可変圧縮比機構を備える内燃機関
【課題】シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構が、偏心部５７を有するカムシャフト５４，５５と、カムシャフトの偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カム５６とを利用するものである場合に、可変圧縮比機構の寿命を延長する。
【解決手段】シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させると共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御（Ａ）と、シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第二方向に回動させる共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させる第二制御（Ｂ）とが切り換えて実施される。
【解決手段】シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させると共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御（Ａ）と、シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第二方向に回動させる共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させる第二制御（Ｂ）とが切り換えて実施される。
【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】
シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。このような可変圧縮比機構として、シリンダブロックとクランクケースとをカムシャフトを介して連結するものが提案されている（特許文献１参照）。
【０００３】
例えば、クランクケース側サポートの挿入孔にはカムシャフトを嵌合させ、シリンダブロック側サポートの挿入孔には円形カムを嵌合させ、カムシャフトを回動させることにより、円形カムの偏心孔に嵌合させたカムシャフトの偏心部がカムシャフトの中心回りに揺動し、その際の偏心部の左右方向の変位は円形カムが回動して吸収し、偏心部の上下方向の変位によってシリンダブロックをクランクケースに対して垂直に上下動させることができる。ここで、上下方向は気筒軸線方向であり、前後方向は気筒配列方向であり、左右方向は上下方向と前後方向とに直角な方向である。
【０００４】
このような可変圧縮比機構において、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる際には、前述したように、カムシャフトの中心回りに揺動する偏心部が、円形カムの偏心孔を介して円形カムを回動させることとなり、このときに、カムシャフトの中心線と偏心部の中心線とを通る平面により二分割された偏心部の外表面の一方側は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロックをクランクケースに接近させる際に円形カムの偏心孔へ当接し、偏心部の外表面の他方側は、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロックをクランクケースから離間させる際に円形カムの偏心孔へ当接する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００８−２３２０５０
【特許文献２】特開２００５−０６１２６７
【特許文献３】特開２００７−２９８００４
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
シリンダブロック及びシリンダヘッド等の重力はシリンダブロックをクランクケースに接近させる方向の力として作用し、各気筒の燃焼圧はシリンダブロックをクランクケースから離間させる方向の力として作用するが、これら二つの力は等しくないために、機械圧縮比を高くするときの偏心部の外表面の一方側と円形カムの偏心孔との間の面圧と、機械圧縮比を低くするときの偏心部の外表面の他方側と円形カムの偏心孔との間の面圧とが異なり、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔は均一に磨耗せず、可変圧縮比機構の寿命は比較的短いものとなる。
【０００７】
従って、本発明の目的は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構が、偏心部を有するカムシャフトと、カムシャフトの偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものである場合に、可変圧縮比機構の寿命を延長することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記可変圧縮比機構が偏心部を有するカムシャフトと前記カムシャフトの中心回りに揺動する前記偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものであり、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するとき及び前記シリンダブロックが前記クランクケースに最も接近するときの少なくとも一方において、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを第一方向に回動させると共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御と、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを前記第二方向に回動させる共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向に回動させる第二制御とが選択可能であり、前記第一制御と前記第二制御とが切り換えて実施されることを特徴とする。
【０００９】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関始動毎に前記第一制御と前記第二制御とが切り換えられることを特徴とする。
【００１０】
