可変圧縮比機構を備える内燃機関
【課題】可変圧縮機構を備える内燃機関において、吸排気弁の動弁機構にクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構にて使用される巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持しうる張力保持手段を提供すること。
【解決手段】本発明は、クランクシャフトに結合された駆動スプロケットと、該駆動スプロケットと離間して配置され、吸排気弁の開閉を行う動弁機構に駆動スプロケットからの回転駆動力を伝達するように構成された中継スプロケットとを有し、張力保持手段が、駆動スプロケットの回転中心と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材と、シリンダブロックと中継スプロケットとを繋ぐ第２リンク部材であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材とを有するリンク機構を有して構成される。
【解決手段】本発明は、クランクシャフトに結合された駆動スプロケットと、該駆動スプロケットと離間して配置され、吸排気弁の開閉を行う動弁機構に駆動スプロケットからの回転駆動力を伝達するように構成された中継スプロケットとを有し、張力保持手段が、駆動スプロケットの回転中心と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材と、シリンダブロックと中継スプロケットとを繋ぐ第２リンク部材であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材とを有するリンク機構を有して構成される。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関の燃費性能や出力性能を向上させることを目的として、内燃機関の圧縮比を変更可能にする可変圧縮機構を備える内燃機関の提案がなされており、例えば、カム機構などを利用して、内燃機関の燃焼室を構成する機関要素であるシリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させることで、燃焼室の容積を変更して内燃機関の圧縮比を変更する可変圧縮機構を備える内燃機関が知られている（特許文献１を参照）。
【０００３】
上記のような可変圧縮機構を備える内燃機関においては概して、クランクケース内に配置されたクランクシャフトに対してシリンダブロックが気筒の軸線方向に移動するため、シリンダブロック上部（シリンダヘッド）に配置された吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトもクランクシャフトに対して相対的に移動することとなる。この点から、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトの駆動力がクランクシャフトからチェーンベルトなどを介して伝達されるように構成されている内燃機関において、可変圧縮機構の作動により、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトがクランクシャフトに対して相対的に移動された場合においても、吸排気弁を所望のタイミングにて開閉することができ、また、クランクシャフトの回転駆動力を良好に吸排気弁のカムシャフトに伝達することを可能とすべく、例えば、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結するチェーンベルトの張り具合（張力）を調整し一定に保持するテンショナを使用することの提案がなされている（引用文献２参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３３２７９８公報
【特許文献２】特開２００９−９７４４９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトにクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構において使用されるチェーンベルト等のような巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するために使用されるテンショナとしては、油圧式テンショナが広く知られており、該油圧式テンショナは概して、シリンダ孔を有するハウジングと、シリンダ孔に移動可能に設けられたプランジャと、プランジャをシリンダ孔から突出するように付勢するリターンスプリングと、プランジャの突出時に油圧源から供給される作動油をシリンダ孔内に導入してプランジャに油圧を作用させるとともに、プランジャの後退移動を阻止する逆止弁とを有して構成されている。
【０００６】
このような油圧式テンショナは、リターンスプリングによって外方向へ突出されるプランジャによりチェーンベルトが押圧され、該チェーンベルトからプランジャに付与される押し込み力をシリンダ孔内の作動油によって緩衝することにより、該チェーンベルトのばたつきを防止して、チェーンベルト張力を調整し一定に保持するようになっている。
【０００７】
しかしながら、チェーンベルトなどのような巻掛伝動部材を支持する各スプロケットの回転中心間の相対的な位置関係に大きなバラツキが生じうるような構成に対して、このような油圧式テンショナを使用する場合、該油圧式テンショナによる調整可能範囲を越えてしまうような大きな緩みが巻掛伝動部材にもたらされた際には、巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持することができないというような事態が生じる可能性がある。
【０００８】
本発明は上記のような課題に鑑み、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関において、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトにクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構において使用される巻掛伝動部材を支持するスプロケットの回転中心間に大きなバラツキが生じうるような構成に対して、より確実に巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能とする張力保持手段を有する、可変圧縮機構を備える内燃機関を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
請求項１に記載の発明によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関において、前記クランクケースに回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転するように、前記クランクシャフトに結合された駆動スプロケットと、前記駆動スプロケットに対して離間して配置され、第１巻掛伝動部材を介して前記駆動スプロケットに連結されることで前記駆動スプロケットからの回転駆動力が伝達されうるように構成された中継スプロケットであって、伝達された回転駆動力を前記シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達しうるように構成された中継スプロケットと、前記駆動スプロケットと前記中継スプロケットとを連結する前記第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持する張力保持手段とを具備し、前記張力保持手段は、前記駆動スプロケットの回転中心と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材と、一端が前記シリンダブロックに取り付けられ且つ他端が前記中継スプロケットに取り付けられるという第２リンク部材であって該第２リンク部材の前記シリンダブロックにおける取り付け部と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材とを有するリンク機構であって、前記クランクケースに対する前記シリンダブロックの相対的な移動にともなう前記中継スプロケットの移動をもたらしうるリンク機構を有して構成される、
