JP2013185513A - Internal combustion engine with variable compression ratio mechanism - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。 The present invention relates to an internal combustion engine including a variable compression ratio mechanism.
シリンダブロックを気筒軸線に沿わせてクランクケースに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とす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を備える内燃機関において、シリンダブロックの移動に際してシリンダブロックが気筒軸線に対して大きく傾くことがないようにシリンダブロックの側面に対向してガイド壁を設けることが提案されている。 An internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism that varies a mechanical compression ratio by moving a cylinder block relative to a crankcase along a cylinder axis is known. In an internal combustion engine having such a variable compression ratio mechanism, it has been proposed to provide a guide wall facing the side surface of the cylinder block so that the cylinder block does not greatly tilt with respect to the cylinder axis when the cylinder block is moved. Yes.
このように、カイド壁が設けられると、シリンダブロックからの放熱が不十分となるために、シリダブロックの上部からシリンダブロックの側面に沿わせ潤滑油を下方へ流すことにより、シリンダブロックを冷却すると共に、シリンダブロック冷却後の潤滑油を可変圧縮比機構へ流入させて可変圧縮比機構を潤滑することが提案されている（特許文献１参照）。 In this way, if a guide wall is provided, heat radiation from the cylinder block becomes insufficient, and therefore, the cylinder block is cooled by flowing lubricating oil downward along the side surface of the cylinder block from the upper part of the cylinder block. At the same time, it has been proposed to lubricate the variable compression ratio mechanism by flowing the lubricating oil after cooling the cylinder block into the variable compression ratio mechanism (see Patent Document 1).
前述のように、シリダブロックの上部から側面に沿わせて潤滑油を下方へ流して、その後に、潤滑油を可変圧縮比機構へ流入するようにすると、シリンダブロックの冷却と共に、可変圧縮比機構のような他部材の潤滑も可能となる。しかしながら、機関高負荷時において燃焼温度が高くなると、シリンダブロックの冷却が不十分となってオーバーヒートが発生することがある。 As described above, when the lubricating oil is allowed to flow downward along the side surface from the top of the cylinder block, and then the lubricating oil is allowed to flow into the variable compression ratio mechanism, the variable compression ratio mechanism is cooled together with the cooling of the cylinder block. Such other members can be lubricated. However, when the combustion temperature becomes high at a high engine load, the cylinder block is not sufficiently cooled, and overheating may occur.
従って、本発明の目的は、シリンダブロックを気筒軸線に沿わせて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、シリンダブロックの側面に対向してガイド壁が設けられ、シリンダブロックの上部からシリンダブロックの側面に沿わせて潤滑油を下方へ流してシリンダブロックを冷却し、シリンダブロックを冷却した後の潤滑油を他部材の潤滑のために使用する内燃機関において、機関高負荷時においては潤滑油によりシリンダブロックを十分に冷却可能とすることである。 Accordingly, an object of the present invention is an internal combustion engine including a variable compression ratio mechanism that moves a cylinder block relative to a crankcase along a cylinder axis, and a guide wall is provided facing a side surface of the cylinder block. In the internal combustion engine that uses the lubricating oil after cooling the cylinder block by flowing the lubricating oil downward along the side of the cylinder block from the upper part of the cylinder block, and using the lubricating oil after cooling the cylinder block, When the engine is under high load, the cylinder block can be sufficiently cooled by the lubricating oil.