本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記可変圧縮比機構の前記円形カムは、前記シリンダブロックから突出するサポートのカム挿入孔に挿入されており、前記第一制御における前記偏心部の軌道は、前記第二制御における前記偏心部の軌道より前記シリンダブロックから遠くに位置しており、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには前記第二制御を実施し、燃焼圧が前記設定圧力未満であるときには前記第一制御を実施することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、可変圧縮比機構が偏心部を有するカムシャフトとカムシャフトの中心回りに揺動する偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものであり、シリンダブロックがクランクケースから最も離間するとき及びシリンダブロックがクランクケースに最も接近するときの少なくとも一方において、シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させると共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御と、シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第二方向に回動させる共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させる第二制御とが選択可能であり、第一制御と第二制御とが切り換えて実施されるようになっている。それにより、機械圧縮比を高くするときのカムシャフトの中心線と偏心部の中心線とを通る平面により二分割された偏心部の外表面の一方側と円形カムの偏心孔との間の面圧と、機械圧縮比を低くするときの偏心部の外表面の他方側と円形カムの偏心孔との間の面圧とが異なっていても、互いに反対方向にカムシャフトを回動させる第一制御と第二制御とを切り換えて実施することにより、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗を均一に近づけることができ、可変圧縮比機構の寿命は延長される。
【００１２】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関始動毎に第一制御と第二制御とが切り換えられるようになっており、それにより、第一制御と第二制御とがほぼ均等に実施され、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗をほぼ均一にすることができ、可変圧縮比機構の寿命は良好に延長される。
【００１３】
本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構の円形カムは、シリンダブロックから突出するサポートのカム挿入孔に挿入されており、第一制御における偏心部の軌道は、第二制御における偏心部の軌道よりシリンダブロックから遠くに位置しており、シリンダブロックがクランクケースから最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施し、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施するようになっている。燃焼圧が設定圧力以上であるときには、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロックをクランクケースへ接近させるためのカムシャフトの回動に比較的大きなトルクが必要となり、第一制御では、このようなカムシャフトの大きなトルクによって、円形カムを押し下げる力に加えて、円形カムをシリンダブロックの外側方向へ押圧する大きな力が発生し、サポートのカム挿入孔を変形させることがある。一方、第二制御では、カムシャフトの大きなトルクによって、円形カムをシリンダブロックの内側方向へ押圧する大きな力が発生するが、このような力ではサポートのカム挿入孔は変形し難い。それにより、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施し、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施することにより、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗を均一に近づけることができ、可変圧縮比機構の寿命を延長することに加えて、円形カムのサポートのカム挿入孔の変形を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【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】可変圧縮比機構のカムシャフトの同心部分の中心ａと偏心部の中心ｂと円形カムの中心ｃとの関係を示す図であり、（Ａ）はカムシャフトの第一制御を示し、（Ｂ）はカムシャフトの第二制御を示している。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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。
【００２１】
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同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心部５７が位置しており、この偏心部５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。すなわち、偏心部５７は円形カム５６に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム５６は偏心孔を中心として偏心部５７回りに回動するようになっている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各同心部分５８の両側に配置されており、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。
【００２２】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５の同心部分５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心部５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心部５７は最も低い位置となる。
【００２３】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における同心部分５８の中心線（すなわち、カムシャフトの中心線）ａと偏心部５７の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとの位置関係が示されている。
【００２４】