ことを特徴とする可変圧縮機構を備える内燃機関が提供される。
【００１０】
すなわち、請求項１に記載の発明では、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関に関して、クランクケース内に回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転する駆動スプロケットと、該駆動スプロケットに対して離間して配置された中継スプロケットとを介して、クランクシャフトの回転駆動力を、シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達するように構成する場合において、駆動スプロケットの回転中心と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材を配設することで、第１巻掛伝動部材を支持するスプロケット（駆動スプロケットと中継スプロケット）間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制し、より確実に第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能と致します。さらに、上記のような第１リンク部材とともに、一端がシリンダブロックに取り付けられ且つ他端が中継スプロケットに取り付けられるという第２リンク部材であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材を有して構成されるリンク機構によれば、第１巻掛伝動部材を支持するスプロケット間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制しつつ、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケットの移動をもたらすことを可能とする。
【００１１】
請求項２に記載の発明によれば、前記中継スプロケットは、第２巻掛伝動部材を介して前記動弁機構に連結されることで前記駆動スプロケットから伝達された回転駆動力を前記動弁機構に伝達しうるように構成され、前記第２巻掛伝動部材を押圧しうるプランジャと、前記プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、前記プランジャを前記ハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有し、前記プランジャの前記ハウジングからの突出量に応じて前記第２巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナをさらに備える、ことを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮機構を備える内燃機関が提供される。
【発明の効果】
【００１２】
各請求項に記載の発明によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関に関して、クランクケース内に回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転する駆動スプロケットと、該駆動スプロケットに対して離間して配置された中継スプロケットとを介して、クランクシャフトの回転駆動力を、シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達するような構成に対して、第１巻掛伝動部材を支持するスプロケット（駆動スプロケットと中継スプロケット）間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制することができ、より確実に第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能としつつ、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケットの移動をもたらすことを可能とする、という共通の効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構の一実施形態を示す図である。
【図１１】本発明の可変圧縮機構を備えた内燃機関における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構の一実施形態を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
図１は本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関の側面断面図を示す。図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
【００１５】
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
【００１６】
一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
【００１７】
図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。
【００１８】
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
【００１９】
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００２０】
図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
【００２１】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
【００２２】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
【００２３】
図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
【００２４】
図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
【００２５】
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
【００２６】
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
【００２７】
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
【００２８】
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
【００２９】
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
【００３０】
図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
【００３１】
図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
【００３２】
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
【００３３】
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００３４】
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
【００３５】
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００３６】
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
【００３７】