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気筒軸線に沿わせて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、前記シリンダブロックの側面に対向してガイド壁が設けられ、前記シリンダブロックの上部から前記シリンダブロックの前記側面に沿わせて潤滑油を下方へ流して前記シリンダブロックを冷却し、前記シリンダブロックを冷却した後の潤滑油を他部材の潤滑のために使用する内燃機関において、前記シリンダブロックの前記側面には、前記シリンダブロックを冷却した直後の潤滑油の下方への流れを塞き止めるリブが設けられ、前記リブには前記リブにより塞き止められた潤滑油が前記他部材へ供給されることを可能とする通路が形成され、機関負荷が設定負荷以上となると、所望の機械圧縮比を実現するための前記シリンダブロックの前記クランクケースに対する相対移動によって、前記リブの前記通路は、前記ガイド壁に形成された閉鎖部材により閉鎖されるようになっていることを特徴とする。
An internal combustion engine comprising a variable compression ratio mechanism according to
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、シリンダブロックの側面に対向してガイド壁が設けられ、シリンダブロックの上部からシリンダブロックの側面に沿わせて潤滑油を下方へ流してシリンダブロックを冷却し、シリンダブロックを冷却した後の潤滑油を他部材の潤滑のために使用する内燃機関において、シリンダブロックの側面には、シリンダブロックを冷却した直後の潤滑油の下方への流れを塞き止めるリブが設けられ、リブには、リブにより塞き止められた潤滑油が他部材へ供給されることを可能とする通路が形成されている。それにより、シリダブロックの上部から側面に沿わせて下方へ流れてリブにより塞き止められる潤滑油によって、リブ無しに潤滑油が下方へ流れ去る場合に比較して、シリンダブロックは良好に冷却され、また、リブに形成された通路を介してリブにより塞き止められた潤滑油が他部材へ供給されることにより、他部材の潤滑も可能となる。 According to the internal combustion engine including the variable compression ratio mechanism according to the first aspect of the present invention, the guide wall is provided so as to face the side surface of the cylinder block, and the lubricating oil extends from the upper part of the cylinder block along the side surface of the cylinder block. In an internal combustion engine that uses the lubricating oil after cooling the cylinder block by cooling down the cylinder block to lubricate other members, the lubricating oil immediately after cooling the cylinder block is disposed on the side of the cylinder block. A rib is provided to block the downward flow of the pipe, and a passage that allows the lubricating oil blocked by the rib to be supplied to other members is formed in the rib. As a result, the cylinder block is cooled better by the lubricating oil that flows downward along the side surface from the top of the cylinder block and is blocked by the rib, compared to the case where the lubricating oil flows downward without the rib. In addition, the lubricating oil blocked by the ribs is supplied to the other members through the passages formed in the ribs, so that the other members can be lubricated.
機関負荷が設定負荷以上となって燃焼温度が高くなると、所望の機関圧縮比を実現するためのシリンダブロックのクランクケースに対する相対移動によって、リブの通路は、ガイド壁に形成された閉鎖部材により閉鎖されるようになっている。それにより、燃焼温度の高い機関高負荷時には、リブにより塞き止められた潤滑油はリブの通路を介して他部材へ供給されず、シリンダブロックをさらに冷却するために、潤滑油によりシリンダブロックを十分に冷却することができ、オーバーヒートの発生を抑制することができる。 When the engine load exceeds the set load and the combustion temperature rises, the rib passage is closed by a closing member formed on the guide wall due to the relative movement of the cylinder block to the crankcase to achieve the desired engine compression ratio. It has come to be. As a result, during high engine loads with a high combustion temperature, the lubricating oil blocked by the ribs is not supplied to other members via the rib passages, and the cylinder block is blocked by the lubricating oil in order to further cool the cylinder block. It is possible to sufficiently cool, and the occurrence of overheating can be suppressed.
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。
FIG. 1 is a side sectional view of an internal combustion engine having a variable compression ratio mechanism according to the present invention. Referring to FIG. 1, 1 is a crankcase, 2 is a cylinder block, 3 is a cylinder head, 4 is a piston, 5 is a combustion chamber, 6 is a spark plug disposed at the center of the top surface of the
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。
The
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。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 1, the
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。
As shown in FIG. 1, a
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、スロットル開度センサ２４、第一加速度センサＳ１および第二加速度センサＳ２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。
The
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。
2 is an exploded perspective view of the variable compression ratio mechanism A shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a side sectional view of the internal combustion engine schematically shown. Referring to FIG. 2, a plurality of
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。
As shown in FIG. 2, a pair of
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。
When the
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ａと偏心部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。
3A, 3B, and 3C show the positional relationship between the center a of the
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ａと円形カム５６の中心ｃとの距離によって定まり、同心部分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。
3A to 3C, the relative position of the
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。
As shown in FIG. 2, in order to rotate the
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。
On the other hand, FIG. 4 shows the variable valve timing mechanism B attached to the end of the
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。
The hydraulic oil supply control to the
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。
When the cam phase of the intake
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。
On the other hand, when the cam phase of the intake
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。
If the
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。
In FIG. 5, the solid line shows the time when the cam phase of the intake
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。 The variable valve timing mechanism B shown in FIG. 1 and FIG. 4 shows an example. For example, the variable valve timing that can change only the closing timing of the intake valve while keeping the opening timing of the intake valve constant. Various types of variable valve timing mechanisms, such as mechanisms, can be used.