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の相対位置は同心部分５８の中心線ａと円形カム５６の中心線ｃとの距離によって定まり、同心部分５８の中心線ａと円形カム５６の中心線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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
ところで、可変圧縮比機構Ａによって、機械圧縮比を変更する際に、図２及び３に示すように、駆動モータ５９側から見て右側のカムシャフト５４は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には時計方向に回動させられ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には反時計方向に回動させられる。また、駆動モータ５９側から見て左側のカムシャフト５５は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には反時計方向に回動させられ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には時計方向に回動させられる。
【００５５】
右側のカムシャフト５４及び左側のカムシャフト５５の回動方向がこのようしか定められていないと、各カムシャフト５４，５５の偏心部５７において、図１０（Ａ）に示すように、常に、カムシャフトの中心線ａと偏心部の中心線ｂとを通る平面Ｐにより二分割された偏心部５７の外表面の一方側５７ａは、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１に接近させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接し、偏心部５７の外表面の他方側５７ｂは、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接することとなる。
【００５６】
シリンダブロック２及びシリンダヘッド３等の重力は、シリンダブロック２をクランクケース１に接近させる方向の力として作用し、各気筒の燃焼圧はシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる方向の力として作用するが、これらの二つの力は等しくないために、機械圧縮比を高くするときの偏心部５７の外表面の一方側５７ａと円形カム５６の偏心孔との間の面圧と、機械圧縮比を低くするときの偏心部５７の外表面の他方側５７ｂと円形カム５６の偏心孔との間の面圧とが異なり、カムシャフト５４，５５の偏心部５７の外表面及び円形カムの偏心孔は均一に磨耗せずに、可変圧縮比機構Ａの寿命は比較的短いものとなってしまう。
【００５７】
本実施例の内燃機関では、前回の機関運転中（機関始動から機関停止まで）に第一制御として二つのカムシャフト５４，５５を図１０（Ａ）で示す前述のように回動させていた場合には、今回の機関運転中において、図３（Ｃ）に示す機械圧縮比を最も高くするためにシリンダブロック２がクランクケース１に最も接近させられたときから、第二制御として、図１０（Ｂ）に示すように各カムシャフト５４，５５を前述とは反対方向に回動させるように制御する。
【００５８】
すなわち、駆動モータ５９側から見て右側のカムシャフト５４は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には反時計方向に回動させ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には時計方向に回動させる。また、駆動モータ５９側から見て左側のカムシャフト５５は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には時計方向に回動させ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には反時計方向に回動させる。
【００５９】
それにより、第二制御においては、図１０（Ｂ）に示すように、第一制御とは逆に、カムシャフトの中心線ａと偏心部の中心線ｂとを通る平面Ｐにより二分割された偏心部５７の外表面の一方側５７ａは、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接し、偏心部５７の外表面の他方側５７ｂは、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１に接近させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接することとなる。
【００６０】
こうして、互いに反対方向にカムシャフトを回動させる第一制御と第二制御とが、機関始動毎に切り換えて実施されれば、第一制御と第二制御とがほぼ均等に実施され、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗をほぼ均一にすることができ、可変圧縮比機構の寿命を良好に延長することができる。
【００６１】
本実施例では、第一制御と第二制御とが機関始動毎に切り換えられるようにしている。機関始動時には、低負荷であるために、図９に示すように、シリンダブロック２はクランクケース１に最も接近されて機械圧縮比は最も高くされている。このときには、図３（Ｃ）に示すように、カムシャフトの同心部分の中心線ａと偏心部の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとが同一平面に位置しているために、機械圧縮比を低くするために、第一制御として、右側のカムシャフト５４を反時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を時計方向に回動することができ、また、第二制御として、右側のカムシャフト５４を時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を反時計方向に回動することもできる。
【００６２】
また、第一制御と第二制御との切り換えは、機関始動毎に限定されることはなく、任意としても良い。それにより、第一制御及び第二制御の一方だけしか実施されない場合に比較して、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の一部だけが大きく磨耗することを抑制することができ、可変圧縮比機構の寿命を延長することができる。
【００６３】
