, 1 18 h are formed.
  • all the pins 25a, 125b, 125g, 125h for supporting the lower connection pins 1 23a, 123b, 123g, 123h are all coaxial.
  • Body side connection to be Parts 1 1 9 a, 1 1 9 g are attached.
  • the compression coil spring device 121 has an upper connecting piece 122 in which a sleeve 1 2 8 is formed, and a lower connecting piece 1 23 in which a rod 1 29 is formed, 2 It consists of two compression coil springs 1 26 and 27.
  • the rod 1 29 is inserted into the sleeve 1 28 and made slidable.
  • the inner diameter of the compression coil spring 1 27 is larger than the outer diameter of the sleeve 1 28, and the sleeve 1 28 can be inserted into the compression coil spring 1 27.
  • the inner diameter of the compression coil spring 126 is larger than the outer diameter of the compression coil spring 127, and the compression coil spring 127 can be inserted into the compression coil spring 126.
  • Compression coil spring 1 26, 1 27 is a cylindrical coil spring of equal pitch, and the compression coil spring 1 27 with a small coil diameter is larger in diameter and pitch of the wire than in a compression coil spring with a large coil diameter. Is small and the effective number of turns is increased. Both ends of each compression coil spring 1 26 and 1 27 are closed ends, so that load is uniformly received over substantially the entire circumference of the end coil, and in order for the end winding portion to be substantially orthogonal to the axis, It is comfortable to sit and does not cause buckling. Also, in order to prevent the two coil springs from being pulled together when the strands of the compression coil spring 126 and the compression coil spring 127 housed inside are in contact with each other, The winding direction is reversed.
  • the bearing surface is adapted to the inner diameter of the compression coil spring 1 of different diameters 1 26, 1 27
  • Two pedestals 1 38 and 1 39 are formed to fix the position of.
  • the upper connecting piece 1 22 has a U shape so as to sandwich the web connecting portion 1 1 8 (see FIG. 1 8), and a pin 1 24 is inserted in each U-shaped arm portion 1 22A, 1 22 B Pin insertion holes 1 30 a and 1 30 b are formed.
  • Oil supply holes 1 32 a, 1 32 b are drilled respectively, and further, between the U-arm portions 1 2 2 A, 1 2 2 B, the sleeve 1 28 communicates with the sleeve 1 28 and the rod 1 29 An oil supply hole 142 for introducing engine oil to the sliding portion is formed.
  • the lower connecting piece 123 has a flat portion 123A sandwiched by the main body side connecting portion 120.
  • the flat portion 123A has a pin insertion hole 131 in which a pin 125 is inserted. It is formed.
  • the rod 1 29 formed on the lower connecting piece 1 23 is inserted into the sleeve 1 28 formed on the upper connecting piece 1 22 and the pins 1 2 4 and 1 25 It is made slidable so that the distance with can be changed.
  • the lengths of the sleeve 1 28 and the rod 1 29 are substantially the same, and are set so as to secure the stroke necessary to turn the control shaft to a predetermined angle.
  • the tip of the sleeve 1 28 is chamfered so as not to get caught on the wire when in contact with the inner compression coil spring 1 27, and its cross section has a pointed or curved shape.
  • the end of the rod 129 is also chamfered.
  • the pin 1 24 is inserted into the pin insertion hole 361 formed in the hollow joint 1 18 and the pin insertion hole 1 30 a, 1 30 b of the upper connection piece 1 2 2, and the upper connection is made.
  • Piece 1 22 is connected to the pipe connector 1 1 8.
  • a groove is formed on the inner peripheral surface of the pin insertion hole 1 30a, 1 30b, and the C-shaped snap ring 1 36a, 1 36b is inserted into this groove, thereby dropping the pin 1 24 out. Is prevented.
  • the lower connecting piece is formed by inserting the pins 125 into the pin inserting holes 360a, 360b formed in the main body side connecting portion 120 and the pin inserting holes 131 of the lower connecting piece 123.
  • Reference numeral 1 23 is connected to the main body side connection section 120, and C-shaped retaining rings 1 37 a and 1 37 b are fitted on both sides in the axial direction of the pin 1 25.
  • the oil supply holes 1 32 a and 1 32 b respectively provided at the upper ends of the U-shaped arm portions 1 22 A and 1 22 B of the upper connection piece 1 22 are pin insertion holes 1 30 a, Each reaches 30 b and introduces the oil in the crankcase into the sliding part with the pin 124.
  • the upper end of the filler hole 1 32 a, 1 32 b is splashed It is countersunk to facilitate collection of oil.
  • the oil supply holes 1 3 3 a and 1 3 3 b are drilled to reach 5 b, and the upper end is countersunk.
  • the positions where the oil supply holes 1 3 3 a and 1 3 3 b are provided are positions that do not overlap the lower connecting piece 1 2 3 3 in plan view, that is, obstacles that prevent the collection of splash oil above them. It is considered to be in a position where The upper end of the filler hole 1 42 is also countersunk.
  • the combustion process of the engine E causes the piston 11 to be pushed downward in the cylinder 5 with a very large force.
  • the combustion pressure received by the piston 1 1 is transmitted to the crank pin 3 0 P via the up link 6 1 and the lower link 60 to force the crank shaft 30 to rotate.
  • One end 6 0 a of the lower link 60 Since the heart is out of a straight line connecting the center of piston pin 13 to the center of crank pin 30 P, the lower link 60 is rotated counterclockwise about crank pin 30 P. A force is generated that pushes the other end 60 b of the lower link 60 upward. Since each of the four cylinders goes through the combustion process sequentially, the control link
  • a force to pull up the 3rd is always applied.
  • a compression coil spring device 1 2 1 is interposed between the web connecting portion 1 18 extended from the control shaft 6 5 and the main body side connecting portion 1 2 0.
  • a bias torque is applied to turn counterclockwise, and the forces required to turn clockwise and counterclockwise are equalized. Therefore, the maximum output of the actuator for driving the control shaft 65 can be reduced, and the activator can be miniaturized.
  • the compression coil spring device 12 1 can be installed on the side or below the control shaft 65 in the crankcase 4, the engine E in the direction of the journal 1 15 of the control shaft 65 is It is possible to avoid upsizing.
  • a plurality of devices can be installed, it is also possible to miniaturize the size of the integrated device.
  • the main body side connecting member 1 1 9 is provided in the crankcase 4, the structure of the connecting portion is not complicated.
  • the hydraulic actuator AC is mounted at the position of 1 1 5 c, and the compression coil spring device 1 2 1 is disposed on both sides of the hydraulic actuator AC on the control shaft 6 5 to act on the control shaft 6 5 And the radial load applied to each of the journals 1 1 5 a to 1 6 0 e is reduced.
  • each pair of compression coil spring devices 12 1 so as to be symmetrical with respect to the hydraulic actuator AC, the stress acting on both sides of the hydraulic actuator AC in the control shaft 65 is substantially equalized. Burden on the shaft is reduced.
  • the pair of compression coil spring devices 1 2 1 with the eccentric pin 1 1 3 between them that is, by disposing the control link 6 3 between them, the decrease in rigidity of the journal 1 1 5 is suppressed.
  • the length of the arm up to the web connecting portion 118 extending from the control shaft 65 may be increased.
  • the compression coil spring device 1 2 1 becomes large and space efficiency becomes worse.
  • the compression coil spring 127 is accommodated in the compression coil spring 126, and by arranging both springs coaxially, the spring load can be maintained while securing a predetermined stroke. It is possible to increase. This makes it possible to apply a larger torque to the control shaft 65, and by combining a plurality of compression coil springs 1 26, 27, more complex torque characteristics are given to the compression coil spring device 1 21. It is possible to design freedom!
  • the load on the compression coil spring 1 26, 1 27 is achieved by arranging the pin 1 24, 125 on the concentric axis of the compression coil spring 1 26, 1 27. An action point is placed on the action line. As a result, when the sleeve 128 and the rod 129 slide, generation of frictional force due to falling is suppressed.
  • a compression coil spring device 1 is provided by the provision of oil supply holes 132 and 133 for introducing engine oil in the sliding portions of pins 124 and 125.
  • the rotation of 21 is performed more smoothly.
  • the upper end of each of the oil supply holes 132a, 132b, 133a, and 133b is countersunk, and the oil supply holes 133a and 133b provided on the main body side connecting portion 120 are connected to the lower side.
  • the weight reduction of each member is achieved by each of these oil supply holes 132a, 132b, 133a, and 133b.
  • the upper connecting piece 1 2 2 has an oil supply hole 1 4 2 communicating with the inside of the sleeve 1 2 8 so that the sliding portion with the rod 1 2 9 in the sleeve 1 2 8 is lubricated.
  • the control shaft 65 can be driven more smoothly, and the weight of the upper connecting piece 122 is reduced.
  • the oil supply hole 1 42 also functions as an air hole for supplying and discharging the air in the sleeve 1 2 8 when the sleeve 1 2 8 and the rod 1 2 2 2 slide, a smoother slide is obtained. Is possible.
  • the hydraulic actuator AC is connected at one end or both ends of the force control shaft 65 connected at the central portion of the control shaft 65, or connected at an intermediate portion other than the central portion of the control shaft 65.
  • a compression coil spring is used as the biasing means, but instead, a tension spring, an air spring, a hydraulic cylinder or the like may be used.
  • the control shaft 65 is provided with four compression coil spring devices 121 as biasing means, but may be one or two, or six or eight, or five or seven, etc. It may be an odd number field of
  • the position where the compression coil spring device 1 2 1 is attached can also be arranged so as not to be symmetrical with respect to the center of the control shaft 65 depending on the design etc.
  • the position at which 9 is provided is not limited to the inner surface of the crankcase 4 and may be another member as long as it is on the side of the main body of the engine E.
  • two compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7 are used for one device as biasing means, it is possible to use only one spring or use 3 or more springs. Good. Also, as the compression coil spring, not only an equal pitch cylindrical coil spring but also an unequal pitch coil spring, a conical coil spring, a spring type coil spring, a barrel type coil spring, etc. may be used. A tapered coil spring in which the diameter of the wire changes, a spring in which the cross section of the wire has a rectangular, oval, or oval shape, or a spring combining these may be used. For example, non-uniform load characteristics can be obtained by using unequal pitch coil springs. Furthermore, the pins 1 2 4 and 1 2 5 do not necessarily have to be arranged on the coaxial line of the compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7, and the compression coil springs 1 2 6 and 1 2
  • the extension of the rod 1 2 9 can be made longer and penetrated through the upper connecting piece 1 2 2 2 so that the length by which the rod 1 2 9 is inserted into the sleeve 1 2 8 can be made longer. it can.
  • the connecting portion is formed on the outer wall portion of the engine block, the outer wall portion of the engine block always receives a large force by the biasing means connected thereto, It is necessary to increase the rigidity of the connection part formation site by thickening the wall thickness, etc., which may result in an increase in the weight of the engine body.
  • the embodiment of the present invention shown in FIGS. 2 to 25 eliminates such a problem.
  • the engine E according to the fourth embodiment of the present invention shown in FIG. 21 is an in-line four-cylinder engine, and a cross section passing through one of four cylinders is illustrated.
  • the crankcase 4 is formed by fastening the cylinder sleeve 4a and the bearing sleeve 4b, and the crankcase 4 is formed.
  • An oil pan 10 is fastened below the crankcase 4 and splashes of oil in the crankcase 4 occur.
  • Biston 11 is engaged with cylinder 5 formed above cylinder block 4 a, and is connected to crankshaft 30 via two links of upper link 61 and lower link 60. .
  • Crankshaft 30 basically has the same configuration as a normal constant-stroke engine, and has a crank journal 3 0 J (crank cylinder supported by a cylinder block 4a and a bearing block 4b). Crank pin decentered from the rotation center of the shaft)
  • the middle part of the lower link 60 which swings in a seesaw fashion, is supported by 3 0 P.
  • 56 1 a is connected to the biston pin 13 is connected to one end 60 a of the lower link 60.
  • a control ring having the same configuration as a connecting rod for connecting a piston and a crank shaft in a normal engine is used.
  • the small end 6 3 a of the 6 3 6 is pin coupled.
  • the large end portion 6 3 b of the control link 6 3 is an eccentric pin 1 of the control shaft 6 5 rotatably supported by the bearing block 4 b and the shaft holder 1 5 1 fastened thereto. It is connected to 13 by a bearing formed by a bearing cap 6 3 c.
  • the shaft holder 1 51 has four support walls 1 5 2 a, 1 5 2 b that support the journal 1 1 5 of the control shaft 65. , 1 5 2 c, 1 5 2 d, and a connection base portion 1 5 3 connecting these, and each support wall 1 5 2 has two port through holes 1 5 4 .
  • the shaft holder 1 51 is fixed to the bearing socket 4 b by being fastened to the port hole formed in the port 1 15 5 force bearing block 4 b inserted into the port through holes 1 5 4. ing.
  • a driven gear 116 is formed at the central portion of the control shaft 65, and the vane type hydraulic actuator AC that rotationally drives the control shaft 65 is driven by the driven gear 116.
  • the drive gear 14 1 is provided (see Fig. 2 2), and its rotational angle is continuously controlled according to the operating condition of the engine E and is maintained at an arbitrary angle. ing.
  • a plurality of vanes are protrusively provided on the outer periphery of the journal portion inside the hydraulic actuator AC to constitute a port, and a hydraulic chamber is formed by the housing for each vane. ing.
  • the hydraulic chamber is divided by a vane into a first hydraulic chamber and a second hydraulic chamber, and the rotor is rotationally held by supplying and discharging hydraulic oil to and from the first and second hydraulic chambers.
  • the hydraulic circuit described with reference to FIGS. 6a and 6b is applicable to this embodiment, and the above description can be applied as it is.
  • the compression coil spring device 1 2 1 comprises an upper connection piece 1 2 2 at the upper end and a lower connection piece 1 2 3 at the lower end, each of which is a pin 1 2 4 (first pin), 1 2 It is pivotally attached to the web connection part 1 18 and the body side connection part 1 2 0 via the 5 (second pin).
  • Two compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7 are interposed between the upper connection piece 1 22 2 and the lower connection piece 1 2 3 3.
  • the compression coil spring 1 2 7 is a compression coil spring. They are coaxially arranged within the interior of 1 2 6.
  • the pins 1 2 4 and 1 2 5 are arranged on the same coaxial line of the compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7.
  • the control shaft 65 is directed from one end to the other end in the following order: first journal 1 15 a, second journal 1 1 5 b, third journal 1 1 5 c
  • the fourth journal 1 1 5 d, and the fifth journal 1 1 5 e are referred to as five journals 1 1 5 as components.
  • an eccentric pin 1 1 3 is interposed between the web 1 1 7 and a first eccentric 1 between the first journal 1 1 5 a and the second journal 1 1 5 b.
  • Force 4 eccentric pins 1 1 3 a ⁇ 1 1 3 d are alternately arranged coaxially with five journals 1 1 5.
  • Each journal 1 1 5 and each eccentric pin 1 1 3 are connected by a pipe 1 1 7, and between the first journal 1 1 5 a and the first eccentric pin 1 1 3 a Eb 1 1 7 a is arranged, and eight webs 1 1 7 a to 1 1 7 h are arranged in order from the first journal 1 1 5 a to the fifth journal 1 1 5 e.
  • FIG. 22 only the large end 63 b of the control link 63 is shown connected to the first eccentric pin 1 1 3 a, but the other eccentric pins 1 1 3 b to 1 1 3 d
  • similar link mechanisms consisting of control link 63 etc. are linked to each other, but are omitted for ease of understanding.