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
【００３８】
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
【００３９】
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
【００４０】
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
【００４１】
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
【００４２】
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
【００４３】
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
【００４４】
次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯXを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
【００４５】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
【００４６】
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
【００４７】
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
【００４８】
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
【００４９】
一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
【００５０】
吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
【００５１】
一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。
【００５２】
前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
【００５３】
ところで、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関においては、クランクケース内に配置されたクランクシャフトに対してシリンダブロックが相対的に移動するため、シリンダブロック上部（シリンダヘッド）に配置された吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトもクランクシャフトに対して相対的に移動することとなる。この点から、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトの駆動力がクランクシャフトからチェーンベルトを介して伝達されるように構成されている内燃機関において、可変圧縮機構の作動により、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトがクランクシャフトに対して相対的に移動された際にも、吸排気弁を所望のタイミングにて開閉することができ、また、クランクシャフトの回転駆動力を良好に吸排気弁のカムシャフトに伝達することを可能とすべく、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構にて使用されるチェーンベルトの張り具合（張力）を調整し一定に保持するテンショナを適用することの提案がなされている。
【００５４】
吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトにクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構に使用されるチェーンベルト等のような巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するために使用されるテンショナとして、油圧式テンショナが広く知られており、該油圧式テンショナは概して、シリンダ孔を有するハウジングと、シリンダ孔に移動可能に設けられたプランジャと、プランジャをシリンダ孔から突出するように付勢するリターンスプリングと、プランジャの突出時に油圧源から供給される作動油をシリンダ孔内に導入してプランジャに油圧を作用させるとともに、プランジャの後退移動を阻止する逆止弁とを有して構成されている。
【００５５】
このような油圧式テンショナは、リターンスプリングによって外方向への突出されるプランジャによりチェーンベルトが押圧され、該チェーンベルトからプランジャに付与される押し込み力をシリンダ孔内の作動油によって緩衝することにより、該チェーンベルトのばたつきを防止して、チェーンベルトの張力を調整し一定に保持するようになっている。
【００５６】
図１０は、可変圧縮機構を備えた内燃機関における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構１００の一実施形態を示す図である。図１０に示される実施形態における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフト１０２とクランクシャフト１０１とを連結する駆動力伝達機構１００は、クランクケースに回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転するようにクランクシャフトに結合された駆動スプロケット１０３と、該駆動スプロケットと離間して配置され、第１巻掛伝動部材となるチェーンベルト１０５を介して駆動スプロケットに連結されることで駆動スプロケットからの回転駆動力が伝達されうるに構成された中継スプロケット１０４であってクランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともない移動しうる中継スプロケット１０４とを有して構成される。また、中継スプロケットは、第２巻掛伝動部材となるチェーンベルト１０６を介して、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトに連結されることで駆動スプロケットから伝達された回転駆動力を該カムシャフトに伝達しうるように構成される。そして、第１捲掛伝動部材１０５及び第２巻掛伝動部材１０６となる各チェーンベルトの張力を調整し一定に保持すべく、各巻掛伝動部材を押圧しうるプランジャと、プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、プランジャをハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有するテンショナであって、プランジャのハウジングからの突出量に応じて各巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナ１０７，１０８が、各巻掛伝動部材に対して配置される。尚、中継スプロケット１０４をシリンダブロックに直接的に取り付けることは構造上の観点などから極めて困難をともなうことが想定され、図１０に示される実施形態においては、中継スプロケットは、該中継スプロケットとシリンダブロックとを連結する連結部材としての役割を有するブラケット１０９を介してシリンダブロックに取り付けられるように構成される。
【００５７】
このような駆動伝達機構１００によれば、シリンダブロックが、側面視にて円弧状の軌跡を描きながらクランクケースに対して相対的に移動されるような場合においても、チェーンベルト１０５、１０６の張り具合を油圧式テンショナ１０７、１０８にて調節することができ、クランクシャフトの回転駆動力を、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトに対して良好に伝達しうる。
【００５８】