本実施例では、シリンダブロック２はクランクケース１から最も離間されて機械圧縮比が最も低くされているときにも、図３（Ａ）に示すように、カムシャフトの同心部分の中心線ａと偏心部の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとが同一平面に位置しており、機械圧縮比を高くするために、第一制御として、右側のカムシャフト５４を時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を反時計方向に回動することができ、また、第二制御として、右側のカムシャフト５４を反時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を時計方向に回動することもできる。それにより、第一制御と第二制御とに切り換えは、機械圧縮比が最も高くされているとき又は機械圧縮比が最も低くされているときに実施することとなる。
【００６４】
例えば、第一制御と第二制御との切り換えは、機械圧縮比が最も高くされる毎としても良い。すなわち、最も高くされた機械圧縮比が負荷変化により低くされる際に、第一制御が実施されたときには、次いで、第一制御により機械圧縮比が高くされ、機関圧縮比が最も高くされた直後には、第二制御により機械圧縮比を低くして、次いで、第二制御により機械圧縮比を高くする。第二制御により機械圧縮比が最も高くされた直後には、第一制御により機械圧縮比を低くする。
【００６５】
また、第一制御と第二制御との切り換えは、機械圧縮比が最も低くされる毎としても良い。すなわち、最も低くされた機械圧縮比が負荷変化により高くされる際に、第一制御が実施されたときには、次いで、第一制御により機械圧縮比が低くされ、機関圧縮比が最も低くされた直後には、第二制御により機械圧縮比を高くして、次いで、第二制御により機械圧縮比を低くする。第二制御により機械圧縮比が最も低くされた直後には、第一制御により機械圧縮比を高くする。
【００６６】
また、実圧縮比が低くなり過ぎると、失火することがあるために、機械圧縮比が低くなり過ぎないように、シリンダブロック２がクランクケース１から離間し過ぎないようにストッパが設けられる場合において、機械圧縮比が最も低くされるときに、カムシャフトの同心部分の中心線ａと偏心部の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとが同一平面に位置しないことがある。すなわち、ストッパによって図３（Ａ）までは機械圧縮比を低くせず、図３（Ａ）より僅かに高い機械圧縮比を機械圧縮比の最低値とする場合においては、機械圧縮比が最低値とされたときに、第一制御と第二制御とを切り換えることはできず、機械圧縮比を最低値とした第一制御又は第二制御をそのまま実施して機械圧縮比を高めることとなる。
【００６７】
ところで、本実施例において、可変圧縮比機構Ａの円形カム５６はシリンダブロック２から外側へ突出するシリンダブロック側サポート５０のカム挿入孔５１に挿入されており、図１０に示すように、第一制御におけるカムシャフト５４，５５の偏心部５７の軌道は、第二制御における偏心部５７の軌道よりシリンダブロック２から遠くに位置している。
【００６８】
このような場合において、シリンダブロック２がクランクケース１から最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施し、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施するように、第一制御と第二制御とを切り換えて実施するようにしても良い。ここで、現在の燃焼圧は、少なくとも一つの気筒に配置された燃焼圧センサにより測定しても良いし、現在の機関負荷及び機関回転数により定まる機関運転状態に基づき推定しても良い。
【００６９】
現在の燃焼圧が設定圧力以上であるときには、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させるためのカムシャフト５４，５５の回動に比較的大きなトルクが必要となり、第一制御では、このようなカムシャフト５４，５５の大きなトルクによって、図１０（Ａ）に示すように、円形カム５６を押し下げる力に加えて、円形カムをシリンダブロック２の外側方向へ押圧する大きな力Ｆ’が発生し、シリンダブロック側サポート５０のカム挿入孔５１を変形させることがある。一方、第二制御では、カムシャフト５４，５５の大きなトルクによって、図１０（Ｂ）に示すように、円形カム５６をシリンダブロック２の内側方向へ押圧する大きな力Ｆ”が発生するが、このような力Ｆ”ではシリンダブロック２自身は変形せず、シリンダブロック側サポート５０のカム挿入孔５１が変形することはない。それにより、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施し、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施することにより、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗を均一に近づけることができ、可変圧縮比機構の寿命を延長することに加えて、円形カムのサポートのカム挿入孔の変形を抑制することができる。
【符号の説明】
【００７０】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
５４，５５ カムシャフト
５６ 円形カム
５７ 偏心部
５８ 同心部分
Ａ 可変圧縮比機構
【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】
シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。このような可変圧縮比機構として、シリンダブロックとクランクケースとをカムシャフトを介して連結するものが提案されている（特許文献１参照）。
【０００３】
例えば、クランクケース側サポートの挿入孔にはカムシャフトを嵌合させ、シリンダブロック側サポートの挿入孔には円形カムを嵌合させ、カムシャフトを回動させることにより、円形カムの偏心孔に嵌合させたカムシャフトの偏心部がカムシャフトの中心回りに揺動し、その際の偏心部の左右方向の変位は円形カムが回動して吸収し、偏心部の上下方向の変位によってシリンダブロックをクランクケースに対して垂直に上下動させることができる。ここで、上下方向は気筒軸線方向であり、前後方向は気筒配列方向であり、左右方向は上下方向と前後方向とに直角な方向である。
【０００４】
このような可変圧縮比機構において、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる際には、前述したように、カムシャフトの中心回りに揺動する偏心部が、円形カムの偏心孔を介して円形カムを回動させることとなり、このときに、カムシャフトの中心線と偏心部の中心線とを通る平面により二分割された偏心部の外表面の一方側は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロックをクランクケースに接近させる際に円形カムの偏心孔へ当接し、偏心部の外表面の他方側は、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロックをクランクケースから離間させる際に円形カムの偏心孔へ当接する。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００８−２３２０５０