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。 Next, the meanings of terms used in the present application will be described with reference to FIG. 6 (A), (B), and (C) show an engine having a combustion chamber volume of 50 ml and a piston stroke volume of 500 ml for the sake of explanation. , (B), (C), the combustion chamber volume represents the volume of the combustion chamber when the piston is located at the compression top dead center.
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。 FIG. 6A explains the mechanical compression ratio. The mechanical compression ratio is a value mechanically determined only from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the compression stroke, and this mechanical compression ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6A, this mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
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。 FIG. 6B describes the actual compression ratio. This actual compression ratio is a value determined from the actual piston stroke volume and the combustion chamber volume from when the compression action is actually started until the piston reaches top dead center, and this actual compression ratio is (combustion chamber volume + actual (Stroke volume) / combustion chamber volume. That is, as shown in FIG. 6B, even if the piston starts to rise in the compression stroke, the compression operation is not performed while the intake valve is open, and the actual compression is performed from the time when the intake valve is closed. The action begins. Therefore, the actual compression ratio is expressed as described above using the actual stroke volume. In the example shown in FIG. 6B, the actual compression ratio is (50 ml + 450 ml) / 50 ml = 10.
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。 FIG. 6C illustrates the expansion ratio. The expansion ratio is a value determined from the stroke volume of the piston and the combustion chamber volume during the expansion stroke, and this expansion ratio is expressed by (combustion chamber volume + stroke volume) / combustion chamber volume. In the example shown in FIG. 6C, this expansion ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11.
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。 Next, the super expansion ratio cycle used in the present invention will be described with reference to FIGS. FIG. 7 shows the relationship between the theoretical thermal efficiency and the expansion ratio, and FIG. 8 shows a comparison between a normal cycle and an ultrahigh expansion ratio cycle that are selectively used according to the load in the present invention.
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。 FIG. 8A shows a normal cycle when the intake valve closes near the bottom dead center and the compression action by the piston is started from the vicinity of the intake bottom dead center. In the example shown in FIG. 8A as well, the combustion chamber volume is set to 50 ml, and the stroke volume of the piston is set to 500 ml, similarly to the example shown in FIGS. 6A, 6B, and 6C. As can be seen from FIG. 8A, in a normal cycle, the mechanical compression ratio is (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11, the actual compression ratio is almost 11, and the expansion ratio is also (50 ml + 500 ml) / 50 ml = 11. That is, in a normal internal combustion engine, the mechanical compression ratio, the actual compression ratio, and the expansion ratio are substantially equal.
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。 The solid line in FIG. 7 shows the change in the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio and the expansion ratio are substantially equal, that is, in a normal cycle. In this case, it can be seen that the theoretical thermal efficiency increases as the expansion ratio increases, that is, as the actual compression ratio increases. Therefore, in order to increase the theoretical thermal efficiency in a normal cycle, it is only necessary to increase the actual compression ratio. However, the actual compression ratio can only be increased to a maximum of about 12 due to the restriction of the occurrence of knocking at the time of engine high load operation, and thus the theoretical thermal efficiency cannot be sufficiently increased in a normal cycle.
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。 On the other hand, under such circumstances, it is considered to increase the theoretical thermal efficiency while strictly dividing the mechanical compression ratio and the actual compression ratio. As a result, the theoretical thermal efficiency is governed by the expansion ratio, and the actual compression ratio is compared to the theoretical thermal efficiency Was found to have little effect. That is, if the actual compression ratio is increased, the explosive force is increased, but a large amount of energy is required for compression. Thus, even if the actual compression ratio is increased, the theoretical thermal efficiency is hardly increased.
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。 On the other hand, when the expansion ratio is increased, the period during which the pressing force acts on the piston during the expansion stroke becomes longer, and thus the period during which the piston applies the rotational force to the crankshaft becomes longer. Therefore, the larger the expansion ratio, the higher the theoretical thermal efficiency. The broken line ε = 10 in FIG. 7 indicates the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased with the actual compression ratio fixed at 10. Thus, the theoretical thermal efficiency when the expansion ratio is increased while the actual compression ratio ε is maintained at a low value, and the theoretical thermal efficiency when the actual compression ratio is increased with the expansion ratio as shown by the solid line in FIG. It can be seen that there is no significant difference from the amount of increase.