しかしながら、図１０に示されるような構成においては、駆動スプロケット１０３及び中継スプロケット１０４の各回転中心間の間隔を所定の距離に拘束するような部材を有して構成されていないが故に、駆動スプロケットの回転中心と中継スプロケットの回転中心との間の相対的な位置関係は、シリンダブロックに対するブラケット１０９の組付けのバラツキに大きく依存ことになり、大きなバラツキが生じる場合がある。このような構成、すなわち、チェーンベルトを支持する各スプロケットの回転中心間の相対的な位置関係に大きなバラツキが生じうるような構成に対して、上記のような油圧式テンショナを使用する場合、該油圧式テンショナによる調整可能範囲を越えてしまうような大きな緩みが巻掛伝動部材にもたらされた際には、巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持することができないというような事態が生じる可能性がある。
【００５９】
このことに基づいて本発明においては、駆動スプロケットと中継スプロケットとを連結する第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持する張力保持手段が、リンク機構を有して構成される。図１１は、本発明の可変圧縮機構を備えた内燃機関における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフト２０２とクランクシャフト２０１とを連結する駆動力伝達機構の一実施形態を示す図である。図１１に示されるごくと、本発明の駆動力伝達機構２００の張力保持手段は、駆動スプロケット２０３の回転中心と中継スプロケット２０４の回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材２０９と、一端がシリンダブロックに取り付けられ且つ他端が中継スプロケット２０４に取り付けられるという第２リンク部材２１０であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部２１１と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材２１０とを有するリンク機構２０８であって、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケット２０４の移動をもたらしうるリンク機構２０８を有して構成される。尚、図１１に示される実施形態において、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフト２０２と中継スプロケット２０４とを連結する第２巻掛伝動部材２０６に対しては、該第２巻掛伝動部材２０６を押圧しうるプランジャと、プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、プランジャをハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有するテンショナ２０７であって、プランジャのハウジングからの突出量に応じて第２巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナ２０７が配置される。
【００６０】
このような本発明の張力保持手段によれば、駆動スプロケット２０３の回転中心と中継スプロケット２０４の回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材２０９を配設することで、第１巻掛伝動部材２０５を支持する駆動スプロケット２０３の回転中心と中継スプロケット２０４の回転中心との間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制することができ、より確実に第１巻掛伝動部材２０５の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能と致します。さらに、上記のような第１リンク部材２０５とともに、一端がシリンダブロックに取り付けられ且つ他端が中継スプロケット２０４に取り付けられるという第２リンク部材２１０であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部２１１と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材２１０を有して構成されるリンク機構２０８によれば、第１巻掛伝動部材２０５を支持する駆動スプロケット２０３と中継スプロケット２０４との間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制しつつ、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケット２０４の移動をもたらすことを可能とする。
【符号の説明】
【００６１】
２０１ クランクシャフト
２０２ カムシャフト
２０３ 駆動スプロケット
２０４ 中継スプロケット
２０５ 第１巻掛伝動部材
２０６ 第２巻掛伝動部材
２０７ テンショナ
２０８ リンク機構
２０９ 第１リンク部材
２１０ 第２リンク部材
【技術分野】
【０００１】
本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
内燃機関の燃費性能や出力性能を向上させることを目的として、内燃機関の圧縮比を変更可能にする可変圧縮機構を備える内燃機関の提案がなされており、例えば、カム機構などを利用して、内燃機関の燃焼室を構成する機関要素であるシリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させることで、燃焼室の容積を変更して内燃機関の圧縮比を変更する可変圧縮機構を備える内燃機関が知られている（特許文献１を参照）。
【０００３】
上記のような可変圧縮機構を備える内燃機関においては概して、クランクケース内に配置されたクランクシャフトに対してシリンダブロックが気筒の軸線方向に移動するため、シリンダブロック上部（シリンダヘッド）に配置された吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトもクランクシャフトに対して相対的に移動することとなる。この点から、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトの駆動力がクランクシャフトからチェーンベルトなどを介して伝達されるように構成されている内燃機関において、可変圧縮機構の作動により、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトがクランクシャフトに対して相対的に移動された場合においても、吸排気弁を所望のタイミングにて開閉することができ、また、クランクシャフトの回転駆動力を良好に吸排気弁のカムシャフトに伝達することを可能とすべく、例えば、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結するチェーンベルトの張り具合（張力）を調整し一定に保持するテンショナを使用することの提案がなされている（引用文献２参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００７−３３２７９８公報
【特許文献２】特開２００９−９７４４９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
ところで、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトにクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構において使用されるチェーンベルト等のような巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するために使用されるテンショナとしては、油圧式テンショナが広く知られており、該油圧式テンショナは概して、シリンダ孔を有するハウジングと、シリンダ孔に移動可能に設けられたプランジャと、プランジャをシリンダ孔から突出するように付勢するリターンスプリングと、プランジャの突出時に油圧源から供給される作動油をシリンダ孔内に導入してプランジャに油圧を作用させるとともに、プランジャの後退移動を阻止する逆止弁とを有して構成されている。