【特許文献２】特開２００５−０６１２６７
【特許文献３】特開２００７−２９８００４
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
シリンダブロック及びシリンダヘッド等の重力はシリンダブロックをクランクケースに接近させる方向の力として作用し、各気筒の燃焼圧はシリンダブロックをクランクケースから離間させる方向の力として作用するが、これら二つの力は等しくないために、機械圧縮比を高くするときの偏心部の外表面の一方側と円形カムの偏心孔との間の面圧と、機械圧縮比を低くするときの偏心部の外表面の他方側と円形カムの偏心孔との間の面圧とが異なり、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔は均一に磨耗せず、可変圧縮比機構の寿命は比較的短いものとなる。
【０００７】
従って、本発明の目的は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構が、偏心部を有するカムシャフトと、カムシャフトの偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものである場合に、可変圧縮比機構の寿命を延長することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記可変圧縮比機構が偏心部を有するカムシャフトと前記カムシャフトの中心回りに揺動する前記偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものであり、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するとき及び前記シリンダブロックが前記クランクケースに最も接近するときの少なくとも一方において、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを第一方向に回動させると共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御と、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを前記第二方向に回動させる共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向に回動させる第二制御とが選択可能であり、前記第一制御と前記第二制御とが切り換えて実施されることを特徴とする。
【０００９】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関始動毎に前記第一制御と前記第二制御とが切り換えられることを特徴とする。
【００１０】
本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記可変圧縮比機構の前記円形カムは、前記シリンダブロックから突出するサポートのカム挿入孔に挿入されており、前記第一制御における前記偏心部の軌道は、前記第二制御における前記偏心部の軌道より前記シリンダブロックから遠くに位置しており、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには前記第二制御を実施し、燃焼圧が前記設定圧力未満であるときには前記第一制御を実施することを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、可変圧縮比機構が偏心部を有するカムシャフトとカムシャフトの中心回りに揺動する偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものであり、シリンダブロックがクランクケースから最も離間するとき及びシリンダブロックがクランクケースに最も接近するときの少なくとも一方において、シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させると共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御と、シリンダブロックをクランクケースへ接近させる際にはカムシャフトを第二方向に回動させる共にシリンダブロックをクランクケースから離間させる際にはカムシャフトを第一方向に回動させる第二制御とが選択可能であり、第一制御と第二制御とが切り換えて実施されるようになっている。それにより、機械圧縮比を高くするときのカムシャフトの中心線と偏心部の中心線とを通る平面により二分割された偏心部の外表面の一方側と円形カムの偏心孔との間の面圧と、機械圧縮比を低くするときの偏心部の外表面の他方側と円形カムの偏心孔との間の面圧とが異なっていても、互いに反対方向にカムシャフトを回動させる第一制御と第二制御とを切り換えて実施することにより、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗を均一に近づけることができ、可変圧縮比機構の寿命は延長される。
【００１２】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、機関始動毎に第一制御と第二制御とが切り換えられるようになっており、それにより、第一制御と第二制御とがほぼ均等に実施され、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗をほぼ均一にすることができ、可変圧縮比機構の寿命は良好に延長される。
【００１３】