  • Each journal 1 1 5 a to 1 5 e is supported by bearings (not shown) formed on bearing block 4 b and shaft holder 1 5 1, but the center of control shaft 65 A driven gear 116, which is driven by a hydraulic actuator AC, is installed in the third journal 1 1 5 c which is the part of the engine.
  • each web connecting portion 1 18 a, 1 18 b, 1 18 g, 1 18 h and each body side connecting portion 1 20 a, 1 20 b, 1 20 g, 1 20 h In the figure, four compression coil spring devices 1 2 1 a, 1 2 1 b, 1 2 1 g and 1 2 1 h are respectively inserted. A total of four compression coil spring devices 1 2 1 are disposed symmetrically with respect to the axial direction of the control shaft 65 centering on the hydraulic actuator AC.
  • Pin 1 24 a, 1 24 b, 1 24 g and 1 24 h coaxially supports the upper connecting piece 1 22 a, 1 22 b, 1 22 g and 1 22 h of each compression coil spring device 2 1 As placed, the web link 1 1 8 a, 1 1 8 b , 1 18 g, 1 18 h are formed. Similarly, pins 1 2 5 a, 1 2 5 b, 1 2 supporting the lower connecting piece 1 2 3 a, 1 2 3 b, 1 2 3 g, 1 2 3 h
  • Body side connecting members 1 1 9 a 1 1 9 g are attached so that they are all coaxial for 5 g and 1 2 5 h.
  • the compression coil spring arrangement itself is similar to that shown in FIGS. 19 and 20, so for a detailed description thereof, please refer to the corresponding detailed description section.
  • the combustion process of the engine E causes the piston 11 to be pushed downward in the cylinder 5 with a very large force.
  • the combustion pressure received by the piston 1 1 is transmitted to the crank pin 3 0 P via the up link 6 1 and the lower link 60 to force the crank shaft 30 to rotate.
  • One end 6 0 a of the lower link 60 Since the heart is out of a straight line connecting the center of piston pin 13 to the center of crank pin 30 P, the lower link 60 is rotated counterclockwise about crank pin 30 P. A force is generated that pushes the other end 60 b of the lower link 60 upward. Since each of the four cylinders goes through the combustion process sequentially, the control link
  • a force to pull up the 3rd is always applied.
  • the compression coil spring device 1 2 1 Since it can be installed on the side or lower side of the roll shaft 65, it is possible to prevent the engine E from becoming large in the direction of the journal 115 of the control shaft 65. In addition, since a plurality of devices can be installed, it is also possible to miniaturize the size of the integrated device. Furthermore, since the main body side connecting member 1 1 9 is provided in the crankcase 4, the structure of the connecting portion is not complicated.
  • the main body side connecting member 1 1 9 force is fixed to the shaft holder 1 5 1 formed with high rigidity to support the control shaft 6 5 with port 1 56, for example, rigidity is secured.
  • the port 1 56 for that purpose is used to fix the main body side connecting member 1 1 9 to the shaft holder 1 51, but without using such port 1 56 It is also possible to use a port 15 5 for fastening the shaft holder 15 1.
  • a port through hole for fixing the body side connecting member 1 1 9 is disposed coaxially with the port through hole 1 5 4 of the shaft holder 1 5 1, and the body side connecting member 1 1 9 Together.
  • pins 1 2 4 and 1 2 5 are not necessarily arranged on the coaxial line of compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7 It is not necessary to do so, and it may be configured to be disposed at a position offset from the coaxial line of the compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7.
  • FIGS. 2 3 and 2 4 show a modified embodiment of the compression coil spring device.
  • the compression coil spring device 1 6 1 has an upper connecting piece 1 6 2 formed with a sleeve 1 6 7 and a lower connecting piece formed with a rod 1 6 8 It consists of 1 6 3, 2 series arranged compression coil springs 1 6 5, 1 6 6 and a retainer 1 6 4 held between 2 compression coil springs 1 6 5, 1 6 6 Be done.
  • the retainer 1 6 4 is formed of a flange 1 6 9 and a rod 1 7 1 and a sleeve 1 7 0 formed at the center of both surfaces thereof, and the rod 1 7 1 is an upper connecting piece 1 6 2
  • the sleeve 1 67 is internally contained, and the sleeve 1 70 is internally provided with the rods 1 6 8 of the lower connection piece 1 6 3 so as to be slidable respectively.
  • Two compression coil springs 16 5 and 16 6 consisting of cylindrical coil springs of approximately equal coil diameter and equal pitch, respectively, are between the retainer 16 4 and the lower connecting piece 1 6 3, and It is interposed between one piece 16 4 and the upper connecting piece 1 6 2.
  • both compression coil springs 16 5, 16 6 have approximately the same length, but may have different lengths depending on the desired spring characteristics.
  • the compression coil spring 16 has a wire diameter and pitch larger than that of the compression coil spring 166, has a smaller effective number of turns, and has a large spring constant.
  • Bases 1 7 6 to 1 7 9 are provided on the coil spring supporting surfaces of the upper connecting piece 1 62, the lower connecting piece 1 6 3 and the retainer 1 6 4 in accordance with the inner diameter of the inserted coil spring. Each is formed.
  • Both compression coil springs 1 6 5 and 1 6 6 are coaxially arranged with their both ends fixed to these pedestals 1 7 6-1 7 9.
  • An upper connecting piece 1 6 2 is provided with an oil supply hole 1 8 2 communicating with the inside of the sleeve 1 6 7, and a flange portion 1 6 is provided at the axial center of the rod 1 7 1 of the retainer 1 6 4
  • An oil supply hole 1 75 is formed in such a way as to communicate with the inside of the sleeve 1 70 through the 9.
  • the rod 1 7 1 is formed longer than the sleeve 1 6 7 and the compression coil spring is The distal end of the sleeve is made to abut on the proximal end of the sleeve 16 before reaching the allowable stress of the ring 16.
  • the engine oil introduced from the oil supply hole 1 8 2 of the upper connection piece 1 2 2 into the sleeve 1 6 7 is a sleeve 1
  • the control shaft 65 is driven smoothly.
  • the oil supply hole 1 82 also functions as an air release hole in the sleeve 1 6 7
  • the oil supply hole 1 7 5 also functions as an air release hole in the sleeve 1 70
  • the control shaft 1 6 5 is driven. It will be done more smoothly.
  • the shaft holder 1 8 1 is integrally formed, and has four support walls 1 8 2 for supporting the journal 1 1 5 of the control shaft 6 5, a connection base portion 1 8 3 for connecting them, and a connection base It is composed of four protrusions 1 84 that project laterally from the lower surface of the portion 1 8 3, and the tip of the protrusion 1 8 4 forms a body side connection portion 1 5 5.
  • Each support wall 1 2 8 2 has a port through hole Each port is drilled so as to penetrate the base portion 1 8 3 and the port 1 1 5 inserted into these port through holes is inserted into the port hole formed in the bearing block 4 b. By being fastened, the shaft holder 1 51 is fixed to the bearing block 4 b.
  • the compression coil spring device 12 1 comprises an upper connecting piece 1 22 at the upper end and a lower connecting piece 1 2 3 at the lower end, each being a web connecting portion via pins 1 2 4 and 1 2 5 1 1 8 and shaft-side connector 1 85 are pivoted.
  • Two compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7 are interposed between the upper connection piece 1 22 2 and the lower connection piece 1 2 3.
  • the compression coil spring 1 2 7 is a compression coil. It is coaxially arranged in a form housed inside the spring 126.
  • the pins 1 2 4 and 1 2 5 are arranged to be coaxial with the compression coil springs 1 2 6 and 1 2 7.
  • the present invention is not limited to these embodiments.