【０００６】
このような油圧式テンショナは、リターンスプリングによって外方向へ突出されるプランジャによりチェーンベルトが押圧され、該チェーンベルトからプランジャに付与される押し込み力をシリンダ孔内の作動油によって緩衝することにより、該チェーンベルトのばたつきを防止して、チェーンベルト張力を調整し一定に保持するようになっている。
【０００７】
しかしながら、チェーンベルトなどのような巻掛伝動部材を支持する各スプロケットの回転中心間の相対的な位置関係に大きなバラツキが生じうるような構成に対して、このような油圧式テンショナを使用する場合、該油圧式テンショナによる調整可能範囲を越えてしまうような大きな緩みが巻掛伝動部材にもたらされた際には、巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持することができないというような事態が生じる可能性がある。
【０００８】
本発明は上記のような課題に鑑み、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関において、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトにクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構において使用される巻掛伝動部材を支持するスプロケットの回転中心間に大きなバラツキが生じうるような構成に対して、より確実に巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能とする張力保持手段を有する、可変圧縮機構を備える内燃機関を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
請求項１に記載の発明によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関において、前記クランクケースに回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転するように、前記クランクシャフトに結合された駆動スプロケットと、前記駆動スプロケットに対して離間して配置され、第１巻掛伝動部材を介して前記駆動スプロケットに連結されることで前記駆動スプロケットからの回転駆動力が伝達されうるように構成された中継スプロケットであって、伝達された回転駆動力を前記シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達しうるように構成された中継スプロケットと、前記駆動スプロケットと前記中継スプロケットとを連結する前記第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持する張力保持手段とを具備し、前記張力保持手段は、前記駆動スプロケットの回転中心と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材と、一端が前記シリンダブロックに取り付けられ且つ他端が前記中継スプロケットに取り付けられるという第２リンク部材であって該第２リンク部材の前記シリンダブロックにおける取り付け部と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材とを有するリンク機構であって、前記クランクケースに対する前記シリンダブロックの相対的な移動にともなう前記中継スプロケットの移動をもたらしうるリンク機構を有して構成される、
ことを特徴とする可変圧縮機構を備える内燃機関が提供される。
【００１０】
すなわち、請求項１に記載の発明では、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関に関して、クランクケース内に回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転する駆動スプロケットと、該駆動スプロケットに対して離間して配置された中継スプロケットとを介して、クランクシャフトの回転駆動力を、シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達するように構成する場合において、駆動スプロケットの回転中心と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材を配設することで、第１巻掛伝動部材を支持するスプロケット（駆動スプロケットと中継スプロケット）間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制し、より確実に第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能と致します。さらに、上記のような第１リンク部材とともに、一端がシリンダブロックに取り付けられ且つ他端が中継スプロケットに取り付けられるという第２リンク部材であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材を有して構成されるリンク機構によれば、第１巻掛伝動部材を支持するスプロケット間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制しつつ、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケットの移動をもたらすことを可能とする。
【００１１】
請求項２に記載の発明によれば、前記中継スプロケットは、第２巻掛伝動部材を介して前記動弁機構に連結されることで前記駆動スプロケットから伝達された回転駆動力を前記動弁機構に伝達しうるように構成され、前記第２巻掛伝動部材を押圧しうるプランジャと、前記プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、前記プランジャを前記ハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有し、前記プランジャの前記ハウジングからの突出量に応じて前記第２巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナをさらに備える、ことを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮機構を備える内燃機関が提供される。
【発明の効果】
【００１２】
各請求項に記載の発明によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関に関して、クランクケース内に回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転する駆動スプロケットと、該駆動スプロケットに対して離間して配置された中継スプロケットとを介して、クランクシャフトの回転駆動力を、シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達するような構成に対して、第１巻掛伝動部材を支持するスプロケット（駆動スプロケットと中継スプロケット）間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制することができ、より確実に第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能としつつ、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケットの移動をもたらすことを可能とする、という共通の効果を奏する。
【図面の簡単な説明】
【００１３】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構の一実施形態を示す図である。