本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、可変圧縮比機構の円形カムは、シリンダブロックから突出するサポートのカム挿入孔に挿入されており、第一制御における偏心部の軌道は、第二制御における偏心部の軌道よりシリンダブロックから遠くに位置しており、シリンダブロックがクランクケースから最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施し、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施するようになっている。燃焼圧が設定圧力以上であるときには、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロックをクランクケースへ接近させるためのカムシャフトの回動に比較的大きなトルクが必要となり、第一制御では、このようなカムシャフトの大きなトルクによって、円形カムを押し下げる力に加えて、円形カムをシリンダブロックの外側方向へ押圧する大きな力が発生し、サポートのカム挿入孔を変形させることがある。一方、第二制御では、カムシャフトの大きなトルクによって、円形カムをシリンダブロックの内側方向へ押圧する大きな力が発生するが、このような力ではサポートのカム挿入孔は変形し難い。それにより、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施し、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施することにより、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗を均一に近づけることができ、可変圧縮比機構の寿命を延長することに加えて、円形カムのサポートのカム挿入孔の変形を抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【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】可変圧縮比機構のカムシャフトの同心部分の中心ａと偏心部の中心ｂと円形カムの中心ｃとの関係を示す図であり、（Ａ）はカムシャフトの第一制御を示し、（Ｂ）はカムシャフトの第二制御を示している。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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。
【００２１】
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同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心部５７が位置しており、この偏心部５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。すなわち、偏心部５７は円形カム５６に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム５６は偏心孔を中心として偏心部５７回りに回動するようになっている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各同心部分５８の両側に配置されており、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。
【００２２】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５の同心部分５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心部５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心部５７は最も低い位置となる。
【００２３】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における同心部分５８の中心線（すなわち、カムシャフトの中心線）ａと偏心部５７の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとの位置関係が示されている。
【００２４】
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の相対位置は同心部分５８の中心線ａと円形カム５６の中心線ｃとの距離によって定まり、同心部分５８の中心線ａと円形カム５６の中心線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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
ところで、可変圧縮比機構Ａによって、機械圧縮比を変更する際に、図２及び３に示すように、駆動モータ５９側から見て右側のカムシャフト５４は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には時計方向に回動させられ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には反時計方向に回動させられる。また、駆動モータ５９側から見て左側のカムシャフト５５は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には反時計方向に回動させられ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には時計方向に回動させられる。
【００５５】
右側のカムシャフト５４及び左側のカムシャフト５５の回動方向がこのようしか定められていないと、各カムシャフト５４，５５の偏心部５７において、図１０（Ａ）に示すように、常に、カムシャフトの中心線ａと偏心部の中心線ｂとを通る平面Ｐにより二分割された偏心部５７の外表面の一方側５７ａは、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１に接近させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接し、偏心部５７の外表面の他方側５７ｂは、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接することとなる。
【００５６】
シリンダブロック２及びシリンダヘッド３等の重力は、シリンダブロック２をクランクケース１に接近させる方向の力として作用し、各気筒の燃焼圧はシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる方向の力として作用するが、これらの二つの力は等しくないために、機械圧縮比を高くするときの偏心部５７の外表面の一方側５７ａと円形カム５６の偏心孔との間の面圧と、機械圧縮比を低くするときの偏心部５７の外表面の他方側５７ｂと円形カム５６の偏心孔との間の面圧とが異なり、カムシャフト５４，５５の偏心部５７の外表面及び円形カムの偏心孔は均一に磨耗せずに、可変圧縮比機構Ａの寿命は比較的短いものとなってしまう。
【００５７】
本実施例の内燃機関では、前回の機関運転中（機関始動から機関停止まで）に第一制御として二つのカムシャフト５４，５５を図１０（Ａ）で示す前述のように回動させていた場合には、今回の機関運転中において、図３（Ｃ）に示す機械圧縮比を最も高くするためにシリンダブロック２がクランクケース１に最も接近させられたときから、第二制御として、図１０（Ｂ）に示すように各カムシャフト５４，５５を前述とは反対方向に回動させるように制御する。
【００５８】