  • the in-line four-cylinder engine is described as an example in the present embodiment, the invention can be applied to various engines such as a parallel engine, a V-type engine, a six-cylinder engine, and an eight-cylinder engine.
  • the control shaft 65 is used as the control shaft in this embodiment, the control shaft may be any one that can move the fulcrum of the control link 63, and the fulcrum of the control link 63 is It may be a control member which moves linearly.
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a position of top dead center of biston in a low compression ratio state of a variable stroke characteristic engine according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 A longitudinal sectional view showing the position of Bison bottom dead center in the low compression ratio state of the above engine.
  • FIG. 3 A longitudinal sectional view showing the position of Bison top dead center in the high compression ratio state of the above engine
  • FIG. 4 A longitudinal sectional view showing the position of Bison bottom dead center in the high compression ratio state of the above engine.
  • FIG. 5 is an explanatory view of a change in torque acting on a control shaft.
  • FIG. 6a is a hydraulic circuit diagram of a vane type hydraulic ratchet mechanism.
  • FIG. 6b It is a hydraulic circuit of vane type hydraulic actuator.
  • FIG. 7 is a schematic exploded perspective view of a hydraulic ratchet mechanism provided with a spring member.
  • FIG. 8 A schematic overall perspective view of a stroke characteristic variable engine according to a second embodiment of the present invention
  • FIG. 9 It is an I X arrow line view of FIG.
  • FIG. 10 A cross-sectional view (high compression ratio state) along the X_X line of FIG.
  • FIG. 1 1 It is a cross-sectional view (low compression ratio state) along the X I _ X I line of FIG.
  • FIG. 12 It is a horizontal sectional view along the XII-XII line of FIG.
  • FIG. 13 It is a longitudinal cross-sectional view which follows the XIII-XIII line
  • FIG. 14 It is a longitudinal cross-sectional view in alignment with the XIV_XIV line of FIG.
  • FIG. 15 It is a longitudinal cross-sectional view which follows the XV-XV line of FIG.
  • FIG. 16 is an exploded perspective view of a vane type hydraulic actuator with a spring member attached thereto.
  • FIG. 17 is a longitudinal sectional view showing a variable stroke characteristic engine according to a third embodiment of the present invention. It is a perspective view which shows the control axis which concerns.
  • FIG. 19 is an exploded perspective view of a compression coil spring device.
  • FIG. 20 It is X X _ X X sectional drawing in FIG.
  • FIG. 21 is a longitudinal sectional view showing a stroke characteristic variable engine according to a fourth embodiment.
  • FIG. 22 is a perspective view showing a control shaft according to a fourth embodiment.
  • FIG. 23 is an exploded perspective view of a compression coil spring device according to a modified example of the fourth embodiment.
  • FIG. 24 is a longitudinal sectional view of the compression coil spring device.
  • FIG. 25 is an enlarged vertical cross-sectional view showing a part of a stroke characteristics variable engine according to a further modified example of the fourth embodiment.

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Description

明 細 書
ストローク特性可変エンジン
技術分野
[0001 ] 本発明は、 ストローク特性可変エンジンに関し、 特に、 ストローク特性を 変化させるためのァクチユエ一タが簡略化されたストローク特性可変ェンジ ンに関するものである。
背景技術
[0002] ピストンとクランク軸との間を複数のリンクで連結し、 これら複数のリン クのいずれか 1つとエンジン本体に支持されたコントロール軸とを連結する コントロールリンクとを有し、 コントロール軸を回動させることでビストン ストロ一クを変化させるようにしたストロ一ク特性可変エンジンが知られて いる。 またコントロール軸を回動させる駆動装置として、 サ一ポモータ及び ウォーム減速機構を組み合わせたものが知られている （特許文献 1を参照さ れたい） 。
特許文献 1 ：特開 2 0 0 4 _ 1 5 0 3 5 3号公報
[0003] 文献 1に記載の技術は、 捩りばねの弾発力、 あるいは膨張行程のビストン 押下げ力を、 コントロール軸を高圧縮比位置から低圧縮比位置に移動させる 際の回動トルクに加え、 高圧縮比位置から低圧縮比位置への切り換え速度を 高めると云うものであり、 当然ながら、 コントロール軸を低圧縮比位置から 高圧縮比位置に移動させる際には、 捩りばねの弾発力、 あるいは膨張行程の ビストン押下げ力が抵抗力として作用するので、 これに打ち勝つトルクをサ —ポモータに発生させねばならない。 従って、 本文献の技術では、 サ一ポモ ータの小型化や省電力化の要望を満たすことはできない。
[0004] また、 ストローク特性可変エンジンにおいて、 前記ァクチユエ一タにばね 付勢手段を設け、 高圧縮比から低圧縮比への圧縮比の変更を迅速に行い、 そ の圧縮比の変更の遅れによる高負荷■高圧縮比の状況が発生するのを抑制し て、 燃料の自己着火による異常燃焼 （ノッキング） の発生頻度を低減できる ようにしたものは公知である （特許文献 2参照） 。
特許文献 2：特開 2 0 0 4 _ 1 5 0 3 5 3号公報
[0005] ところで、 かかる従来のストローク特性可変エンジンでは、 ァクチユエ一 タに付設されるばね付勢手段は、 ァクチユエータに対して別に設けられてい るので、 ばね付勢手段を付設したァクチユエータ自体の嵩が大きくなり、 そ の上、 そのばね付勢手段が他の部材と干渉するのを回避する必要から、 ェン ジン全体が大型化するという問題がある。
[0006] レシプロ式内燃機関では、 運転状態に応じて圧縮比を変化させて最適な圧 縮比でエンジンを駆動することが望ましい。 これを実現するために、 ェンジ ンのビストンに回動可能に取り付けられたアツパリンクと、 このアツパリン クとクランク軸のクランクピンとを連結するロアリンクと、 気筒列方向に延 びるコントロール軸と、 このコントロール軸に偏心して設けられた制御カム と、 この制御カムとアツパリンクまたはロアリンクとを連結するコント口一 ルリンクと、 コントロール軸を回転駆動する回転駆動手段とを有する構成を した可変圧縮比エンジンが多く提案されている。
[0007] このような構成をした可変圧縮比エンジンでは、 エンジンの燃焼工程にお いてビストンを押し下げる力が大きく作用し、 リンク機構を介してその分力 がコントロール軸に伝達されるため、 コントロール軸には一定方向への大き な力が加わった状態となる。 したがって、 コントロール軸を当該方向に回転 駆動する際には小さな駆動力で駆動することができるが、 当該方向と反対方 向に回転駆動する際には、 ビストンから伝達される分力に杭してリンク機構 を駆動する大きな駆動力が必要となる。
[0008] そこで、 上記構成をした可変圧縮比エンジンにおいて、 コントロール軸か ら回転駆動手段に作用する負荷荷重を低減するとともに、 コントロール軸の 望まれない回転を抑制するために、 コントロール軸にスライダ機構を介して 油圧ビストンを設けた可変圧縮比エンジンが提案されている （特許文献 3参 昭）
特許文献 3：特開 2 0 0 3 _ 3 2 2 0 3 6号公報 [0009] また、 特許文献 2においては、 エンジンの圧縮比を高圧縮比から低圧縮比 に移行する際の迅速性を高めるために、 コントロール軸の端部とシリンダブ 口ックとの間に渦巻ばねを介在させて、 コントロール軸を低圧縮比側に回転 駆動する付勢力を与えた可変圧縮比エンジンが教示されている。
[0010] しかしながら、 特許文献 1或いは 3に記載の従来の可変圧縮比エンジンで は、 油圧ポンプや油圧ァクチユエータ、 さらに制御弁等を含む油圧回路等を 設けなくてならず、 装備が重装になって、 製造が煩雑となるとともに、 ェン ジンが大型化■重量化されて望ましくない。
[001 1 ] また、 特許文献 2記載の従来の可変圧縮比エンジンでは、 コントロール軸 の端部に渦巻ばねを使用しているため、 エンジンがコントロール軸の軸方向 に大型化する他、 大きなトルクが必要な場合には、 素線の径を大きくする必 要があるために渦巻ばね自体の径が大きくなつてエンジンに搭載できなくな つてしまう。 密着巻きにして径を小さくしても、 素線同士の摩擦によってヒ ステリシスが発生して適切なトルクを与えることができない。
[0012] さらに、 同様の配置でねじりコイルばねを用いたとしても、 ばねの倒れに よるヒステリシスが発生する虞がある。 また、 所定のトルクを確保するため に素線の径を大きくし、 且つ所定の回転角を得るために巻数を増やせば、 コ ントロール軸の軸方向に長くなつてエンジンへの搭載が困難となる。 さらに
、 渦巻ばねおよびねじりコイルばねでは、 いずれもばね定数を変更すること ができないため、 そのトルク特性はリニアなものに限定されてしまう。 発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0013] 本発明はかかる実情に鑑みてなされたものであり、 本発明の第 1の目的は 、 前記問題を解決した、 新規なストローク特性可変エンジンを提供すること を目的とする。
[0014] 本発明の第 2の目的は、 コントロール軸を回動駆動する動力発生手段を簡 略化することを企図して改良されたストローク特性可変エンジンを提供する ことにある。 [0015] 本発明の第 3の目的は、 エンジンをコントロール軸の軸方向に大型化する ことなく、 バイアストルクをコントロール軸に付与し、 シャフトを駆動する のに必要な両回転方向のトルクを適正化することが可能な、 付勢力の設計自 由度が高いストローク特性可変ェンジンを提供することを目的とする。
[001 6] 本発明の第 4の目的は、 エンジンの重量増大を可能な限り抑制しつつ、 バ ィァス力をコントロール軸に付与し、 シャフトを移動するのに必要な両方向 への駆動力を適正化することが可能な、 付勢力の設計自由度が高いストロー ク特性可変エンジンを提供することを目的とする。
[001 7] このような目的は、 本発明によれば、 ストローク特性可変エンジンであつ て、 ピストンとクランク軸との間を連結する複数のリンクと、 エンジン本体 に、 所定範囲を両方向に変位可能に設けられたコントロール部材と、 前記複 数のリンクのいずれか 1つを前記コントロール部材に連結するコントロール リンクと、 前記コントロール部材の位置を変化させるァクチユエ一タとを有 し、 前記ァクチユエ一タカ 前記コントロール部材の駆動力として、 前記ピ ストンから前記コントロール部材に伝達される力を利用するラチエツト機構 を含むことを特徴とするストローク特性可変ェンジンを提供することにより 少なくとも部分的に達成される。
[0018] このような構成によれば、 ピストンの往復運動で発生する力を利用してコ ントロールリンクのエンジン本体との連結部を両方向へ移動させることがで きるので、 外部動力の小型化や不要化が可能となり、 コントロールリンクの 移動手段を簡略化する上に多大な効果を奏することができる。 ラチエツト機 構とは、 狭い意味では、 運動の方向を一方向のみに可能とするような、 歯車 と爪とを用いた機構を指すが、 本発明を実施する際に於けるこのようなラチ エツト機構としては、 そのようなものばかりでなく、 図示された実施例に於 いて用いられた所定の油圧回路を備えたベ一ン式ァクチユエ一タを初めとし て、 直線的ビストン■シリンダ式のァクチユエ一タ等、 様々な形式のものを 用いることができる。
[001 9] 本発明の或る実施例では、 前記ラチヱット機構が、 ピストンにより第 1及 び第 2の油圧室に分割される油圧室と、 第 1及び第 2端を有する逆止弁と、 前記第 1及び第 2の油圧室を前記逆止弁に選択的に接続するために 3位置を 有する切換弁とを有し、 前記 3位置が、 前記第 1及び第 2の油圧室を前記逆 止弁の前記第 1及び第 2端にそれぞれ接続する第 1の位置と、 前記第 1及び 第 2の油圧室を前記逆止弁の前記第 2及び第 1端にそれぞれ接続する第 2の 位置と、 前記第 1及び第 2の油圧室を閉じる第 3の位置とを有する。
[0020] 前記コントロール部材を両方向の一方に向けて付勢するばね部材を更に含 むものとすれば、 ビストンの往復運動に伴う慣性力だけでは不足する移動力 をばね力で補償したり、 補助入力を適切に設定することにより、 高圧縮比側 から低圧縮比側への移動速度を高くして、 急加速の際にノッキングなどが生 じないように、 高応答で圧縮比を変更することができる。 このようなばね部 材としては捩りコイルばねを用いることもできるが、 コントロール部材が、 コントロール軸の偏心部を含み、 前記ばね部材が、 前記コントロール軸に設 けられたアームとェンジン本体との間に設けられた圧縮コィルばねからなる ものとすることもできる。
[0021 ] 前記ばね部材が、 前記ァクチユエータのハウジング壁に少なくとも部分的 に受容される等、 前記ァクチユエータに少なくとも部分的に受容されている ものとすれば、 ばね部材付きのァクチユエータの大型化を抑制することがで きると共にばね部材が他の部材に干渉することがなく、 ァクチユエ一タの信 頼性を高めることができる。 特に、 ァクチユエ一タの駆動軸内に設けるよう にすれば、 その駆動軸内のスペースを有効に活用してァクチユエ一タの一層 の小型化に寄与することができる。