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。 Thus, if the actual compression ratio is maintained at a low value, knocking does not occur. Therefore, if the expansion ratio is increased while the actual compression ratio is maintained at a low value, the theoretical thermal efficiency is reduced while preventing the occurrence of knocking. Can be greatly increased. FIG. 8B shows an example where the variable compression ratio mechanism A and variable valve timing mechanism B are used to increase the expansion ratio while maintaining the actual compression ratio at a low value.
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。 Referring to FIG. 8B, in this example, the variable compression ratio mechanism A reduces the combustion chamber volume from 50 ml to 20 ml. On the other hand, the variable valve timing mechanism B delays the closing timing of the intake valve until the actual piston stroke volume is reduced from 500 ml to 200 ml. As a result, in this example, the actual compression ratio is (20 ml + 200 ml) / 20 ml = 11, and the expansion ratio is (20 ml + 500 ml) / 20 ml = 26. In the normal cycle shown in FIG. 8A, the actual compression ratio is almost 11 and the expansion ratio is 11, as described above. Compared with this case, only the expansion ratio is shown in FIG. 8B. It can be seen that it has been increased to 26. This is why it is called an ultra-high expansion ratio cycle.
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。
Generally speaking, in an internal combustion engine, the lower the engine load, the worse the thermal efficiency. Therefore, in order to improve the thermal efficiency during engine operation, that is, to improve fuel efficiency, it is necessary to improve the thermal efficiency when the engine load is low. Necessary. On the other hand, in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. 8B, since the actual piston stroke volume during the compression stroke is reduced, the amount of intake air that can be sucked into the
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の出力信号に基づ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。
Next, the overall operation control will be schematically described with reference to FIG. FIG. 9 shows changes in the intake air amount, the intake valve closing timing, the mechanical compression ratio, the expansion ratio, the actual compression ratio, and the opening degree of the throttle valve 17 according to the engine load at a certain engine speed. . 9 shows that the average air-fuel ratio in the
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。
As described above, the normal cycle shown in FIG. 8 (A) is executed during engine high load operation. Accordingly, as shown in FIG. 9, the expansion ratio is low because the mechanical compression ratio is lowered at this time, and the valve closing timing of the
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。
On the other hand, as shown by the solid line in FIG. 9, when the engine load becomes low, the closing timing of the
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。
As described above, when the engine load is reduced from the engine high load operation state, the mechanical compression ratio is increased as the intake air amount is decreased while the actual compression ratio is substantially constant. That is, the volume of the
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。
When the engine load is further reduced, the mechanical compression ratio is further increased, and when the engine load is lowered to the medium load L1 slightly close to the low load, the mechanical compression ratio becomes a limit mechanical compression ratio (upper limit mechanical compression) that becomes the structural limit of the
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。
On the other hand, in the embodiment shown in FIG. 9, when the engine load decreases to L1, the closing timing of the
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。
When the closing timing of the
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。
On the other hand, as shown by the broken line in FIG. 9, the intake air amount can be controlled without depending on the throttle valve 17 by advancing the closing timing of the
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。 As described above, the expansion ratio is 26 in the ultra-high expansion ratio cycle shown in FIG. The higher the expansion ratio, the better. However, as can be seen from FIG. 7, a considerably high theoretical thermal efficiency can be obtained if it is 20 or more with respect to the practically usable lower limit actual compression ratio ε = 5. Therefore, in this embodiment, the variable compression ratio mechanism A is formed so that the expansion ratio is 20 or more.