すなわち、駆動モータ５９側から見て右側のカムシャフト５４は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には反時計方向に回動させ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には時計方向に回動させる。また、駆動モータ５９側から見て左側のカムシャフト５５は、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させる際には時計方向に回動させ、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際には反時計方向に回動させる。
【００５９】
それにより、第二制御においては、図１０（Ｂ）に示すように、第一制御とは逆に、カムシャフトの中心線ａと偏心部の中心線ｂとを通る平面Ｐにより二分割された偏心部５７の外表面の一方側５７ａは、機械圧縮比を低くするためにシリンダブロック２をクランクケース１から離間させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接し、偏心部５７の外表面の他方側５７ｂは、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１に接近させる際に円形カム５６の偏心孔へ当接することとなる。
【００６０】
こうして、互いに反対方向にカムシャフトを回動させる第一制御と第二制御とが、機関始動毎に切り換えて実施されれば、第一制御と第二制御とがほぼ均等に実施され、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗をほぼ均一にすることができ、可変圧縮比機構の寿命を良好に延長することができる。
【００６１】
本実施例では、第一制御と第二制御とが機関始動毎に切り換えられるようにしている。機関始動時には、低負荷であるために、図９に示すように、シリンダブロック２はクランクケース１に最も接近されて機械圧縮比は最も高くされている。このときには、図３（Ｃ）に示すように、カムシャフトの同心部分の中心線ａと偏心部の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとが同一平面に位置しているために、機械圧縮比を低くするために、第一制御として、右側のカムシャフト５４を反時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を時計方向に回動することができ、また、第二制御として、右側のカムシャフト５４を時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を反時計方向に回動することもできる。
【００６２】
また、第一制御と第二制御との切り換えは、機関始動毎に限定されることはなく、任意としても良い。それにより、第一制御及び第二制御の一方だけしか実施されない場合に比較して、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の一部だけが大きく磨耗することを抑制することができ、可変圧縮比機構の寿命を延長することができる。
【００６３】
本実施例では、シリンダブロック２はクランクケース１から最も離間されて機械圧縮比が最も低くされているときにも、図３（Ａ）に示すように、カムシャフトの同心部分の中心線ａと偏心部の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとが同一平面に位置しており、機械圧縮比を高くするために、第一制御として、右側のカムシャフト５４を時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を反時計方向に回動することができ、また、第二制御として、右側のカムシャフト５４を反時計方向に回動し、左側のカムシャフト５５を時計方向に回動することもできる。それにより、第一制御と第二制御とに切り換えは、機械圧縮比が最も高くされているとき又は機械圧縮比が最も低くされているときに実施することとなる。
【００６４】
例えば、第一制御と第二制御との切り換えは、機械圧縮比が最も高くされる毎としても良い。すなわち、最も高くされた機械圧縮比が負荷変化により低くされる際に、第一制御が実施されたときには、次いで、第一制御により機械圧縮比が高くされ、機関圧縮比が最も高くされた直後には、第二制御により機械圧縮比を低くして、次いで、第二制御により機械圧縮比を高くする。第二制御により機械圧縮比が最も高くされた直後には、第一制御により機械圧縮比を低くする。
【００６５】
また、第一制御と第二制御との切り換えは、機械圧縮比が最も低くされる毎としても良い。すなわち、最も低くされた機械圧縮比が負荷変化により高くされる際に、第一制御が実施されたときには、次いで、第一制御により機械圧縮比が低くされ、機関圧縮比が最も低くされた直後には、第二制御により機械圧縮比を高くして、次いで、第二制御により機械圧縮比を低くする。第二制御により機械圧縮比が最も低くされた直後には、第一制御により機械圧縮比を高くする。
【００６６】
また、実圧縮比が低くなり過ぎると、失火することがあるために、機械圧縮比が低くなり過ぎないように、シリンダブロック２がクランクケース１から離間し過ぎないようにストッパが設けられる場合において、機械圧縮比が最も低くされるときに、カムシャフトの同心部分の中心線ａと偏心部の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとが同一平面に位置しないことがある。すなわち、ストッパによって図３（Ａ）までは機械圧縮比を低くせず、図３（Ａ）より僅かに高い機械圧縮比を機械圧縮比の最低値とする場合においては、機械圧縮比が最低値とされたときに、第一制御と第二制御とを切り換えることはできず、機械圧縮比を最低値とした第一制御又は第二制御をそのまま実施して機械圧縮比を高めることとなる。
【００６７】
ところで、本実施例において、可変圧縮比機構Ａの円形カム５６はシリンダブロック２から外側へ突出するシリンダブロック側サポート５０のカム挿入孔５１に挿入されており、図１０に示すように、第一制御におけるカムシャフト５４，５５の偏心部５７の軌道は、第二制御における偏心部５７の軌道よりシリンダブロック２から遠くに位置している。
【００６８】
このような場合において、シリンダブロック２がクランクケース１から最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施し、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施するように、第一制御と第二制御とを切り換えて実施するようにしても良い。ここで、現在の燃焼圧は、少なくとも一つの気筒に配置された燃焼圧センサにより測定しても良いし、現在の機関負荷及び機関回転数により定まる機関運転状態に基づき推定しても良い。