[0022] ばね部材は、 ァクチユエータの駆動軸の軸受部領域まで及ぶものとすれば 、 駆動軸の軽量化とァクチユエ一タの一層の小型化に寄与することができる
[0023] 前記ばね部材の一端が前記駆動軸の端壁に形成された係合孔に、 前記ばね 部材の他端が前記ァクチユエータのハウジングに形成された係合孔に、 それ ぞれ係合され、 前記係合孔がそれぞれ外向きに開かれたものとすれば、 係合 状態を外側から確認することができる。
発明を実施するための最良の形態
[0024] 以下に添付の図面を参照して本発明について詳細に説明する。 本発明の様 々な実施例の説明に於いては、 対応する部分には同様の符号を付し、 そのよ うな部分の冗長な説明は省略した。 また、 本明細書に於いては必ずしもあら ゆる可能な組み合わせを開示するものではなく、 或る実施例について適用可 能な変形例は、 他の実施例についても適用可能であること当業者であれば容 易に理解できょう。
[0025] 図 1〜図 4は、 本発明が適用されたストロ一ク特性可変エンジンの一例と しての可変圧縮比エンジンのシリンダへッドから上方を省略して示す概略構 成図である。 このエンジン Eのシリンダ 5に摺合したピストン 1 1は、 アツ パリンク 6 1及びロアリンク 6 0の 2つのリンクを介してクランク軸 3 0に 連結されている。 なお、 シリンダヘッドに設けられる動弁機構や吸気系およ び排気系については、 在来の 4サイクルエンジンと何ら変わるところはない ので省略する。
[0026] クランク軸 3 0は、 基本的に通常の固定圧縮比エンジンと同様の構成であ り、 クランクケース 4内に支持されたクランクジャーナル 3 0 J (クランク 軸の回転中心） から偏心したクランクピン 3 0 Pを備えており、 シーソー式 に揺動するロアリンク 6 0の中間部がクランクピン 3 0 Pに支持されている 。 そしてロアリンク 6 0の一端 6 0 aに、 ビストンピン 1 3に小端咅 |5 6 1 a が連結されたアツパリンク 6 1の大端部 6 1 bが連結されている。 なお、 ク ランク軸 3 0には、 主としてビストン運動の回転 1次振動成分を低減するた めのカウンタウェイ 卜が設けられているが、 これも在来のレシプロエンジン と同様なので省略する。
[0027] ロアリンク 6 0の他端 6 0 bには、 通常のエンジンにおけるピストンと クランク軸とを連結するコネクティングロッドと同一構成のコントロールリ ンク 6 3の小端部 6 3 aがピン結合されている。 そしてコントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bは、 クランクケース 4に回動自在に支持され且つクラン ク軸 3 0と平行に延設されたコントロール軸 6 5の偏心部 6 5 Pに、 ベアリ ングキャップ 6 3 cにより形成された軸受をもって連結されている。
[0028] コントロール軸 6 5は、 エンジン本体の適所に設けられた軸受により軸支 されたジャーナル 6 5 J (コントロール軸の回転中心） を有し、 その偏心部 6 5 Pにより、 コントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bをクランクケース 4 内で所定範囲 （本実施例においては約 9 0度） を移動可能に支持しており、 その適所に設けられた油圧ラチェット機構 （後述する） により、 エンジン E の運転状態に応じてその回動角が連続的に変化させられ、 且つ任意の角度で 保持されるようになっている。 これにより、 コントロールリンク 6 3のェン ジン本体に対する連結部の位置を変化させる移動手段が構成されている。
[0029] このエンジン Eによると、 コントロール軸 6 5を回動させることにより、 コントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bの位置が、 図 1、 2に示した位置 （ 水平方向内向き/低圧縮比状態） と図 3、 4に示した位置 （垂直方向下向き /高圧縮比状態） との間で変化し、 クランク軸 3 0の回転に伴うロアリンク 6 0の揺動角度が変化する。 これにより、 ピストン 1 1 とクランク軸 3 0と を連結するコネクティングロッドの長さがピストン 1 1の運動に応じて連続 的に変化するかのような作用を発揮し、 且つコントロール軸 6 5の回動によ つてコントロールリンク 6 3のクランクケース 7に対する支持端の位置を変 化させることにより、 圧縮比及び排気量の少なくともいずれか一方を連続的 に変化させることができる。
[0030] つまり、 アツパリンク、 ロアリンク 6 1 . 6 0、 コントロールリンク 6 3 、 及びコントロール軸 6 5によってビストンストロ一ク特性可変機構が構成 され、 これらにより、 シリンダ 5内でのピストン 1 1のストローク範囲、 即 ち、 ピストン 1 1の上死点位置及び下死点位置を、 図 2に符号 Aで示す範囲 と図 4に符号 Bで示す範囲との間で連続的に変化させることのできるスト口 -ク特性可変機能がもたらされる。
[0031 ] 上記構成のピストンストローク特性可変エンジンにおいては、 膨張行程時 の燃料の燃焼圧によるビストン押下げ力によってクランク軸 3 0が回転する と、 クランクピン 1 3に支持されたロアリンク 6 0を介してコント口一ルリ ンク 6 3に引張力が作用する。 これがコントロール軸 6 5の偏心部 6 5 Pに 伝わると、 高圧縮比位置から低圧縮比位置へ向けてのトルク （各図において 時計回り） がコントロール軸 6 5に作用する。
[0032] ピストン押下げ力は、 ピストン 1 1の上死点直前から高まり、 燃焼時に最 大となり、 膨張行程の後半では殆ど消失する。 そしてピストン上昇時の慣性 力により、 押下げ力がコントロールリンク 6 3に作用し、 これにより、 低圧 縮比位置から高圧縮比位置へ向けてのトルク （各図において反時計回り） 力《 コントロール軸 6 5に作用する。 つまりコントロール軸 6 5には、 ピストン 1 1の往復運動によって図 5に示すような交番トルクが作用する。 そこで本 発明においては、 この交番トルクを利用してコントロール軸 6 5を回動駆動 するものとした。 以下に、 ピストン 5の往復連動に伴って発生する力をコン トロール軸 6 5に入力する入力手段として構成された油圧ラチヱット機構 A Cについて図 6 aを参照して以下に説明する。
[0033] コントロール軸 6 5とクランクケース 4との間には、 図 6 aに示すような 、 油圧封入式のラチヱット機構 A Cが設けられている。 これはべ一ン 8 7が 設けられたベーン軸 6 6と、 ベーン軸 6 6を所定角度範囲で回動自在に支持 した固定ハウジング 8 4とからなるベ一ン式ロータリーアクチユエ一タと略 同等の構成を有している。 3位置 4方向電磁弁 Vが、 逆止弁 C 0の両端と、 ベ —ン 8 7の両側に画成される油室 8 6 a , 8 6 bのそれぞれに連通する油路 8 8 , 8 9との間に接続され、 所望に応じて、 両油室 8 6 a , 8 6 b力 逆 止弁 C。の両端に対して反転可能に連通し、 或いは両油室 8 6 a , 8 6 bが閉 じられるようにしている。 ベ一ン 8 7は回転式のビストンを構成するもので
[0034] ベ一ン 8 7が設けられたべ一ン軸 6 6を図 6 aにおいて時計回りのみに回 動させる場合は、 電磁弁 Vを左位置 V Lにする。 すると時計回りのトルクが 加わった時にのみべーン軸 6 6の回動が許可され、 反時計回りのトルクが加 わった時は逆止弁 C。の作用で回動が阻止される。 [0035] この逆に、 ベーン軸 6 6を反時計回りのみに回動させる場合は、 電磁弁 V を右位置 V Rにする。 すると反時計回りのトルクが加わった時にのみべーン 軸 6 6の回動が許可され、 時計回りのトルクが加わった時は逆止弁 C 0の作用 で回動が阻止される。
[0036] このようにしてコントロール軸 6 5に作用する交番トルクの一方へのトル クのみを取り出してコントロール軸 6 5に接続されたべ一ン軸 6 6を歩進的 に回動させ、 目標角度に到達したところで電磁弁 Vを中央位置 V Cにするこ とでべ一ン 8 7の両側の油室 8 6 a , 8 6 bに油圧を封入し、 その位置を保 持させる。 これにより、 格別な動力装置を用いることなくコントロール軸 6 5の両方向への回動と任意の位置での保持とを実現することができる。
[0037] なお、 両油室 8 6 a , 8 6 bのそれぞれに連通する油路 8 8 , 8 9に、 油 圧ポンプ Pからの吐出油路を、 それぞれ油路 8 8 , 8 9に油を流入させる向 きに逆止弁 C 2を介して接続しておくことにより、 油圧封入式のラチェ ット機構 A Cにオイル漏れが発生しても、 速やかにオイルを補充することが できる。
[0038] この油圧ラチエツト機構 A Cは、 上記実施例に示したロータリ一式のみな らず、 直線摺動ピストン式でも良く、 その場合は、 コントロール軸 6 5にレ バーを固定し、 レバーの遊端にビストンロッドを連結した直線運動/回転運 動変換機構を構成すれば良い。 また、 直線摺動ピストン式の油圧ラチエツト 機構を用いる場合は、 コントロールリンク 6 3のエンジン側連結部の位置を 変化させるための機構として、 上述したようなコントロール軸 6 5の回動に よらず、 コントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bを直線的に移動させるスラ ィ ドレール機構を用いても良い。
[0039] なお、 ベ一ン軸 6 6が回動した際に、 固定ハウジング 2 4内の油室 8 6 a , 8 6 bの周方向端壁にベーン 8 7が接触する直前でベーン軸 6 6が回動を 停止するようにべ一ン軸 6 6の回動角度を制御することにより、 油室 8 6 a , 8 6 bの周方向端壁にベ一ン 8 7が突き当たることを防止して油圧ラチェ ット機構 A Cの耐久性を向上することができる。 [0040] 図 7に示すように、 ラチェット機構 A Cの固定ハウジング 8 4は、 油室 8 6 a , 8 6 bを内側に画定する中間ハウジング H U と、 クランクケース壁 等のエンジン本体側に取り付けられる外側ハウジング H U oと、 コント口一 ルリンク側を向く内側ハウジング H U i とをパッキン及び締結ポルトを介し て一体に結合したものからなる。
[0041 ] 上述のように交番トルクによってコントロール軸 6 5を回動駆動する場合 、 高圧縮比位置から低圧縮比位置への移動は、 図 5における aの領域のトル クを利用し、 低圧縮比位置から高圧縮比位置への移動は、 bの領域のトルク を利用する。 仮に、 bの領域がゼロになると、 低圧縮比側から高圧縮比側へ の切換えができなくなるが、 この場合に備え、 図 7に示すように、 一端 7 3 aをクランクケース 4側に固定し、 他端 7 3 bをべ一ン軸 6 6側に固定した 捩りコイルばね 7 3などの補助入力設定手段を油圧ラチエツト機構 A Cに付 設し、 捩りコイルばね 7 3による補助トルクの設定により、 コントロール軸 6 5に作用する交番トルクの反転位置を任意の位置に設定するものとしてい る。 例えば、 両方向のトルクが等しくなるように反転位置を設定すると、 図 5に示すように、 a領域と b領域との面積を略等しくすることができ、 低圧 縮比から高圧縮比へ、 高圧縮比から低圧縮比への両方向についての切換え速 度を略等しくすることができる。
[0042] また、 コントロール軸 6 5の両方向についての回動速度が互いに異なるも のとなるように捩りコイルばね 7 3による補助トルクを設定し、 反転トルク の位置を図 5に二点鎖線で示すように下方へ遷移させれば、 高圧縮比側から 低圧縮比側へのコントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bの移動速度を、 低圧 縮比側から高圧縮比側への移動速度よりも高くすることができ、 急加速の際 にノッキングなどが生じないように高応答で圧縮比を変更することができる 。 さらにエンジン停止時に油圧ラチエツト機構 A Cから油圧が消失した際に 、 高圧縮比側から低圧縮比側へ向けてコントロール軸 6 5を回動させるトル クを発生するように捩りコイルばね 7 3のばね力を設定すれば、 エンジン始 動時は必ず低圧縮比状態となるので、 始動性が向上する。 [0043] 図 7に示された実施例では、 捩りコイルばね 7 3は、 外側ハウジング H U oの外面に凹設された凹部 7 4内に受容されている。 凹部 7 4は、 それのみ で捩りコイルばね 7 3を完全に受容する深さを有するものでも、 或いは、 そ れよりも小さい深さを有し、 対応するクランクケース壁等のェンジン本体側 の部分に設けられた対応凹部 （図示せず） と協働して捩りコイルばね 7 3を 完全に受容するようにしてもよい。
[0044] つぎに、 上記した油圧ラチエツト機構 A Cに代えて、 前記ストロ一ク可変 リンク機構 C Rを駆動制御するべ一ン式油圧ァクチユエ一タ A Cの油圧回路 を、 図 6 bを参照して説明する。
[0045] 図 6 aの実施例と同様に、 一対の扇形状べ一ン油室 8 6内は、 ベ一ン 8 7 によって 2つの制御油室 8 6 a , 8 6 bにそれぞれ仕切られており、 これら の制御油室 8 6 a , 8 6 bは、 後述の油圧回路を介してオイルタンク Tに接 続される。 油圧回路には、 モータ Mで駆動されるオイルポンプ Pと、 逆止弁 Cと、 アキュムレータ Aと、 電磁切換弁 Vとが接続される。 オイルタンク T 、 モータ M、 オイルポンプ P、 逆止弁 Cおよびアキュムレータ Aは油圧供給 装置 Sを構成して、 エンジン本体 1の適所に設けられ、 また電磁切換弁 Vは 、 前述のバルブユニット 9 2の内部に設けられる。 油圧供給装置 Sと電磁切 換弁 Vとは、 2本の配管 P 1 , P 2で接続され、 また電磁切換弁 Vとべ一ン 式油圧ァクチユエ一タ A Cの制御油室 8 6 a , 8 6 bとはハウジング H Uに 形成した油圧通路 8 8 , 8 9で接続される。
[0046] したがって、 図 6 bにおいて、 電磁切換弁 Vを右位置に切り換えると、 ォ ィルポンプ Pで発生した作動油は、 制御油室 8 6 aに供給され、 その油圧で ベーン 8 7が押されてコントロール軸 6 5が反時計方向に回転し、 逆に電磁 切換弁 Vを左位置に切り換える、 オイルポンプ Pで発生した作動油は、 制御 油室 8 6 bに供給され、 その油圧でベ一ン 8 7が押されてコントロール軸 6 5が時計方向に回転することで、 コントロール軸 6 5の偏心ピン 6 5 Pの位 相が変化する。 コントロール軸 6 5の偏心ピン 6 5 Pには、 前述したように ストロ一ク特性可変機構 C Rのコントロールリンク 6 3が揺動可能に枢支連 結され、 コントロール軸 6 5の駆動 （約 9 0 ° ) によれば、 コントロール軸 6 5の偏心ピン 6 5 Pの位相変化により、 ストロ一ク特性可変機構 C Rを作 動する。
[0047] ところで、 ァクチユエ一タ A Cの駆動軸 6 6、 すなわちコントロール軸 6 5を低圧縮比側から高圧縮比側に回転駆動 （図 3 , 1、 反時計方向） すると 、 捩りコイルばね 7 3は、 そのそのばね力が畜勢される方向に捩られ、 この 状態で発揮するばね力で、 コントロール軸 6 5を高圧縮比側から低圧縮比側 に回転駆動 （図 1 , 3、 時計方向） するようにされている。 したがって、 コ ントロール軸 6 5を高圧縮比側から低圧縮比側に回転駆動させるときの回転 力は、 捩りコイルばね 7 3のばね力による回転力とァクチユエ一タ A Cによ る回転力との和になり、 ァクチユエ一タ A Cだけによる場合に比べて高い回 転力となる。 これにより、 圧縮比可変機構 C Rが高圧縮比から低圧縮比へと 圧縮比を変更する過程では、 ベ一ン式油圧ァクチユエ一タ A Cによる駆動力 と、 捩りコイルばね 7 3による回転力が共にコントロール軸 6 5を一方向に 回転するように作用して、 高圧縮比から低圧縮比への圧縮比変更に要する時 間を短縮化して、 高圧縮比から低圧縮比への移行の迅速化を図ることができ 、 またコントロール軸 6 5の回転力が不足しているのを補うことができる。 これにより高負荷■高圧縮比の状況が発生するのを回避して、 ノッキングな どの異常燃焼の発生を抑制することできる。
[0048] し力、して、 これらの実施例によれば、 ァクチユエ一タ A Cに付設される捩 りコィルばね 7 3等からなるばね付勢手段は、 ァクチユエ一タ A C内に設け られるので、 ばね付勢手段付きのァクチユエータ A Cの大型化を抑制するこ とができると共にばね付勢手段が他の部材に干渉することがなく、 ァクチュ エータ A Cの信頼性を高めることができる。 このような補助入力設定手段と しては、 エネルギを蓄積できるばね手段が機構を簡略化する上に好ましいが 、 これに限らず、 空気圧、 電動モーター等の動力発生装置を用いても良く、 さらには、 各リンクのジオメ トリ一の設定によってコントロール軸 6 5に作 用するトルクが両方向について適切な配分となるように構成しても良い。 [0049] 図 8〜 1 1において、 本発明の第 2実施例にかかるストローク特性可変ェ ンジン Eは、 自動車用であって、 図示しない、 自動車のエンジンルーム内に 横置き （そのクランク軸 3 0が自動車の進行方向に対して横方向配置） に搭 載される。 このエンジン Eが自動車に搭載されるとき、 図 9に示すように、 若干後傾状態、 すなわち、 そのシリンダ軸線 L _ Lが鉛直線 V _ Vに対して 若干後方に傾斜している。