【図１１】本発明の可変圧縮機構を備えた内燃機関における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構の一実施形態を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１４】
図１は本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関の側面断面図を示す。図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
【００１５】
サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。
【００１６】
一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。
【００１７】
図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。
【００１８】
電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。
【００１９】
図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。
【００２０】
図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される円形カム５８が固定されている。これらの円形カム５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸５７が延びており、この偏心軸５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各円形カム５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。
【００２１】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５上に固定された円形カム５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心軸５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において円形カム５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心軸５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に円形カム５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心軸５７は最も低い位置となる。
【００２２】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における円形カム５８の中心ａと偏心軸５７の中心ｂと円形カム５６の中心ｃとの位置関係が示されている。
【００２３】
図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、円形カム５８の中心ａと円形カム５６の中心ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。
【００２４】
図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。
【００２５】
一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するためのカムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられるタイミングプーリ７１と、タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁駆動用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。
【００２６】
各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。
【００２７】
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。
【００２８】
これに対し、吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。
【００２９】
回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。
【００３０】
図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。
【００３１】
図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。
【００３２】
次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。
【００３３】
図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００３４】
図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。
【００３５】
図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。
【００３６】
次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。
【００３７】
図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。
【００３８】
図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。
【００３９】
一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。
【００４０】
これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。
【００４１】
このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。
【００４２】
図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。
【００４３】
一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。
【００４４】
次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯXを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
【００４５】
さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。
【００４６】
一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。
【００４７】
このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。
【００４８】
機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。
【００４９】
一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。
【００５０】
吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。
【００５１】
一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。
【００５２】
前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。
【００５３】