本実施例のように、可変圧縮比機構Ａがシリンダブロック２を気筒軸線に沿わせてクランクケース１に対して相対移動させる場合において、シリンダブロック２の移動に際してシリンダブロック２が気筒軸線に対して左右方向に大きく傾くことがないようにシリンダブロック２の側面をガイドするガイド壁を設けることが好ましい。本実施形態において、前後方向は気筒配列方向を示し、左右方向は気筒軸線方向（上下方向）と前後方向とに直角な方向を示している。
As in this embodiment, when the variable compression ratio mechanism A moves the
本実施例の内燃機関には、図１０に示すようなガイド壁が設けられている。ガイド壁は、シリンダブロック２の図１０において左側の突出部５０に対して所定の隙間が形成されるように、クランクケース１から一体的に気筒軸線方向に延在する左下側ガイド壁ＷＬ２と、シリンダブロック２の図１０において右側の突出部５０に対して所定の隙間が形成されるように、クランクケース１から一体的に気筒軸線方向に延在する右下側ガイド壁ＷＲ２と、シリンダブロック２の図１０において左側面に対向するように、左下側ガイド壁ＷＬ２の上端にボルト等により固定される左上側ガイド壁ＷＬ１と、シリンダブロック２の図１０において右側面に対向するように、右下側ガイド壁ＷＲ２の上端にボルト等により固定される右上側ガイド壁ＷＲ１とを有している。
The internal combustion engine of the present embodiment is provided with a guide wall as shown in FIG. The guide wall is a lower left guide wall WL2 that integrally extends from the
左下側ガイド壁ＷＬ２及び右下側ガイド壁ＷＲ２は、クランクケース１と一体的ではなく、クランクケース１に取り付けられるようにしても良い。また、左下側ガイド壁ＷＬ２と左上側ガイド壁ＷＬ１とは一体的に形成されても良く、右下側ガイド壁ＷＲ２と右上側ガイド壁ＷＲ１とは一体的に形成されても良い。
The lower left guide wall WL2 and the lower right guide wall WR2 are not integral with the
左上側ガイド壁ＷＬ１には、シリンダブロック２の左側面を摺動支持する少なくとも一つの左側スライダＳＬが設けられ、右上側ガイド壁ＷＲ１には、シリンダブロック２の右側面を摺動支持する少なくとも一つの右側スライダＳＲが設けられている。左側スライダＳＬ及び右側スライダＳＲは、好ましくは、シリンダブロック２の前後方向に複数配置することが好ましく、例えば、気筒中心位置に気筒数だけ配置するようにしても良い。左側スライダＳＬ及び右側スライダＳＲのそれぞれにおいて、シリンダブロック２との摺動部分は、摩擦係数が低い金属又は樹脂等により形成されており、摺動部分から延在する軸部が左上側ガイド壁ＷＬ１及び右上側ガイド壁ＷＲ１に形成された孔部に部分的に挿入され、軸部の端面は孔部内においてスプリング力又は油圧力等によりシリンダブロック２方向へ付勢されている。
The left upper guide wall WL1 is provided with at least one left slider SL that slides and supports the left side of the
こうして、シリンダブロック２の左側面及び右側面は、左側スライダＳＬ及び右側スライダＳＲにより支持され、可変圧縮比機構Ａによりシリンダブロック２を気筒軸線に沿わせてクランクケース１に対して相対移動させるときに、シリンダブロック２が気筒軸線に対して左右方向に殆ど傾くことがないようにされている。
Thus, the left side surface and the right side surface of the
しかしながら、このようにシリンダブロック２の側面に対向して、カイド壁ＷＬ１及びＷＲ１が設けられると、シリンダブロック２からの放熱が不十分となってしまう。それにより、本実施例では、図１０及び１１に示すように、クランクケース１内の潤滑油をシリダブロック２の上部から流出させるようにするための潤滑油ダクト１００がシリンダブロック２の左側面及び右側面に少なくとも一つ設けられている。潤滑油ダクト１００は、図１１に示すように、左側スライダＳＬ及び右側スライダＳＲのそれぞれに対応するように複数設けるようにしても良い。
However, if the guide walls WL1 and WR1 are provided so as to face the side surface of the
各潤滑油ダクト１００にはオイルポンプから潤滑油が圧送され、図１１に示すように、潤滑油は潤滑油ダクト１００の上部に形成された流出部１０１から流出する。流出部１０１から流出した潤滑油は、シリンダブロック２の上部から側面に接触して側面に沿って下方へ流れてシリンダブロック２を冷却する。本実施例においては、図１０及び１１に示すように、シリンダブロック２の左側面及び右側面には、シリンダブロック２を冷却した直後の潤滑油の下方への流れを塞き止めるリブ１０２が設けられている。リブ１０２は、シリンダブロック２の前後方向に延在し、下死点のピストン頂面より上側に位置するようにシリンダブロック２に設けられている。
Lubricating oil is pumped into each lubricating