[0050] また、 このストローク特性可変エンジン Eは、 直列 4気筒の O H C型 4サ ィクルエンジンであって、 そのエンジン本体 1は、 4つのシリンダ 5が横方 向に並列して設けられるシリンダブ口ック 2と、 このシリンダブ口ック 2の デッキ面上にガスケット 6を介して一体に結合されるシリンダへッド 3と、 前記シリンダブ口ック 2の下部に一体に形成したアツパブロック 4 0 (上部 クランクケース） と、 その下面に一体に結合されるロアブロック 4 1 (下部 クランクケース） とを備えており、 アツパブロック 4 0とロアブロック 4 1 とでクランクケース 4が形成される。 前記シリンダヘッド 3の上面には、 シ —ル材 8を介してヘッドカバ一 9が一体に被冠され、 また、 前記ロアブロッ ク 4 1 (下部クランクケース） の下面には、 オイルパン 1 0が一体に結合さ れている。
[0051 ] シリンダブロック 2の 4つのシリンダ 5には、 それぞれピストン 1 1が摺 動可能に嵌合されており、 それらのピストン 1 1の頂面に対面するシリンダ ヘッド 3の下面には、 4つの燃焼室 1 2と、 それらの燃焼室 1 2に連通する 吸気ポート 1 4と排気ポート 1 5とが形成されており、 吸気ポート 1 4には 吸気弁 1 6が、 また排気ポート 1 5には排気弁 1 7がそれぞれ開閉可能に設 けられる。 また、 シリンダヘッド 3上には、 前記吸気弁 1 6と排気弁 1 7と を開閉する動弁機構 1 8が設けられる。 この動弁機構 1 8は、 シリンダへッ ド 3に回転自在に支持される吸気側カム軸 2 0および排気側カム軸 2 1 と、 シリンダへッド 3に設けた吸気側および排気側口ッカ軸 2 2 , 2 3にそれぞ れ揺動可能に軸支されて前記吸気側および排気側カム軸 2 0 , 2 1 と吸気弁 1 6および排気弁 1 7間を連接する吸気側および排気側ロッカアーム 2 4 , 2 5とを備えており、 吸気側および排気側カム軸 2 0 , 2 1の回転によれば 、 弁ばね 2 6 , 2 7の閉弁力に杭して吸気側および排気側ロッカアーム 2 4 , 2 5を揺動して吸気弁 1 6および排気弁 1 7を所定のタイミングをもって 開閉作動することができる。
[0052] 図 8に示すように、 吸気側および排気側カム軸 2 0 , 2 1は、 従来公知の 調時伝動機構 2 8を介して後述するクランク軸 3 0に連動されており、 クラ ンク軸 3 0の回転によれば、 その 1 / 2の回転速度で駆動されるようになつ ている。 そして、 前記動弁機構 2 8は、 シリンダヘッド 3上に一体に被冠さ れるヘッドカバ一 9により被覆される。 また、 シリンダヘッド 3には、 4つ のシリンダに対応して円筒状のプラグ揷通筒 3 1が設けられ、 このプラグ揷 通筒 3 1内に点火プラグ 3 2が揷着される。
[0053] 前記調時伝動機構 2 8は、 エンジン本体 1のクランク軸方向端面に固定さ れるチェンケース 2 9により覆われる。 4つのシリンダ 5に対応する複数の 吸気ポート 1 4は、 エンジン本体 1の前面、 すなわち車両の前方側に向けて 開口されており、 そこに吸気系 I Nの吸気マ二ホールド 3 4が接続されてい る。 この吸気系 I Nは従来公知の構造を備えるので、 その詳細な説明を省略 する。
[0054] また、 4つのシリンダ 5に対応する複数の排気ポート 1 5は、 エンジン本 体 1の後面、 すなわち車両の後方側に向けて開口されており、 そこに排気系 E Xの排気マ二ホールド 3 5が接続されている。 この排気系 E Xは従来公知 の構造を備えるので、 その詳細な説明を省略する。
[0055] 図 1 0 , 1 1に示すように、 シリンダブロック 2下部のアツパブロック 4 0 (上部クランクケース） と、 ロアブロック 4 1 (下部クランクケース） よ りなるクランクケース 4は、 シリンダブ口ック 2のシリンダ 5の部分よりも 前方 （車両前方） 側に張出しており、 この張出し部 3 6のクランク室 C C内 には、 ピストン 1 1の移動ストロークを可変とする、 ストローク特性可変機 構 C R (後述） が設けられ、 またエンジン本体 1の外部には、 それを駆動す る、 ばね付勢手段 （S P ) 付きのベーン式油圧ァクチユエータ A C (後述） が設けられ、 このァクチユエ一タ A Cは、 クランク軸 3 0よりも下方に配置 されている。
[0056] 図 8 , 9および図 1 2 , 1 3に示すように、 シリンダブロック 2の下部に —体に形成されるアツパブロック 4 0下面には、 口アブ口ック 4 1が複数の 連結ポルト 4 2をもって固定されている。 アツパブロック 4 0と、 口アブ口 ック 4 1 との合わせ面に形成される複数のジャーナル軸受部 4 3にはクラン ク軸 3 0のジャーナル軸 3 0 Jが回転自在に支承される （図 1 5参照） 。
[0057] 図 1 2に示すように、 前記ロアブロック 4 1は、 平面視四角な閉断面構造 に錶造成形されており、 その左、 右端部には端部軸受部材 5 0 , 5 1力 ま たその中間部には、 左、 右中間軸受部材 5 2 , 5 3力 さらにその中央には 中央軸受部材 5 4が設けられており、 これらの軸受部材 5 0〜 5 4によって クランク軸 3 0のジャーナル軸 3 0 Jが支承される。
[0058] つぎに、 図 1 0 , 1 1に戻って、 ピストン 1 1の上死点■下死点位置を変 えて圧縮比を高圧縮比と低圧縮比との間にわたって変更する、 ストロ一ク特 性可変機構 C Rの構造について説明すると、 前述のようにアツパブロック 4 0と口アブ口ック 4 1 との合わせ面に回転自在に支承されるクランク軸 3 0 の複数のクランクピン 3 0 Pには、 三角形状のロアリンク 6 0の中間部がそ れぞれ揺動自在に枢支連結される。 それらのロアリンク 6 0の一端 （上端） には、 ピストン 1 1のビストンピン 1 3に枢支連結されるアツパリンク（ コ ンロッド） 6 1の下端 （大端部） が第 1連結ピン 6 2を介して枢支連結され 、 各ロアリンク 6 0の他端 （下端） に第 2連結ピン 6 4を介してコント口一 ルリンク 6 3の上端が枢支連結される。 このコントロールリンク 6 3は下方 に延びて、 その下端には、 クランク状のコントロール軸 6 5 (後に詳述） の 偏心ピン 6 5 Pが枢支連結されている。 コントロール軸 6 5には、 これと同 軸上にばね付勢手段 S P付きのベーン式油圧ァクチユエータ A C (後に詳述 ) が一体に連結され、 コントロール軸 6 5は、 このべ一ン式油圧ァクチユエ ータ A Cの駆動により、 所定角度の範囲 （約 9 0度） で揺動駆動され、 これ による偏心ピン 6 5 Pの位相変移により、 コントロールリンク 6 3が揺動駆 動される。 具体的には、 コントロール軸 6 5は、 図 1 0に示す第 1の位置 （ 偏心ピン 6 5 Pが下方位置） と、 図 1 1に示す第 2の位置 （偏心ピン 6 5 P が上方位置） との間で揺動可能である。 図 1 0に示す第 1の位置では、 コン トロール軸 6 6の偏心ピン 6 5 Pが下方に位置しているため、 コントロール リンク 6 3は引き下げられてロアリンク 6 0はクランク軸 3 0のクランクピ ン 3 0 P回りに時計方向に揺動し、 アツパリンク 6 1が押し上げられてビス トン 1 1の位置がシリンダ 5に対して高い位置となり、 エンジン Eは高圧縮 比状態となる。 逆に、 図 1 1に示す第 2位置では、 コントロール軸 6 5の偏 心ピン 6 5 Pが上方に位置 （前記第 1の位置よりも高位置） しているため、 コントロールリンク 6 3は押し上げられてロアリンク 6 0はクランク軸 3 0 のクランクピン 3 0 P回りに反時計方向に揺動し、 アツパリンク 6 1力《押し 下げられてピストン 1 1の位置がシリンダ 5に対して低い位置となり、 ェン ジン Eは低圧縮比状態となる。
[0059] 以上のように、 コントロール軸 6 5の回動制御により、 コントロールリン ク 6 3が揺動し、 ロア一リンク 6 0の運動拘束条件が変化してピストン 1 1 の上死点位置を含むストローク特性が変化することで、 エンジン Eの圧縮比 を任意に制御することが可能になる。
[0060] ところで、 この実施例では、 高圧縮比から低圧縮比へ圧縮比を変更する局 面では、 後に述べるようにべ一ン式油圧ァクチユエ一タ A Cに付設されるば ね付勢手段 S Pにより、 コントロール軸 6 5の一方向の駆動を速めて高圧縮 比から低圧縮比へ圧縮比の変更の迅速化を図り、 さらにコントロール軸 6 5 の回転力の不足を助成して、 高負荷■高圧縮比の状況が発生するのを回避し エンジンの効率よく安定した燃焼が得られるようにされている。
[0061 ] しかして、 前述のアツパリンク 6 1、 第 1連結ピン 6 2、 ロアリンク 6 0 、 第 2連結ピン 6 4およびコントロールリンク 6 3は、 本発明にかかるスト ローク特性可変機構 C Rを構成している。
[0062] 図 1 2 , 1 4 , 1 6に示すように、 前記コントロールリンク 6 3に連結さ れてストロ一ク特性可変機構 C Rを作動するコントロール軸 6 5は、 クラン ク軸 3 0と同じく、 複数のジャーナル軸 6 5 Jと偏心ピン 6 5 Pとがアーム 6 5 Pを介して交互に連結されてクランク状に形成されている。 そして、 こ のコントロール軸 6 5は、 その一端に、 後述するべ一ン式油圧ァクチユエ一 タ A Cが同軸上に設けられ、 このァクチユエ一タ A Cにより往復駆動される 。 コントロール軸 6 5は、 クランク軸 3 0と平行に配置されており、 そのク ランク軸 3 0の下方で、 ロアブロック 4 1 と、 その下面に複数の連結ポルト
6 8で固定される軸受ブロック 7 0との間に回転自在に支承される。
[0063] 図 1 4に示すように、 前記コントロール軸 6 5を支持する軸受ブロック 7
0は、 コントロール軸 6 5の軸方向に延長される連結部材 7 1 と、 この連結 部材 7 1にその長手方向に間隔をあけて一体に起立結合される複数の軸受壁
7 2とを備えて高い剛性を確保すべくブロック状に錶造成形されており、 前 記複数の軸受壁 7 2の上面と、 ロアブロック 4 0の前記軸受部材 5 0 , 5 1
, 5 2 , 5 3より延長される軸受壁 5 0 a , 5 1 a , 5 2 a , 5 3 aおよび 5 4 aの下面との合わせ面に形成される軸受部により、 コントロール軸 6 5 の複数のジャーナル軸 6 5 Jが面軸受を介して回転自在に支承されている。
[0064] つぎに、 前記コントロール軸 6 5を駆動する、 ばね付勢手段 S P付きのベ —ン式油圧ァクチユエ一タ A Cの構造について説明する。
[0065] 図 8 , 9および図 1 2〜 1 4に示すように、 ベ一ン式油圧ァクチユエ一タ A Cは、 そのハウジング H U力 エンジン本体 1のクランク軸 3 0方向の一 端面において、 前記調時転動機構を 2 8を覆うチェンケース 2 9を挟んで口 アブロック 4 1の、 クランク軸 3 0方向の一端面に複数の締結ポルト 1 0 0 により固定されている。 前記ハウジング H Uは、 内側ハウジング H U i と、 外側ハウジング H U oとをパッキンを一体に結合して六角形状に形成され、 その内部に円筒状のベ一ン室 8 0が形成されている。 このべ一ン室 8 0内に は、 駆動軸としてのベ一ン軸 6 6が収容され、 このべ一ン軸 6 6の内、 外側 軸部 6 6 i , 6 6 o力 口アブ口ック 4 1の一端壁と、 外側ハウジング H U oとに面軸受を介してそれぞれ回転自在に支承されている。 ベーン軸 （駆動 軸） 6 6の内端には、 前記コントロール軸 6 5の一端が同一軸線上でスプラ イン係合 6 7されており、 ベ一ン軸 6 6の回転力は、 コントロール軸 6 5に 直接伝達するようにされている。 し力、して、 図 1 4に示すように、 ベ一ン軸 6 6の内側軸部 6 6 iの軸受スパン S i は、 その外側軸部 6 6 oの軸受スパ ン S oよりも大きくされており、 これにより、 コントロール軸 6 5とべ一ン 軸 （駆動軸） 6 6とのスプライン係合 6 7部の支持剛性を高めるようにされ ている。
[0066] また、 外側ハウジング H U oの開口外面は、 そこに複数の固定ポルト 1 0
1で固定されるカバ一部材 1 0 2により油密に封緘されている。 前記べ一ン 軸 6 6内には、 外側に開放した有底の円筒状の収容孔 1 0 3が形成され、 こ の収容孔孔 1 0 3内に、 ばね付勢手段を構成するコイルばね S Pが収容され ている。 このコイルばね S Pの内端は、 前記有底の収容孔 1 0 3の底壁1 0 4に設けた係合孔 1 0 5に係合され、 その外端は、 前記カバ一部材 1 0 2に 開口した係合孔 1 0 6に係合されている。 係合孔 1 0 5 , 1 0 6は外部の開 口されていて、 コィルばね S Pの係合状態を外部から確認できるようにされ ている。 カバ一部材 1 0 2に設けた係合孔 1 0 6は、 そこに着脱可能に設け たシールポルト 1 0 7により塞がれており、 収容孔 1 0 3内のオイルが外部 の漏洩するのを防止している。
[0067] しかして、 ばね付勢手段 S Pのばね力は、 コントロール軸 6 5を一方向、 すなわち、 高圧縮比側から低圧縮比側へ駆動するように付勢している。
[0068] 図 1 3に示すように、 ベ一ン室 8 0の内周面とベ一ン軸 （駆動軸） 6 6の 外周面との間には、 約 1 8 0 ° の位相差を存して一対の扇形状べ一ン油室 8 6が画成される。 これらのベ一ン油室 8 6内には、 ベ一ン軸 6 6の外周面よ り一体に突設した一対のベーン 8 7がそれぞれ収容されて、 その外周面が、 ベ一ン油室 8 6の内周面にパッキンを介して摺接されており、 各べ一ン 8 7 は、 各扇形状のベ一ン油室 8 6内をそれぞれ 2つの制御油室 8 6 a , 8 6 b に油密に区画する。 ハウジング H Uには、 制御油室 8 6 a , 8 6 bに連通す る油圧油路 8 8 , 8 9が形成されており、 これらの油圧通路 8 8 , 8 9は、 後述する油圧回路の電磁弁 Vに接続されている。 [0069] 図 8〜1 1、 1 3に示すように、 エンジン本体 1の前面には、 前記油圧ァ クチユエ一タに近づけて平坦な取付面 9 0が形成され、 この取付面 9 0にべ —ン式油圧ァクチユエ一タ A Cの油圧回路の電磁弁 V (図 1 7 ) を収容する バルブュニット 9 2が複数のポルト 9 1をもって固定支持されている。
[0070] この場合、 ばね付勢手段 S Pは、 ァクチユエ一タ A Cの駆動軸 6 6内に設 けられるので、 その駆動軸 6 6内のスペースを有効に活用してァクチユエ一 タ A Cの一層の小型化に寄与することができる。
[0071 ] また、 ばね付勢手段 S Pは、 ァクチユエ一タ A Cの駆動軸 6 6の軸受部領 域まで及んでいるので、 駆動軸 6 6の軽量化とァクチユエ一タ A Cの一層の 小型化に寄与することができる。
[0072] さらに、 ばね付勢手段 S Pは、 駆動軸 6 6の収容孔 1 0 3内に収容され、 その一端は、 前記収容孔 1 0 3の底壁 1 0 4に設けた係合孔 1 0 5または、 収容孔 1 0 3を覆うカバ一部材 1 0 2に設けた係合孔 1 0 6に係合され、 そ の係合孔 1 0 5 , 1 0 6は収容子し1 0 3の外部に開口されているので、 ばね 付勢手段 S Pの係合状態を外部から容易に確認することができる。
[0073] たとえば、 前記実施例では、 ァクチユエ一タとしてべ一ン式油圧ァクチュ ェ一タを採用しているが、 これに代えてモータなどの他の公知のァクチユエ —タを用いてもよく、 また前記実施例では、 ァクチユエ一タの駆動軸と、 コ ントロール軸とをスプライン結合しているが、 これらを圧入など他の公知の 結合手段に代えてもよい。 この実施例についても、 図 6 a , 6 bについて説 明した油圧回路が適用可能であって、 上記した説明がそのまま適用できる。
[0074] 図 1 7に示す本発明の第 3実施例に関わるエンジン Eは、 直列 4気筒ェン ジンであって、 4つのシリンダのうち 1つの中心を通る横断面が図示されて いる。 シリンダ 5にはピストン 1 1が摺合されており、 アツパリンク 6 1及 びロアリンク 6 0の 2つのリンクを介してクランク軸 3 0に連結されている
[0075] クランク軸 3 0は、 基本的に通常の定ストロークエンジンと同様の構成で あり、 クランクケース 4に支持されたクランクジャーナル 3 0 J (クランク 軸の回転中心） から偏心したクランクピン 3 0 Pにより、 シーソー式に揺動 するロアリンク 6 0の中間部を支持している。 そしてロアリンク 6 0の一端 6 0 aに、 ピストンピン 1 3に小端咅 15 6 1 aが連結されたアツパリンク 6 1 の大端部 6 1 bが連結されている。