ところで、シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関においては、クランクケース内に配置されたクランクシャフトに対してシリンダブロックが相対的に移動するため、シリンダブロック上部（シリンダヘッド）に配置された吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトもクランクシャフトに対して相対的に移動することとなる。この点から、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトの駆動力がクランクシャフトからチェーンベルトを介して伝達されるように構成されている内燃機関において、可変圧縮機構の作動により、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトがクランクシャフトに対して相対的に移動された際にも、吸排気弁を所望のタイミングにて開閉することができ、また、クランクシャフトの回転駆動力を良好に吸排気弁のカムシャフトに伝達することを可能とすべく、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構にて使用されるチェーンベルトの張り具合（張力）を調整し一定に保持するテンショナを適用することの提案がなされている。
【００５４】
吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトにクランクシャフトの回転駆動力を伝達する駆動力伝達機構に使用されるチェーンベルト等のような巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するために使用されるテンショナとして、油圧式テンショナが広く知られており、該油圧式テンショナは概して、シリンダ孔を有するハウジングと、シリンダ孔に移動可能に設けられたプランジャと、プランジャをシリンダ孔から突出するように付勢するリターンスプリングと、プランジャの突出時に油圧源から供給される作動油をシリンダ孔内に導入してプランジャに油圧を作用させるとともに、プランジャの後退移動を阻止する逆止弁とを有して構成されている。
【００５５】
このような油圧式テンショナは、リターンスプリングによって外方向への突出されるプランジャによりチェーンベルトが押圧され、該チェーンベルトからプランジャに付与される押し込み力をシリンダ孔内の作動油によって緩衝することにより、該チェーンベルトのばたつきを防止して、チェーンベルトの張力を調整し一定に保持するようになっている。
【００５６】
図１０は、可変圧縮機構を備えた内燃機関における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトとクランクシャフトとを連結する駆動力伝達機構１００の一実施形態を示す図である。図１０に示される実施形態における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフト１０２とクランクシャフト１０１とを連結する駆動力伝達機構１００は、クランクケースに回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転するようにクランクシャフトに結合された駆動スプロケット１０３と、該駆動スプロケットと離間して配置され、第１巻掛伝動部材となるチェーンベルト１０５を介して駆動スプロケットに連結されることで駆動スプロケットからの回転駆動力が伝達されうるに構成された中継スプロケット１０４であってクランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともない移動しうる中継スプロケット１０４とを有して構成される。また、中継スプロケットは、第２巻掛伝動部材となるチェーンベルト１０６を介して、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトに連結されることで駆動スプロケットから伝達された回転駆動力を該カムシャフトに伝達しうるように構成される。そして、第１捲掛伝動部材１０５及び第２巻掛伝動部材１０６となる各チェーンベルトの張力を調整し一定に保持すべく、各巻掛伝動部材を押圧しうるプランジャと、プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、プランジャをハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有するテンショナであって、プランジャのハウジングからの突出量に応じて各巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナ１０７，１０８が、各巻掛伝動部材に対して配置される。尚、中継スプロケット１０４をシリンダブロックに直接的に取り付けることは構造上の観点などから極めて困難をともなうことが想定され、図１０に示される実施形態においては、中継スプロケットは、該中継スプロケットとシリンダブロックとを連結する連結部材としての役割を有するブラケット１０９を介してシリンダブロックに取り付けられるように構成される。
【００５７】
このような駆動伝達機構１００によれば、シリンダブロックが、側面視にて円弧状の軌跡を描きながらクランクケースに対して相対的に移動されるような場合においても、チェーンベルト１０５、１０６の張り具合を油圧式テンショナ１０７、１０８にて調節することができ、クランクシャフトの回転駆動力を、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフトに対して良好に伝達しうる。
【００５８】
しかしながら、図１０に示されるような構成においては、駆動スプロケット１０３及び中継スプロケット１０４の各回転中心間の間隔を所定の距離に拘束するような部材を有して構成されていないが故に、駆動スプロケットの回転中心と中継スプロケットの回転中心との間の相対的な位置関係は、シリンダブロックに対するブラケット１０９の組付けのバラツキに大きく依存ことになり、大きなバラツキが生じる場合がある。このような構成、すなわち、チェーンベルトを支持する各スプロケットの回転中心間の相対的な位置関係に大きなバラツキが生じうるような構成に対して、上記のような油圧式テンショナを使用する場合、該油圧式テンショナによる調整可能範囲を越えてしまうような大きな緩みが巻掛伝動部材にもたらされた際には、巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持することができないというような事態が生じる可能性がある。
【００５９】
このことに基づいて本発明においては、駆動スプロケットと中継スプロケットとを連結する第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持する張力保持手段が、リンク機構を有して構成される。図１１は、本発明の可変圧縮機構を備えた内燃機関における、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフト２０２とクランクシャフト２０１とを連結する駆動力伝達機構の一実施形態を示す図である。図１１に示されるごくと、本発明の駆動力伝達機構２００の張力保持手段は、駆動スプロケット２０３の回転中心と中継スプロケット２０４の回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材２０９と、一端がシリンダブロックに取り付けられ且つ他端が中継スプロケット２０４に取り付けられるという第２リンク部材２１０であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部２１１と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材２１０とを有するリンク機構２０８であって、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケット２０４の移動をもたらしうるリンク機構２０８を有して構成される。尚、図１１に示される実施形態において、吸排気弁の開閉を行う動弁機構を構成するカムシャフト２０２と中継スプロケット２０４とを連結する第２巻掛伝動部材２０６に対しては、該第２巻掛伝動部材２０６を押圧しうるプランジャと、プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、プランジャをハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有するテンショナ２０７であって、プランジャのハウジングからの突出量に応じて第２巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナ２０７が配置される。