それにより、シリダブロック２の上部から側面に沿って下方へ流れてリブ１０２により塞き止められる潤滑油によって、このようなリブ無しに潤滑油が下方へ流れ去る場合に比較して、シリンダブロック２は良好に冷却される。また、リブ１０２には，リブ１０２により塞き止められた潤滑油が右側スライダＳＲ及び左側スライダＳＬのそれぞれへ供給されることを可能とする通路１０３が形成されている。それにより、リブ１０２に形成された各通路１０３を介してリブ１０２により塞き止められた潤滑油が右側スライダＳＲ及び左側スライダＳＬのそれぞれへ供給されることにより、右側スライダＳＲ及び左側スライダＳＬの潤滑も可能となり、シリンダブロック２との摺動による磨耗を低減することができる。
Thereby, the
リブ１０２に形成する通路は、可変圧縮比機構Ａのカムシャフト５４，５５等に潤滑油を供給するように形成されても良く、潤滑を必要とする部材へ潤滑油を供給するように形成される。
The passage formed in the
ところで、機関負荷が設定負荷以上（高負荷）となって燃焼温度が高くなると、前述のように潤滑油をシリンダブロック２の側面に沿わせ下方へ流したのでは、冷却が不足してオーバーヒートが発生することがある。これを抑制するために、本実施例おいては、カイド壁ＷＬ１及びＷＲ１に閉鎖部材１０４が設けられており、各閉鎖部材１０４は、図１２に示すように、機関負荷が設定負荷以上となったときの所望の機関圧縮比（本実施形態では低機械圧縮比）を実現するために、シリンダブロック２がクランクケース１に対して相対移動（上方向にリフト）すると、リブ１０２の通路１０３を閉鎖するようになっている。すなわち、不動の閉鎖部材１０４に対して、シリンダブロック２と共にリブ１０２が上方向に移動して、結果的に、通路１０３に閉鎖部材１０４が嵌まり、通路１０３が閉鎖される。
By the way, when the engine load becomes equal to or higher than the set load (high load) and the combustion temperature rises, if the lubricating oil is caused to flow downward along the side surface of the
それにより、燃焼温度の高い機関高負荷時には、リブ１０２により塞き止められた潤滑油はリブ１０２の通路１０３を介して右側スライダＳＲ及び左側スライダＳＬ等の他部材へ殆ど供給されず、シリンダブロック２をさらに冷却するために、潤滑油によりシリンダブロック２を十分に冷却することができ、オーバーヒートの発生を抑制することができる。
As a result, when the engine has a high combustion temperature and the engine load is high, the lubricating oil blocked by the
本実施例において、シリンダブロック２のクランクケース１に対する相対移動の抵抗とならないように、図１２に示すように、閉鎖部材１０４は、隙間なく、通路１０３を閉鎖するようにはなっていない。それにより、燃焼温度の高い機関高負荷時において、リブ１０２により塞き止められた潤滑油は、僅かに、リブ１０２の通路１０３から下方へ漏れるが、それでも、潤滑油によりシリンダブロック２を十分に冷却することができる。
In this embodiment, as shown in FIG. 12, the closing
本実施例において、図１０及び１１に示すように、閉鎖部材１０４は比較的厚く形成されており、それにより、機関負荷が設定負荷以上であるときの各所望機械圧縮比を実現するためのシリンダブロック２の各位置（クランクケース１に対する上下方向の各位置）において、閉鎖部材１０４はリブ１０２の通路１０３を閉鎖するようになっている。閉鎖部材１０を厚く形成するほど、リブ１０２の通路１０３を閉鎖するシリンダブロック２の位置範囲を大きくすることができる。
In this embodiment, as shown in FIGS. 10 and 11, the closing
また、ガイド壁をシリンダブロック２の全周を取り囲むように形成し、ガイド壁の上部とシリンダブロック２の上部とをシール部材によって気密にシールすることにより、クランクケース１内のブローバイガスがシール部材の外側へ漏れないようにすることができる。このような場合において、ブローバイガスベンチレーション装置が設けられ、ブローバイガスは吸気系へ排出されることとなるが、その際に、エアクリーナから新気がシール部材の内側へ供給されることとなる。このような新気を、シリンダブロック２のリブ１０２に沿わせて、潤滑油ダクト１００の流出部１０１からの潤滑油の流出方向に供給するようにすれば、新気を潤滑油の分散に利用することができ、分散された潤滑油によりシリンダブロック２をさらに良好に冷却することができる。
Further, the guide wall is formed so as to surround the entire circumference of the
１ クランクケース
２ シリンダブロック
ＷＬ１ 左上側ガイド壁
ＷＲ１ 右上側ガイド壁
ＳＬ 左側スライダ
ＳＲ 右側スライダ
１０１ 潤滑油ダクト
１０２ リブ
１０３ 通路
１０４ 閉鎖部材
1
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