[0076] ロアリンク 6 0の他端 6 0 bには、 通常のエンジンにおけるピストンとク ランク軸とを連結するコネクティングロッドと同一構成のコントロールリン ク 6 3の小端部 6 3 aがピン結合されている。 そしてコントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bは、 クランクケース 4に回動自在に支持されたコント口一 ル軸 6 5の偏心ピン 1 1 3に、 ベアリングキャップ 6 3 cにより形成された 2つ割の軸受をもって連結されている。
[0077] コントロール軸 6 5の中央部にはドリブンギヤ 1 1 6が形成され、 コント ロール軸 6 5を回転駆動するべ一ン式の油圧ァクチユエ一タ A Cには、 ドリ ブンギヤ 1 1 6と嚙み合う ドライブギヤ 1 2 4が設けられており （図 1 8参 照） 、 エンジン Eの運転状態に応じてその回動角が連続的に制御され、 且つ 任意の角度で保持されるようになっている。 具体的には、 油圧ァクチユエ一 タ A C内部のジャーナル部分は、 その外周に複数枚のベーンが突設されて口 —タを構成しており、 各べ一ンについてハウジングによって油圧室が形成さ れている。 油圧室はべ一ンによって第 1油圧室と第 2油圧室とに仕切られて おり、 第 1および第 2油圧室に対して作動油を給排することによってロータ が回転 '保持される。 この実施例についても、 図 6 a , 6 bについて説明し た油圧回路が適用可能であって、 上記した説明がそのまま適用できる。
[0078] このエンジン Eによると、 コントロール軸 6 5を回動させることにより、 コントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bの位置が、 図 1 7に示した位置から コントロール軸 6 5のジャーナル 1 1 5を中心にして上下方向に回転移動す ることによって変化し、 クランク軸 3 0の回転に伴うロアリンク 6 0の揺動 角度が変化する。 このロアリンク 6 0の揺動角度の変化に応じてシリンダ 5 内でのピストン 1 1のストローク範囲、 即ち、 ピストン 1 1の上死点位置及 び下死点位置が、 連続的に変化することとなる。 これにより、 圧縮比及び排 気量の少なくともいずれか一方を連続的に変化させるストローク特性可変機 能がもたらされる。
[0079] コントロール軸 6 5を構成するウェブ 1 1 7には、 コントロール軸 6 5の ジャーナル 1 1 5に対して偏心ピン 1 1 3と反対側に延設されるようにゥェ ブ連結部 1 1 8が形成されている。 クランクケース 4の内面には、 本体側連 結部 1 2 0が形成された本体側連結部材 1 1 9が取り付けられており、 本体 側連結部 1 2 0とゥェブ連結部 1 1 8との間には圧縮コィルスプリング装置 1 2 1 (付勢手段） が介装されている。
[0080] 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 上端に上部連結ピース 1 2 2 (第 1 の連結ピース） を、 下端に下部連結ピース 1 2 3 (第 2の連結ピース） を備 え、 それぞれがピン 1 2 4 (第 1のピン） 1 2 5 (第 2のピン） を介して ウェブ連結部 1 1 8および本体側連結部 1 2 0に軸着されている。 上部連結 ピース 1 2 2と下部連結ピース 1 2 3との間には 2本の圧縮コイルスプリン グ 1 2 6 , 2 7が介装されており、 圧縮コイルスプリング 1 2 7は圧縮コィ ルスプリング 1 2 6の内部に収容されるかたちで同軸に配置されている。 ピ ン 1 2 4 , 1 2 5はこれら圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7の同軸線上 にくるような配置となっている。
[0081 ] 図 1 8に示すように、 コントロール軸 6 5は一端から他端へ向けて、 順に 、 第 1ジャーナル 1 1 5 a、 第 2ジャーナル 1 1 5 b、 第 3ジャーナル 1 1 5 c、 第 4ジャーナル 1 1 5 d、 第 5ジャーナル 1 1 5 eと、 5つのジャー ナル 1 1 5を構成要素として備えている。 各ジャーナルの間には、 偏心ピン 1 1 3がウェブ 1 1 7に挟まれるかたちで介在されており、 第 1ジャーナル 1 1 5 aと第 2ジャーナル 1 1 5 bとの間には第 1偏心ピン 1 1 3 a力 第 2ジャーナル 1 1 5 bと第 3ジャーナル 1 1 5 cとの間には第 2偏心ピン 1 1 3 b力 というように、 4つの偏心ピン 1 1 3 a〜 1 1 3 dが 5つのジャ —ナル 1 1 5と交互に同軸上に配置されている。
[0082] 各ジャーナル 1 1 5と各偏心ピン 1 1 3とは、 ゥヱブ 1 1 7によって連結 されており、 第 1ジャーナル 1 1 5 aと第 1偏心ピン 1 1 3 aとの間にはゥ エブ 1 1 7 aが配置され、 第 1ジャーナル 1 1 5から第 5ジャーナル 1 1 5 eへ向けて、 順に 8つのウェブ 1 1 7 a〜 1 1 7 hが配置されている。 なお 、 図 1 8においては、 コントロールリンク 63の大端部 63 bが第 1偏心ピ ン 1 1 3 aに連結されている様子のみが図示されているが、 他の偏心ピン 1 1 3 b〜 1 1 3 dについても、 同様のコントロ一ルリンク 63等からなるリ ンク機構に連結されるが、 理解を容易にするため省略して示している。
[0083] 各ジャーナル 1 1 5 a〜 1 60 eは、 クランクケース内に形成された軸受 け （図示せず） によって軸支されるが、 コントロール軸 65の中央部となる 第 3ジャーナル 1 1 5 c部分には油圧ァクチユエ一タ ACにより駆動される ドリブンギヤ 1 1 6が設置されている。
[0084] 第 1偏心ピン 1 1 3 aを挟むゥェブ 1 1 7 a , 1 1 7 b、 および第 6 1偏 心ピン 1 1 3 dを挟むゥェブ 1 1 7 g , 1 1 7 hには、 ゥェブ連結部 1 1 8 a , 1 1 8 b, 1 1 8 g, 1 1 8 h力《、 コントロール軸 65のジャーナル 1 1 5に対して偏心ピン 1 1 3と反対側に延設されるように形成されている。 また、 クランクケース 4 (図示せず） の内面には 2つの本体側連結部材 1 1 9 a, 1 1 9 gが取り付けられ、 それぞれ 2つの連結部 1 20 a, 1 20 b および 1 20 g, 1 20 hを備えている。
[0085] 各ウェブ連結部 1 1 8 a, 1 1 8 b, 1 1 8 g, 1 1 8 hと各本体側連結 部 1 20 a, 1 20 b, 1 20 g, 1 20 hとの間には、 4体の圧縮コイル スプリング装置 1 2 1 a, 1 2 1 b, 1 2 1 g, 1 2 1 hがそれぞれ介装さ れている。 4体の圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 油圧ァクチユエ一タ ACを中心にコントロール軸 65の軸方向について対称に一対ずつ、 計 4体 が配置されている。 各圧縮コイルスプリング装置 1 2 1の上部連結ピース 1 22 a, 1 22 b, 1 22 g , 1 22 hを軸支するピン 1 24 a , 1 24 b , 1 24 g, 1 24 hが同軸上に配置されるように、 ウェブ連結部 1 1 8 a , 1 1 8 b, 1 1 8 g, 1 1 8 hが形成されている。 同様に、 下部連結ピ一 ス 1 23 a, 1 23 b, 1 23 g, 1 23 hを軸支するピン 1 25 a , 1 2 5 b, 1 25 g, 1 25 hについても、 全てが同軸となるように本体側連結 部材 1 1 9 a , 1 1 9 gが取り付けられている。
[0086] 図 1 9に示すように、 圧縮コイルスプリング装置 1 21は、 スリーブ 1 2 8が形成された上部連結ピース 1 22と、 ロッド 1 29が形成された下部連 結ピース 1 23と、 2つの圧縮コイルスプリング 1 26, 27とから構成さ れる。 ロッド 1 29はスリーブ 1 28に内挿され、 摺動可能とされている。 圧縮コイルスプリング 1 27の内径はスリーブ 1 28の外径よりも大きく、 スリーブ 1 28が圧縮コイルスプリング 1 27内に揷入可能とされている。 また、 圧縮コイルスプリング 1 26の内径は圧縮コイルスプリング 1 27の 外径よりも大きく、 圧縮コイルスプリング 1 27が圧縮コイルスプリング 1 26内に挿入可能とされている。
[0087] 圧縮コイルスプリング 1 26, 1 27は等ピッチの円筒コイルばねであつ て、 コイル径の小さな圧縮コイルスプリング 1 27は、 コイル径の大きな圧 縮コイルスプリングよりも、 素線の径およびピッチが小さく、 有効巻数は多 くされている。 各圧縮コイルスプリング 1 26, 1 27の両端部はクローズ ドエンドとされており、 端部コイルの略全周に渡って均一に荷重を受けるよ うにされ、 座巻部が軸線と略直交するために座りが良く、 座屈が発生し難い ようにされている。 また、 圧縮コイルスプリング 1 26とその内側に収容さ れた圧縮コイルスプリング 1 27との素線同士が接触した場合に互いに引つ 掛かることを避けるために、 両圧縮コイルスプリング 1 26, 1 27の巻方 向は逆にされている。
[0088] さらに、 上部連結ピース 1 22および下部連結ピース 1 23の圧縮コイル スプリング 1 26, 1 27支持面には、 2つの径の異なる圧縮コイルスプリ ング 1 26, 1 27の内径に合わせて、 スプリングの位置を固定する台座部 1 38, 1 39がそれぞれ 2段ずつ形成されている。 上部連結ピース 1 22 はウェブ連結部 1 1 8 (図 1 8参照） を挟むように U字形状を呈しており、 各 U字アーム部分 1 22A, 1 22 Bにはピン 1 24が内挿されるピン揷入 孔 1 30 a , 1 30 bが形成されている。 U字アーム部分 1 22 A, 1 22 Bの上端には、 ピン 1 24との摺動部分にエンジンオイルを導入するための 給油孔 1 32 a, 1 32 bがそれぞれ穿設され、 さらに U字アーム部分 1 2 2 A, 1 22 Bの間には、 スリーブ 1 28に連通してスリーブ 1 28とロッ ド 1 29との摺動部分にエンジンオイルを導入するための給油孔 1 42が穿 設されている。 下部連結ピース 1 23は本体側連結部 1 20によって挟装さ れる平坦部分 1 23 Aを有しており、 この平坦部分 1 23 Aにはピン 1 25 が内挿されるピン揷入孔 1 31が形成されている。
[0089] 図 1 9に示すように、 下部連結ピース 1 23に形成されたロッド 1 29は 、 上部連結ピース 1 22に形成されたスリーブ 1 28に内挿され、 ピン 1 2 4とピン 1 25との距離を変更できるように摺動可能とされている。 スリ一 ブ 1 28とロッド 1 29との長さは略同一であって、 コントロール軸を所定 角度に回動させるのに必要なストロ一クを確保できるように設定される。 ス リーブ 1 28の先端は、 内側の圧縮コィルスプリング 1 27と接触したとき に素線に引っ掛からないようにするために面取りされ、 その断面は尖形形状 または曲線形状とされている。 またロッド 1 29の先端部分も面取りがされ ている。
[0090] ゥヱブ連結部 1 1 8に形成されたピン揷入孔 361 と上部連結ピース 1 2 2のピン揷入孔 1 30 a, 1 30 bとにピン 1 24が揷入されて、 上部連結 ピース 1 22がゥヱブ連結部 1 1 8に連結されている。 ピン揷入孔 1 30 a , 1 30 bの内周面には溝が形成されており、 この溝に C形留め輪 1 36 a , 1 36 bを嵌装することによって、 ピン 1 24の脱落が防止されている。 同様に、 本体側連結部 1 20に形成されたピン揷入孔 360 a, 360 bと 下部連結ピース 1 23のピン揷入孔 1 31 とにピン 1 25が揷入されて、 下 部連結ピース 1 23が本体側連結部 1 20に連結されており、 ピン 1 25の 軸方向両側には C形留め輪 1 37 a, 1 37 bが嵌装されている。
[0091] 前述した、 上部連結ピース 1 22の U字アーム部分 1 22 A, 1 22 Bの 上端にそれぞれ穿設された給油孔 1 32 a, 1 32 bは、 ピン揷入孔 1 30 a, 1 30 bまでそれぞれ達しており、 クランクケース内の飛沫オイルをピ ン 1 24との摺動部分に導入する。 給油孔 1 32 a, 1 32 bの上端は飛沫 オイルを捕集し易いように皿穴状とされている。 同様に、 下部連結ピース 1 2 3を軸支する本体側連結部 1 2 0の上面にも、 ピン揷入孔 1 3 5 a , 1 3
5 bへ達する給油孔 1 3 3 a , 1 3 3 bが穿設されており、 その上端部は皿 穴状とされている。 なお、 給油孔 1 3 3 a , 1 3 3 bが設けられている位置 は、 平面視において下部連結ピース 1 2 3と重ならない位置、 すなわち、 そ の上方に飛沫オイルの捕集を妨げる障害物がこない位置とされている。 給油 孔 1 4 2もまた、 その上端部が皿穴状とされている。
[0092] 図 1 7を参照して、 コントロール軸 6 5に作用する力について説明する。
エンジン Eの燃焼工程によって、 ピストン 1 1は非常に大きな力でシリンダ 5内を下方へ押し下げられる。 ピストン 1 1が受けた燃焼圧力はアツパリン ク 6 1およびロアリンク 6 0を介してクランクピン 3 0 Pに伝達されてクラ ンク軸 3 0を回転させる力 ロアリンク 6 0の一端 6 0 aの軸心は、 ピスト ンピン 1 3の中心とクランクピン 3 0 Pの中心とを結んだ直線から外れてい るため、 ロアリンク 6 0をクランクピン 3 0 Pを中心にして反時計回りに自 転させる分力、 すなわちロアリンク 6 0の他端 6 0 bを上方に押し上げる力 が発生する。 4つの各気筒が順次燃焼工程を経るため、 コントロールリンク
6 3を上に引き上げる力が常時加わった状態となる。
[0093] このような状態で、 コントロール軸 6 5を回転駆動させる場合、 コント口 —ル軸 6 5を時計回りに回動させて偏心ピン 1 1 3を上に移動させることは 小さな力で行いうるが、 コントロール軸 6 5を反時計回りに回動させて偏心 ピン 1 1 3を下に移動させるためには、 前述のコントロールリンク 6 3を上 に引き上げる力に杭してこれよりも大きな力が必要となる。
[0094] コントロール軸 6 5から延設されたウェブ連結部 1 1 8と本体側連結部 1 2 0との間に圧縮コイルスプリング装置 1 2 1を介装したことによって、 コ ントロール軸 6 5に反時計回りに回動させるバイアストルクが付与され、 時 計回りおよび反時計回りに回動させるのに必要な力が均等化される。 したが つて、 コントロール軸 6 5を回転駆動するためのァクチユエ一タの最大出力 を小さくでき、 ァクチユエータを小型化することができる。 [0095] また、 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 クランクケース 4内のコント ロール軸 6 5の側方若しくは下方に設置可能であるため、 コントロール軸 6 5のジャーナル 1 1 5方向についてエンジン Eが大型化することを回避する ことができる。 また、 複数個の装置を設置することもできるため、 一体当た りの装置の大きさを小型化することも可能である。 さらに、 本体側連結部材 1 1 9がクランクケース 4内に設けられているので、 連結部の構造が複雑に なることもない。
[0096] 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1をウェブ連結部 1 1 8および本体側連結 部 1 2 0に連結するために、 ピン 1 2 4 , 1 2 5を用いたリンク機構として 連結することによって、 圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 2 7に倒れや座屈を 発生させずに荷重作用線を一定に保ち、 所定のばね特性が発揮されるように されている。 このように、 バイアストルクの付勢手段としてリンク機構を備 えた圧縮コイルスプリングを用いるため、 倒れや摩擦によるヒステリシスが 抑制されるとともに、 ばね荷重やストロークを変更したり、 非線形特性のも のを用いることなどが可能となって設計自由度が向上される。 したがって、 様々なエンジンに容易に対応することが可能となる。
[0097] 図 1 8に示すように、 コントロール軸 6 5の中央部となる第 3ジャーナル