【００６０】
このような本発明の張力保持手段によれば、駆動スプロケット２０３の回転中心と中継スプロケット２０４の回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材２０９を配設することで、第１巻掛伝動部材２０５を支持する駆動スプロケット２０３の回転中心と中継スプロケット２０４の回転中心との間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制することができ、より確実に第１巻掛伝動部材２０５の張力を所定の張力にて一定に保持することを可能と致します。さらに、上記のような第１リンク部材２０５とともに、一端がシリンダブロックに取り付けられ且つ他端が中継スプロケット２０４に取り付けられるという第２リンク部材２１０であって該第２リンク部材のシリンダブロックにおける取り付け部２１１と中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材２１０を有して構成されるリンク機構２０８によれば、第１巻掛伝動部材２０５を支持する駆動スプロケット２０３と中継スプロケット２０４との間の相対的位置関係のバラツキの発生を抑制しつつ、クランクケースに対するシリンダブロックの相対的な移動にともなう中継スプロケット２０４の移動をもたらすことを可能とする。
【符号の説明】
【００６１】
２０１ クランクシャフト
２０２ カムシャフト
２０３ 駆動スプロケット
２０４ 中継スプロケット
２０５ 第１巻掛伝動部材
２０６ 第２巻掛伝動部材
２０７ テンショナ
２０８ リンク機構
２０９ 第１リンク部材
２１０ 第２リンク部材
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関において、
前記クランクケースに回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転するように、前記クランクシャフトに結合された駆動スプロケットと、
前記駆動スプロケットに対して離間して配置され、第１巻掛伝動部材を介して前記駆動スプロケットに連結されることで前記駆動スプロケットからの回転駆動力が伝達されうるように構成された中継スプロケットであって、伝達された回転駆動力を前記シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達しうるように構成された中継スプロケットと、
前記駆動スプロケットと前記中継スプロケットとを連結する前記第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持する張力保持手段とを具備し、
前記張力保持手段は、前記駆動スプロケットの回転中心と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材と、一端が前記シリンダブロックに取り付けられ且つ他端が前記中継スプロケットに取り付けられるという第２リンク部材であって該第２リンク部材の前記シリンダブロックにおける取り付け部と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材とを有するリンク機構であって、前記クランクケースに対する前記シリンダブロックの相対的な移動にともなう前記中継スプロケットの移動をもたらしうるリンク機構を有して構成される、
ことを特徴とする可変圧縮機構を備える内燃機関。
【請求項２】
前記中継スプロケットは、第２巻掛伝動部材を介して前記動弁機構に連結されることで前記駆動スプロケットから伝達された回転駆動力を前記動弁機構に伝達しうるように構成され、
前記第２巻掛伝動部材を押圧しうるプランジャと、前記プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、前記プランジャを前記ハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有し、前記プランジャの前記ハウジングからの突出量に応じて前記第２巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナをさらに備える、
ことを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮機構を備える内燃機関。
【請求項１】
シリンダブロックをクランクケースに対して相対的に移動させる可変圧縮機構を備える内燃機関において、
前記クランクケースに回転可能に支持されたクランクシャフトと一体的に回転するように、前記クランクシャフトに結合された駆動スプロケットと、
前記駆動スプロケットに対して離間して配置され、第１巻掛伝動部材を介して前記駆動スプロケットに連結されることで前記駆動スプロケットからの回転駆動力が伝達されうるように構成された中継スプロケットであって、伝達された回転駆動力を前記シリンダブロック上部に設けられた吸排気弁の開閉を行う動弁機構に伝達しうるように構成された中継スプロケットと、
前記駆動スプロケットと前記中継スプロケットとを連結する前記第１巻掛伝動部材の張力を所定の張力にて一定に保持する張力保持手段とを具備し、
前記張力保持手段は、前記駆動スプロケットの回転中心と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第１リンク部材と、一端が前記シリンダブロックに取り付けられ且つ他端が前記中継スプロケットに取り付けられるという第２リンク部材であって該第２リンク部材の前記シリンダブロックにおける取り付け部と前記中継スプロケットの回転中心との間隔を所定の距離に一定に保つ第２リンク部材とを有するリンク機構であって、前記クランクケースに対する前記シリンダブロックの相対的な移動にともなう前記中継スプロケットの移動をもたらしうるリンク機構を有して構成される、
ことを特徴とする可変圧縮機構を備える内燃機関。
【請求項２】
前記中継スプロケットは、第２巻掛伝動部材を介して前記動弁機構に連結されることで前記駆動スプロケットから伝達された回転駆動力を前記動弁機構に伝達しうるように構成され、
前記第２巻掛伝動部材を押圧しうるプランジャと、前記プランジャを滑動可能に収容するハウジングと、前記プランジャを前記ハウジングから突出するように付勢する付勢手段とを有し、前記プランジャの前記ハウジングからの突出量に応じて前記第２巻掛伝動部材の張力を調整し一定に保持するテンショナをさらに備える、
ことを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮機構を備える内燃機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【公開番号】特開２０１２−１６７７０１（Ｐ２０１２−１６７７０１Ａ）
【公開日】平成２４年９月６日（２０１２．９．６）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−２７３３７（Ｐ２０１１−２７３３７）
【出願日】平成２３年２月１０日（２０１１．２．１０）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２４年９月６日（２０１２．９．６）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年２月１０日（２０１１．２．１０）
【出願人】（０００００３２０７）トヨタ自動車株式会社 (59,920)
【Ｆターム（参考）】
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