【００６９】
現在の燃焼圧が設定圧力以上であるときには、機械圧縮比を高くするためにシリンダブロック２をクランクケース１へ接近させるためのカムシャフト５４，５５の回動に比較的大きなトルクが必要となり、第一制御では、このようなカムシャフト５４，５５の大きなトルクによって、図１０（Ａ）に示すように、円形カム５６を押し下げる力に加えて、円形カムをシリンダブロック２の外側方向へ押圧する大きな力Ｆ’が発生し、シリンダブロック側サポート５０のカム挿入孔５１を変形させることがある。一方、第二制御では、カムシャフト５４，５５の大きなトルクによって、図１０（Ｂ）に示すように、円形カム５６をシリンダブロック２の内側方向へ押圧する大きな力Ｆ”が発生するが、このような力Ｆ”ではシリンダブロック２自身は変形せず、シリンダブロック側サポート５０のカム挿入孔５１が変形することはない。それにより、燃焼圧が設定圧力未満であるときには第一制御を実施し、燃焼圧が設定圧力以上であるときには第二制御を実施することにより、カムシャフトの偏心部の外表面及び円形カムの偏心孔の磨耗を均一に近づけることができ、可変圧縮比機構の寿命を延長することに加えて、円形カムのサポートのカム挿入孔の変形を抑制することができる。
【符号の説明】
【００７０】
１ クランクケース
２ シリンダブロック
５４，５５ カムシャフト
５６ 円形カム
５７ 偏心部
５８ 同心部分
Ａ 可変圧縮比機構
【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移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記可変圧縮比機構が偏心部を有するカムシャフトと前記カムシャフトの中心回りに揺動する前記偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものであり、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するとき及び前記シリンダブロックが前記クランクケースに最も接近するときの少なくとも一方において、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを第一方向に回動させると共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御と、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを前記第二方向に回動させる共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向に回動させる第二制御とが選択可能であり、前記第一制御と前記第二制御とが切り換えて実施されることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項２】
機関始動毎に前記第一制御と前記第二制御とが切り換えられることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項３】
前記可変圧縮比機構の前記円形カムは、前記シリンダブロックから突出するサポートのカム挿入孔に挿入されており、前記第一制御における前記偏心部の軌道は、前記第二制御における前記偏心部の軌道より前記シリンダブロックから遠くに位置しており、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには前記第二制御を実施し、燃焼圧が前記設定圧力未満であるときには前記第一制御を実施することを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【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移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記可変圧縮比機構が偏心部を有するカムシャフトと前記カムシャフトの中心回りに揺動する前記偏心部により偏心孔を介して回動させられる円形カムとを利用するものであり、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するとき及び前記シリンダブロックが前記クランクケースに最も接近するときの少なくとも一方において、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを第一方向に回動させると共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向とは反対の第二方向に回動させる第一制御と、前記シリンダブロックを前記クランクケースへ接近させる際には前記カムシャフトを前記第二方向に回動させる共に前記シリンダブロックを前記クランクケースから離間させる際には前記カムシャフトを前記第一方向に回動させる第二制御とが選択可能であり、前記第一制御と前記第二制御とが切り換えて実施されることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項２】
機関始動毎に前記第一制御と前記第二制御とが切り換えられることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項３】
前記可変圧縮比機構の前記円形カムは、前記シリンダブロックから突出するサポートのカム挿入孔に挿入されており、前記第一制御における前記偏心部の軌道は、前記第二制御における前記偏心部の軌道より前記シリンダブロックから遠くに位置しており、前記シリンダブロックが前記クランクケースから最も離間するときにおいて機械圧縮比を高くする際に、燃焼圧が設定圧力以上であるときには前記第二制御を実施し、燃焼圧が前記設定圧力未満であるときには前記第一制御を実施することを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【公開番号】特開２０１２−１８４６５３（Ｐ２０１２−１８４６５３Ａ）
【公開日】平成２４年９月２７日（２０１２．９．２７）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２０１１−４６１８１（Ｐ２０１１−４６１８１）
【出願日】平成２３年３月３日（２０１１．３．３）
【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２７日（２０１２．９．２７）
【国際特許分類】
【出願日】平成２３年３月３日（２０１１．３．３）
【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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