1 1 5 cの位置に油圧ァクチユエ一タ A Cを備え付け、 コントロール軸 6 5 における油圧ァクチユエ一タ A Cの軸方向両側に圧縮コィルスプリング装置 1 2 1を配置することによって、 コントロール軸 6 5に作用するねじれを低 減するとともに、 各ジャーナル 1 1 5 a〜1 6 0 eが受ける径方向の荷重が 低減されている。 また、 各一対の圧縮コイルスプリング装置 1 2 1を油圧ァ クチユエ一タ A Cについて対称となるように配置することによって、 コント ロール軸 6 5における油圧ァクチユエータ A Cの両側に作用する応力を略均 —にしてシャフトの負担が軽減される。 また、 一対の圧縮コイルスプリング 装置 1 2 1を偏心ピン 1 1 3を挟むかたちで設置、 すなわち、 コントロール リンク 6 3を挟むように配置することによって、 ジャーナル 1 1 5部の剛性 低下が抑制されている。 [0098] 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1によって大きなトルクを付加する必要が ある場合には、 コントロール軸 65から延設されたウェブ連結部 1 1 8まで の腕の長さを長くしてもよいが、 この場合長いストロークが必要となるため 、 ばねの長さも長くする必要があって圧縮コイルスプリング装置 1 2 1が大 型化してスペース効率が悪くなる。 しかし図 1 9に示すように、 圧縮コイル スプリング 1 27が圧縮コイルスプリング 1 26に収容されるかたちで両ス プリングを同軸に配置することによって、 所定のストロ一クを確保しつつば ね荷重を増大することが可能になっている。 これにより、 より大きなトルク をコントロール軸 65に付加することが可能となり、 さらに複数の圧縮コィ ルスプリング 1 26, 27を組み合わせることにより、 より複雑なトルク特 性を圧縮コイルスプリング装置 1 2 1に与えることができ、 設計自由度がさ に! ¾ま 。
[0099] 図 1 7および図 20に示すように、 ピン 1 24, 1 25が圧縮コイルスプ リング 1 26, 1 27の同心軸上に配置されることにより、 圧縮コイルスプ リング 1 26 , 1 27の荷重作用線上に作用点が配置される。 これにより、 スリーブ 1 28とロッド 1 29とが摺動する際に倒れによる摩擦力が発生す ることが抑制されている。
[0100] また、 図 20に示すように、 ピン 1 24, 1 25の摺動部にエンジンオイ ルを導入する給油孔 1 32, 1 33が設けられていることにより、 圧縮コィ ルスプリング装置 1 2 1の回動がより潤滑的に行われる。 また、 各給油孔 1 32 a, 1 32 b, 1 33 a, 1 33 bの上端が皿穴状とされ、 本体側連結 部 1 20に設けられる給油孔 1 33 a, 1 33 bは下部連結ピース 1 23と 重ならない位置に配置されていることにより、 クランクケース 4内の飛沫ォ ィルが効果的に捕集されて潤滑が促進されている。 したがって、 圧縮コイル スプリング 1 26 , 27が所定の荷重特性を発揮して、 より正確なトルクを コントロール軸 65に付与することができる。 さらにこれら各給油孔 1 32 a , 1 32 b, 1 33 a, 1 33 bによって各部材の軽量化が図られている [0101 ] 上部連結ピース 1 2 2にスリーブ 1 2 8内に連通する給油孔 1 4 2が穿設 されていることにより、 スリーブ 1 2 8内のロッド 1 2 9との摺動部に潤滑 油が供給されるので、 コントロール軸 6 5の駆動を一層円滑に行うことがで きるとともに、 上部連結ピース 1 2 2の軽量化が図られている。 さらにこの 給油孔 1 4 2は、 スリーブ 1 2 8とロッド 1 2 9とが摺動した際にスリーブ 1 2 8内の空気を給排する空気孔としての機能も果たすため、 一層円滑な摺 動を可能としている。
[0102] 油圧ァクチユエ一タ A Cはコントロール軸 6 5の中央部で接続されている 力 コントロール軸 6 5の一端や両端で接続されていたり、 コントロール軸 6 5の中央部でない中間部で接続されていてもよい。 また、 本実施形態では 付勢手段として圧縮コイルスプリングを用いているが、 これに代えて、 引張 スプリングや、 空気ばね、 油圧シリンダなどを用いてもよい。 コントロール 軸 6 5には付勢手段として圧縮コイルスプリング装置 1 2 1を 4体備え付け ているが、 1体や 2体であってもよく、 または 6体や 8体、 或いは 5体や 7 体などの奇数体であってもよい。 さらに、 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1 を取り付ける位置についても、 設計の都合などによってはコントロール軸 6 5の中心に対して対称とならないような配置とすることも可能であり、 本体 側連結部材 1 1 9が設けられる位置もクランクケース 4の内面に限らず、 ェ ンジン E本体側であれば他の部材であってもよい。
[0103] また、 付勢手段として 1つの装置に対して 2つの圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7を用いているが、 1つのスプリングだけを用いたり、 3つ以上 のスプリングを用いてもよい。 また、 圧縮コイルスプリングには、 等ピッチ の円筒コイルばねだけではなく、 不等ピッチコイルばねを用いたり、 円錐コ ィルばねやつづみ形コイルばね、 たる形コイルばね等を用いてもよく、 また 、 素線の径が変化するテーパーコイルばねや、 素線の断面が矩形や楕円形、 卵形などの形状をしたばねや、 これらを組み合わせたようなばねを用いても よい。 例えば、 不等ピッチコイルばねを用いることにより、 非線形の荷重特 性を得ることができる。 [0104] さらに、 ピン 1 2 4 , 1 2 5は、 必ずしも圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7の同軸線上に配置する必要はなく、 圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1
2 7の同軸線からオフセットした位置に配置するような形態としてもよい。 このような形態とすることにより、 ロッド 1 2 9の延長を長くして上部連結 ピース 1 2 2に貫通させ、 ロッド 1 2 9がスリーブ 1 2 8に内挿される長さ をより長くとることができる。
[0105] 上記実施例では、 エンジンブロックの外壁部に連結部が形成されることか ら、 これに連結された付勢手段により、 エンジンブロックの外壁部が大きな 力を常時受けるため、 当該外壁の肉厚を厚くするなどして連結部形成部位の 剛性を高める必要があり、 エンジン本体の重量増大を招くことがある。 図 2 1〜図 2 5に示された本発明の実施形態では、 このような問題が解消される
[0106] 図 2 1に示す本発明の第 4実施例に関わるエンジン Eは、 直列 4気筒ェン ジンであって、 4つのシリンダのうち 1つを通る横断面が図示されている。 シリンダブ口ック 4 aとベアリングブ口ック 4 bとが締結されることにより クランクケース 4が形成され、 クランクケース 4の下方にはオイルパン 1 0 が締結されてクランクケース 4内の飛沫オイルを貯留している。 シリンダブ 口ック 4 aの上方に形成されたシリンダ 5にはビストン 1 1が摺合されてお り、 アツパリンク 6 1及びロアリンク 6 0の 2つのリンクを介してクランク 軸 3 0に連結されている。
[0107] クランク軸 3 0は、 基本的に通常の定ストロークエンジンと同様の構成で あり、 シリンダブ口ック 4 aとべァリングブ口ック 4 bとに支持されたクラ ンクジャーナル 3 0 J (クランク軸の回転中心） から偏心したクランクピン
3 0 Pにより、 シーソー式に揺動するロアリンク 6 0の中間部を支持してい る。 そしてロアリンク 6 0の一端 6 0 aに、 ビストンピン 1 3に小端咅 |5 6 1 aが連結されたアツパリンク 6 1の大端部 6 1 bが連結されている。
[0108] ロアリンク 6 0の他端 6 0 bには、 通常のエンジンにおけるピストンとク ランク軸とを連結するコネクティングロッドと同一構成のコントロールリン ク 6 3の小端部 6 3 aがピン結合されている。 そしてコントロールリンク 6 3の大端部 6 3 bは、 ベアリングブ口ック 4 bとこれに締結されるシャフト ホルダ 1 5 1 とによって回動自在に支持されたコントロール軸 6 5の偏心ピ ン 1 1 3に、 ベアリングキャップ 6 3 cにより形成された軸受をもって連結 されている。
[0109] 図 2 1 , 図 2 2に示すように、 シャフトホルダ 1 5 1は、 コント口一ル軸 6 5のジャーナル 1 1 5を支持する 4つの支持壁 1 5 2 a , 1 5 2 b , 1 5 2 c , 1 5 2 dと、 これらを連結する連結ベース部 1 5 3とから構成され、 各支持壁 1 5 2にはポルト通し孔 1 5 4が 2つずっ穿設されている。 これら ポルト通し孔 1 5 4に揷入されたポルト 1 5 5力 ベアリングブロック 4 b に形成されたポルト孔に締結されることにより、 シャフトホルダ 1 5 1がべ ァリングブ口ック 4 bに固定されている。
[01 10] コントロール軸 6 5の中央部にはドリブンギヤ 1 1 6が形成され、 コント ロール軸 6 5を回転駆動するべ一ン式の油圧ァクチユエ一タ A Cには、 ドリ ブンギヤ 1 1 6と嚙み合う ドライブギヤ 1 4 1が設けられており （図 2 2参 照） 、 エンジン Eの運転状態に応じてその回動角が連続的に制御され、 且つ 任意の角度で保持されるようになっている。 具体的には、 油圧ァクチユエ一 タ A C内部のジャーナル部分は、 その外周に複数枚のベーンが突設されて口 —タを構成しており、 各べ一ンについてハウジングによって油圧室が形成さ れている。 油圧室はべ一ンによって第 1油圧室と第 2油圧室とに仕切られて おり、 第 1および第 2油圧室に対して作動油を給排することによってロータ が回転 '保持される。 この実施例についても、 図 6 a , 6 bについて説明し た油圧回路が適用可能であって、 上記した説明がそのまま適用できる。
[01 1 1 ] このエンジン Eによると、 コントロール軸 6 5を回動させることにより、 コントロールリンク 6 3の大端部 1 1 bの位置が、 図 2 1に示した位置から コントロール軸 6 5のジャーナル 1 1 5を中心にして上下方向に回転移動す ることによって変化し、 クランク軸 3 0の回転に伴うロアリンク 6 0の揺動 角度が変化する。 このロアリンク 6 0の揺動角度の変化に応じてシリンダ 5 内でのピストン 1 1のストローク範囲、 即ち、 ピストン 1 1の上死点位置及 び下死点位置が、 連続的に変化することとなる。 これにより、 圧縮比及び排 気量の少なくともいずれか一方を連続的に変化させるストローク特性可変機 能がもたらされる。
[01 12] コントロール軸 6 5を構成するウェブ 1 1 7には、 コントロール軸 6 5の ジャーナル 1 1 5に対して偏心ピン 1 1 3と反対側に延設されるようにゥェ ブ連結部 1 1 8 (第 1の連結部） が形成されている。 シャフトホルダ 1 5 1 の下面には、 本体側連結部 1 2 0 (第 2の連結部） が形成された本体側連結 部材 1 1 9がポルト 1 5 6によって固定されており、 ゥヱブ連結部 1 1 8と 本体側連結部 1 2 0との間には圧縮コィルスプリング装置 1 2 1 (付勢手段 ) が介装されている。
[01 13] 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 上端に上部連結ピース 1 2 2を、 下 端に下部連結ピース 1 2 3を備え、 それぞれがピン 1 2 4 (第 1のピン） , 1 2 5 (第 2のピン） を介してゥェブ連結部 1 1 8および本体側連結部 1 2 0に軸着されている。 上部連結ピース 1 2 2と下部連結ピース 1 2 3との間 には 2本の圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7が介装されており、 圧縮コ ィルスプリング 1 2 7は圧縮コイルスプリング 1 2 6の内部に収容されるか たちで同軸に配置されている。 ピン 1 2 4 , 1 2 5はこれら圧縮コイルスプ リング 1 2 6 , 1 2 7の同軸線上にくるような配置となっている。
[01 14] 図 2 2に示すように、 コントロール軸 6 5は一端から他端へ向けて、 順に 、 第 1ジャーナル 1 1 5 a、 第 2ジャーナル 1 1 5 b、 第 3ジャーナル 1 1 5 c、 第 4ジャーナル 1 1 5 d、 第 5ジャーナル 1 1 5 eと呼ぶように、 5 つのジャーナル 1 1 5を構成要素として備えている。 各ジャーナルの間には 、 偏心ピン 1 1 3がウェブ 1 1 7に挟まれるかたちで介在されており、 第 1 ジャーナル 1 1 5 aと第 2ジャーナル 1 1 5 bとの間には第 1偏心ピン 1 1 3 a力 第 2ジャーナル 1 1 5 bと第 3ジャーナル 1 1 5 cとの間には第 2 偏心ピン 1 1 3 b力 というように、 4つの偏心ピン 1 1 3 a〜 1 1 3 dが 5つのジャーナル 1 1 5と交互に同軸上に配置されている。 [0115] 各ジャーナル 1 1 5と各偏心ピン 1 1 3とは、 ゥヱブ 1 1 7によって連結 されており、 第 1ジャーナル 1 1 5 aと第 1偏心ピン 1 1 3 aとの間にはゥ エブ 1 1 7 aが配置され、 第 1ジャーナル 1 1 5 aから第 5ジャーナル 1 1 5 eへ向けて、 順に 8つのウェブ 1 1 7 a〜 1 1 7 hが配置されている。 な お、 図 22においては、 コントロールリンク 63の大端部 63 bのみが第 1 偏心ピン 1 1 3 aに連結されて示されているが、 他の偏心ピン 1 1 3 b〜 1 1 3 dについても、 実際にはコントロールリンク 63等からなる同様のリン ク機構がそれぞれに連結されるが、 理解を容易にするため省略して示してい る。
[0116] 各ジャーナル 1 1 5 a〜 1 1 5 eは、 ベアリングブロック 4 bとシャフト ホルダ 1 5 1 とに形成された軸受け （図示せず） によって軸支されるが、 コ ントロール軸 65の中央部となる第 3ジャーナル 1 1 5 c部分には油圧ァク チユエ一タ ACにより駆動されるドリブンギヤ 1 1 6が設置されている。
[0117] 第 1偏心ピン 1 1 3 aを挟むウェブ 1 1 7 a, 1 1 7 b、 および第 4偏心 ピン 1 1 3 dを挟むゥェブ 1 1 7 g , 1 1 7 hには、 ゥェブ連結部 1 1 8 a , 1 1 8 b, 1 1 8 g, 1 1 8 h力《、 コントロール軸 65のジャーナル 1 1 5に対して偏心ピン 1 1 3と反対側に延設されるように形成されている。 ま た、 シャフトホルダ 1 5 1の下面には 2つの本体側連結部材 1 1 9 a, 1 1 9 gが取り付けられ、 それぞれ 2つの本体側連結部 1 20 a, 1 20 bおよ び 1 20 g, 1 20 hが形成されている。
[0118] 各ウェブ連結部 1 1 8 a, 1 1 8 b, 1 1 8 g, 1 1 8 hと各本体側連結 部 1 20 a, 1 20 b, 1 20 g, 1 20 hとの間には、 4体の圧縮コイル スプリング装置 1 2 1 a, 1 2 1 b, 1 2 1 g, 1 2 1 hがそれぞれ介装さ れている。 4体の圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 油圧ァクチユエ一タ ACを中心にコントロール軸 65の軸方向について対称に、 計 4体が配置さ れている。 各圧縮コイルスプリング装置 2 1の上部連結ピース 1 22 a, 1 22 b, 1 22 g , 1 22 hを軸支するピン 1 24 a , 1 24 b, 1 24 g , 1 24 hが同軸上に配置されるように、 ウェブ連結部 1 1 8 a, 1 1 8 b , 1 1 8 g , 1 1 8 hが形成されている。 同様に、 下部連結ピース 1 2 3 a , 1 2 3 b , 1 2 3 g , 1 2 3 hを軸支するピン 1 2 5 a , 1 2 5 b , 1 2
5 g , 1 2 5 hについても、 全てが同軸となるように本体側連結部材 1 1 9 a , 1 1 9 gが取り付けられている。 圧縮コイルスプリング装置自体は、 図 1 9、 2 0に示されたものと同様であるので、 その詳しい説明については、 対応する詳細な説明の部分を参照されたい。
[01 19] 図 2 1を参照して、 コントロール軸 6 5に作用する力について説明する。
エンジン Eの燃焼工程によって、 ピストン 1 1は非常に大きな力でシリンダ 5内を下方へ押し下げられる。 ピストン 1 1が受けた燃焼圧力はアツパリン ク 6 1およびロアリンク 6 0を介してクランクピン 3 0 Pに伝達されてクラ ンク軸 3 0を回転させる力 ロアリンク 6 0の一端 6 0 aの軸心は、 ピスト ンピン 1 3の中心とクランクピン 3 0 Pの中心とを結んだ直線から外れてい るため、 ロアリンク 6 0をクランクピン 3 0 Pを中心にして反時計回りに自 転させる分力、 すなわちロアリンク 6 0の他端 6 0 bを上方に押し上げる力 が発生する。 4つの各気筒が順次燃焼工程を経るため、 コントロールリンク
6 3を上に引き上げる力が常時加わった状態となる。
[0120] このような状態で、 コントロール軸 6 5を回転駆動させる場合、 コント口 —ル軸 6 5を時計回りに回動させて偏心ピン 1 1 3を上に移動させることは 小さな力で行いうるが、 コントロール軸 6 5を反時計回りに回動させて偏心 ピン 1 1 3を下に移動させるためには、 前述のコントロールリンク 6 3を上 に引き上げる力に杭してこれよりも大きな力が必要となる。
[0121 ] コントロール軸 6 5から延設されたウェブ連結部 1 1 8と本体側連結部 1 2 0との間に圧縮コイルスプリング装置 1 2 1を介装したことによって、 コ ントロール軸 6 5に反時計回りに回動させるバイアストルクが付与され、 時 計回りおよび反時計回りに回動させるのに必要な力が均等化される。 したが つて、 コントロール軸 6 5を回転駆動するためのァクチユエ一タの最大出力 を小さくでき、 ァクチユエータを小型化することができる。
[0122] また、 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 クランクケース 4内のコント ロール軸 6 5の側方若しくは下方に設置可能であるため、 コントロール軸 6 5のジャーナル 1 1 5方向についてエンジン Eが大型化することを回避する ことができる。 また、 複数個の装置を設置することもできるため、 一体当た りの装置の大きさを小型化することも可能である。 さらに、 本体側連結部材 1 1 9がクランクケース 4内に設けられているので、 連結部の構造が複雑に なることもない。
[0123] 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1をウェブ連結部 1 1 8および本体側連結 部 1 2 0に連結するために、 ピン 1 2 4 , 1 2 5を用いたリンク機構として 連結することによって、 圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7に倒れや座屈 を発生させずに荷重作用線を一定に保ち、 所定のばね特性が発揮されるよう にされている。 このように、 バイアストルクの付勢手段としてリンク機構を 備えた圧縮コイルスプリングを用いるため、 倒れや摩擦によるヒステリシス が抑制されるとともに、 ばね荷重やストロークを変更したり、 非線形特性の ものを用いることなどが可能となって設計自由度が向上される。 したがって 、 様々なエンジンに容易に対応することが可能となる。
[0124] また、 本体側連結部材 1 1 9力 コントロール軸 6 5を支持するために高 い剛性をもって形成されたシャフトホルダ 1 5 1にポルト 1 5 6で固定され るため、 例えば、 剛性を確保する必要のないオイルパン 1 0を肉厚にして本 体側連結部材 1 1 9を固定する場合と比較して、 エンジン Eの余分な重量増 大が回避されている。 さらに、 本実施形態では本体側連結部材 1 1 9をシャ フトホルダ 1 5 1に固定するために、 そのためのポルト 1 5 6を使用してい るが、 そのようなポルト 1 5 6を用いずに、 シャフトホルダ 1 5 1を締結す るためのポルト 1 5 5を利用する形態としてもよい。 即ち、 本体側連結部材 1 1 9を固定するためのポルト通し孔を、 シャフトホルダ 1 5 1のポルト通 し孔 1 5 4と同軸に配置し、 ポルト 1 5 5で本体側連結部材 1 1 9を共締め する。 このようにすることによって部品点数が削減され、 組み付け手間の増 大およびエンジンの重量増大を抑制することができる。 また、 ピン 1 2 4 , 1 2 5は、 必ずしも圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7の同軸線上に配置 する必要はなく、 圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7の同軸線からオフセ ットした位置に配置するような形態としてもよい。
[0125] 図 2 3 , 図 2 4は、 圧縮コイルスプリング装置の変形実施例を示す。 これ らの図に示すように示すように、 圧縮コイルスプリング装置 1 6 1は、 スリ —ブ 1 6 7が形成された上部連結ピース 1 6 2と、 ロッド 1 6 8が形成され た下部連結ピース 1 6 3と、 2つの直列配置された圧縮コイルスプリング 1 6 5 , 1 6 6と、 2つの圧縮コイルスプリング 1 6 5 , 1 6 6の間に挟持さ れるリテ一ナ 1 6 4とから構成される。 リテ一ナ 1 6 4はフランジ部 1 6 9 とその両面の中心部に形成されたロッド 1 7 1およびスリーブ 1 7 0から形 成されており、 ロッド 1 7 1は上部連結ピース 1 6 2のスリーブ 1 6 7に内 揷され、 スリーブ 1 7 0には下部連結ピース 1 6 3のロッド 1 6 8が内揷さ れ、 それぞれ摺動可能とされている。 コイル径の略等しい等ピッチの円筒コ ィルばねからなる 2つの圧縮コイルスプリング 1 6 5 , 1 6 6は、 それぞれ 、 リテ一ナ 1 6 4と下部連結ピース 1 6 3との間、 およびリテ一ナ 1 6 4と 上部連結ピース 1 6 2との間に介装されている。 図示された実施例では、 両 圧縮コイルスプリング 1 6 5 , 1 6 6は概ね同一の長さを有するが、 所望の ばね特性によっては、 異なる長さを有するものであってもよい。
[0126] 圧縮コイルスプリング 1 6 5は、 圧縮コイルスプリング 1 6 6よりも素線 の径およびピッチが大きく、 有効巻数が少なくなつており、 大きなばね定数 を有している。 上部連結ピース 1 6 2、 下部連結ピース 1 6 3及びリテ一ナ 1 6 4のコイルスプリング支持面には、 介装されるコイルスプリングの内径 に合わせて、 台座部 1 7 6〜 1 7 9がそれぞれ形成されている。 両圧縮コィ ルスプリング 1 6 5 , 1 6 6は両端をこれら台座部 1 7 6〜 1 7 9に固定さ れて同軸上に配置されている。
[0127] 上部連結ピース 1 6 2にはスリーブ 1 6 7内部に連通する給油孔 1 8 2が 穿設され、 リテ一ナ 1 6 4のロッド 1 7 1の軸心には、 フランジ部 1 6 9を 貫通してスリーブ 1 7 0内部に連通する給油孔 1 7 5が穿設されている。 ま た、 ロッド 1 7 1はスリーブ 1 6 7よりも長く形成され、 圧縮コイルスプリ ング 1 6 6の許容応力に達する前にその先端がスリーブ 1 6 7の基端に当接 するようにされている。
[0128] このように、 ばね定数の異なる複数の圧縮コイルスプリング 1 6 5 , 1 6 6を直列に組み合わせて用いることにより、 特性が大きく変化するばね特性 を実現することができ、 コントロール軸を所定角度に回動させるのに必要な ストロークおよび荷重を確保し易くなる。 即ち、 非線形のばね特性を得るた めに単一の不等ピッチばねを用いた場合、 最大荷重を大きくするために素線 の径を太くすればストローク量が確保できなくなってしまう一方、 ストロー ク量を確保するために巻き数を増やすと、 圧縮コイルスプリング装置が大型 化してしまう。 他方、 素線を細くすれば、 装置を大型化せずにストロークを 確保することは可能であるが、 大きなばね荷重は発揮されなくなってしまう 。 そこで、 ばね定数の異なる複数の圧縮コイルスプリング 1 6 5 , 1 6 6を 直列に組み合わせたことにより、 好適にストロークおよびばね荷重の双方が 確保できるようにされている。
[0129] また、 給油孔 1 7 5 , 1 8 2が形成されているため、 上部連結ピース 1 2 2の給油孔 1 8 2からスリーブ 1 6 7内に導入されたエンジンオイルは、 ス リーブ 1 6 7とロッド 1 7 1 との潤滑に供されるとともに、 給油孔 1 7 5を 伝ってスリーブ 1 7 0内に導入され、 ロッド 1 6 8との摺動の潤滑にも供さ れるようになっている。 これによりコントロール軸 6 5の駆動が円滑に行わ れる。 さらに、 給油孔 1 8 2がスリーブ 1 6 7内のエア抜き孔として、 また 給油孔 1 7 5がスリーブ 1 7 0内のエア抜き孔としても機能するため、 コン トロール軸 1 6 5の駆動が更に円滑に行われる。
[0130] 次に、 図 2 5を参照して、 本発明の第 4実施形態の更なる変形実施例につ いて説明する。 シャフトホルダ 1 8 1は、 一体形成されており、 コントロー ル軸 6 5のジャーナル 1 1 5を支持する 4つの支持壁 1 8 2と、 これらを連 結する連結ベース部 1 8 3と、 連結ベース部 1 8 3の下面から側方に向かつ て突出する 4つの突出部 1 8 4とから構成されており、 突出部 1 8 4の先端 は本体側連結部 1 8 5をなしている。 各支持壁 1 8 2にはポルト通し孔が 2 つずつべ一ス部 1 8 3を貫通するように穿設されており、 これらポルト通し 孔に揷入されたポルト 1 5 5が、 ベアリングブ口ック 4 bに形成されたポル ト孔に締結されることにより、 シャフトホルダ 1 5 1がベアリングブロック 4 bに固定されている。
[0131 ] 圧縮コイルスプリング装置 1 2 1は、 上端に上部連結ピース 1 2 2を、 下 端に下部連結ピース 1 2 3を備え、 それぞれがピン 1 2 4 , 1 2 5を介して ウェブ連結部 1 1 8および本体側連結部 1 8 5に軸着されている。 上部連結 ピース 1 2 2と下部連結ピース 1 2 3との間には 2本の圧縮コイルスプリン グ 1 2 6 , 1 2 7が介装されており、 圧縮コイルスプリング 1 2 7は圧縮コ ィルスプリング 1 2 6の内部に収容されるかたちで同軸に配置されている。 ピン 1 2 4 , 1 2 5はこれら圧縮コイルスプリング 1 2 6 , 1 2 7の同軸線 上にくるような配置となっている。
[0132] このように、 本体側連結部 1 8 5がシャフトホルダ 1 5 1 と一体に形成さ れることによって、 部品点数の増加が回避され、 さらにこれによつて組み付 け手間が軽減されるとともに、 エンジンの重量増大が抑制されている。
[0133] 以上で具体的実施形態についての説明を終えるが、 本発明はこれらの実施 形態に限定されるものではない。 例えば、 本実施形態では直列 4気筒ェンジ ンを例に説明をしているが、 並列エンジンや V型エンジン、 6気筒エンジン や 8気筒エンジンなど、 様々なエンジンに適用することができる。 また、 本 実施形態ではコントロール軸としてコントロール軸 6 5を用いているが、 コ ントロール軸はコントロールリンク 6 3の支点を移動できるものであればよ く、 油圧シリンダなどによってコントロールリンク 6 3の支点を直線移動さ せるコントロ一ル部材であってもよい。
[0134] 本出願のパリ条約に基づく優先権主張の基礎出願の全内容及び本出願中で 引用された従来技術の全内容は、 それに言及したことをもって本願明細書の 一部とする。
[0135] 以上、 本発明を、 その好適形態実施例について説明したが、 当業者であれ ば容易に理解できるように、 本発明はこのような実施例により限定されるも のではなく、 本発明の趣旨を逸脱しない範囲で適宜変更可能である。
図面の簡単な説明
[図 1 ]本発明の第 1実施例のストロ一ク特性可変エンジンの低圧縮比状態での ビストン上死点位置を示す縦断面図である。
[図 2]上記エンジンの低圧縮比状態でのビストン下死点位置を示す縦断面図で
[図 3]上記エンジンの高圧縮比状態でのビストン上死点位置を示す縦断面図で
[図 4]上記エンジンの高圧縮比状態でのビストン下死点位置を示す縦断面図で
[図 5]コントロール軸に作用するトルク変化の説明図である。
[図 6a]ベ一ン式油圧ラチエツト機構の油圧回路図である。
[図 6b]ベ一ン式油圧ァクチユエ一タの油圧回路である。
[図 7]ばね部材を付設した油圧ラチエツト機構の概略分解斜視図である。
[図 8]本発明の第 2実施例のストローク特性可変エンジンの概略全体斜視図で
[図 9]図 8の I X矢視図である。
[図 10]図 8の X _ X線に沿う断面図 （高圧縮比状態） である。
[図 1 1 ]図 8の X I _ X I線に沿う断面図 （低圧縮比状態） である。
[図 12]図 9の X I I - X I I線に沿う水平断面図である。
[図 13]図 1 2の X I I I - X I I I線に沿う縦断面図である。
[図 14]図 1 2の X I V _ X I V線に沿う縦断面図である。
[図 15]図 1 0の X V— X V線に沿う縦断面図である。
[図 16]ばね部材を付設したベーン式油圧ァクチユエータの分解斜視図である [図 17]本発明の第 3実施例のストローク特性可変エンジンを示す縦断面図で [図 18]第 3実施形態に係るコントロール軸を示す斜視図である。 [図 1 9]圧縮コイルスプリング装置の分解斜視図である。
[図 20]図 1 7中の X X _ X X断面図である。
[図 21 ]第 4実施形態に係るストロ一ク特性可変エンジンを示す縦断面図であ る。
[図 22]第 4実施形態に係るコントロール軸を示す斜視図である。
[図 23]第 4実施形態の変形実施例に係る圧縮コイルスプリング装置の分解斜 視図である。
[図 24]同圧縮コィルスプリング装置の縦断面図である。
[図 25]第 4実施形態の更なる変形実施例に係るストローク特性可変エンジン の一部を示す拡大縦断面図である。

Claims

請求の範囲
[1 ] ストローク特性可変エンジンであって、
ビストンとクランク軸との間を連結する複数のリンクと、
エンジン本体に、 所定範囲を両方向に変位可能に設けられたコントロール 部材と、
前記複数のリンクのいずれか 1つを前記コントロール部材に連結するコン トロールリンクと、
前記コントロール部材の位置を変化させるァクチユエ一タとを有し、 前記ァクチユエ一タカ 前記コントロール部材の駆動力として、 前記ビス トンから前記コントロール部材に伝達される力を利用するラチエツト機構を 含むことを特徴とするストローク特性可変ェンジン。
[2] 前記ラチェット機構が、 ピストンにより第 1及び第 2の油圧室に分割され る油圧室と、 第 1及び第 2端を有する逆止弁と、 前記第 1及び第 2の油圧室 を前記逆止弁に選択的に接続するために 3位置を有する切換弁とを有し、 前記 3位置が、 前記第 1及び第 2の油圧室を前記逆止弁の前記第 1及び第 2端にそれぞれ接続する第 1の位置と、 前記第 1及び第 2の油圧室を前記逆 止弁の前記第 2及び第 1端にそれぞれ接続する第 2の位置と、 前記第 1及び 第 2の油圧室を閉じる第 3の位置とを有することを特徴とする請求項 1に記 載のストロ一ク特性可変エンジン。
[3] 前記コントロール部材を両方向の一方に向けて付勢するばね部材を更に含 むことを特徴とする請求項 2に記載のストローク特性可変エンジン。
[4] 前記ばね部材が捩りコイルばねを含むことを特徴とする請求項 3に記載の ストロ一ク特性可変エンジン。
[5] 前記ばね部材が、 前記コントロール部材を高圧縮比位置から高低圧縮比位 置に向けて付勢する向きに、 前記コントロール部材に作用することを特徴と する請求項 3に記載のストローク特性可変エンジン。
[6] 前記ばね部材が、 前記ァクチユエータに少なくとも部分的に受容されてい ることを特徴とする請求項 3に記載のストロ一ク特性可変エンジン。
[7] 前記ばね部材が、 前記ァクチユエータのハウジング壁に少なくとも部分的 に受容され、 その一端が前記ァクチユエータの駆動軸により、 その他端がェ ンジン本体に、 それぞれ係合されていることを特徴とする請求項 5に記載の ストロ一ク特性可変エンジン。
[8] 前記ばね部材が、 前記ァクチユエータの駆動軸に少なくとも部分的に受容 され、 その一端が前記ァクチユエータの駆動軸により、 その他端が前記ァク チユエ一タのハウジング又はェンジン本体に、 それぞれ係合されていること を特徴とする請求項 5に記載のストローク特性可変エンジン。
[9] 前記ばね部材が、 少なくとも部分的に前記駆動軸の軸受ジャーナルに沿つ て延在することを特徴とする請求項 8に記載のストローク特性可変エンジン
[10] 前記ばね部材の一端が前記駆動軸の端壁に形成された係合孔に、 前記ばね 部材の他端が前記ァクチユエータのハウジングに形成された係合孔に、 それ ぞれ係合され、 前記係合孔がそれぞれ外向きに開かれ、 係合状態を外側から 確認し得るようにしたことを特徴とする請求項 8に記載のストローク特性可 変エンジン。
[1 1 ] 前記コントロール部材が、 コントロール軸の偏心部を含み、 前記ばね部材 力 前記コントロール軸のアームとエンジン本体との間に設けられた圧縮コ ィルばねを含むことを特徴とする請求項 3に記載のストローク特性可変ェン ジン。
[12] ストローク特性可変エンジンであって、
ビストンとクランク軸との間を連結する複数のリンクと、
エンジン本体に、 所定範囲を両方向に変位可能に設けられたコントロール 部材と、
前記複数のリンクのいずれか 1つを前記コントロール部材に連結するコン トロールリンクと、
前記コントロール部材の位置を変化させるァクチユエ一タとを有し、 前記ばね部材が、 前記ァクチユエータに少なくとも部分的に受容されてい ることを特徴とするストローク特性可変エンジン。
ストロ一ク特性可変エンジンであって、
ビストンとクランク軸との間を連結する複数のリンクと、
エンジン本体に、 所定範囲を両方向に変位可能に設けられたコントロール 部材と、
前記複数のリンクのいずれか 1つを前記コントロール部材に連結するコン トロールリンクと、
前記コントロール部材の位置を変化させるァクチユエ一タとを有し、 前記コントロール部材が、 コントロール軸の偏心部を含み、 前記ばね部材 が、 前記コントロール軸のアームとエンジン本体との間に設けられた圧縮コ ィルばねを含むことを特徴とするストロ一ク特性可変エンジン。
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