JP3879385B2 - 内燃機関の可変圧縮比機構 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、レシプロ式内燃機関に代表される内燃機関の可変圧縮比機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、内燃機関における圧縮比を調整可能な複リンク式の可変圧縮比機構が公知である（例えば１９９７年発行の論文：ＭＴＺ Ｍｏｔｏｒｔｅｃｈｎｉｓｃｈｅ Ｚｅｉｔｓｃｈｒｉｆｔ ５８，Ｎｏ．１１の第７０６〜７１１頁参照）。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
また、本出願人は、以前に出願した特願２０００−２３０２３２号において、コンパクトで機関搭載性に優れた可変圧縮比機構を提案しており、これに類似する本願発明の先行例を図１３に示す。
【０００４】
この可変圧縮比機構は、ピストン１のピストンピン１ａに上端部が連結されるアッパーリンク２と、このアッパーリンク２の下端部とクランクシャフト３のクランクピン３ａとに連結されるロアーリンク４と、クランクシャフト３と略平行に延びる制御軸５と、この制御軸５の偏心カム５ａに一端が揺動可能に連結されるとともに、他端がロアーリンク４に連結される制御リンク６と、を有している。
【０００５】
制御軸５の一端には制御プレート７が設けられ、この制御プレート７には径方向に延びるスリット８が形成されている。この径方向スリット８には、アクチュエータ９の往復子９１の先端に設けられたピン９２がスライド可能に嵌合している。この往復子９１の基端部に形成された雄ネジ部９３に、円筒状の回転子９４の雌ネジ部９５が噛合している。この回転子９４には、モータ等の出力軸９６が固定されている。
【０００６】
上記の構成により、機関運転状態に応じて回転子９４を往復子９１の軸回りに回転駆動すると、この回転子９４にネジ部９３，９５を介して噛合する往復子９１が自身の軸方向に移動するとともに、スリット８内のピン９２のスライド動作を伴って制御軸５が回転する。これにより、制御リンク６の揺動支点となる偏心カム５ａの中心位置が変化して、アッパーリンク２やロアーリンク４の姿勢が変化し、機関圧縮比が変化するようになっている。
【０００７】
このような可変動圧縮機構では、ピストン燃焼荷重や各リンク部品の慣性荷重等に起因して、制御軸５へ回転方向のトルクが作用するとともに、往復子９１へ軸方向に沿う往復荷重が作用する。この往復荷重は、多くの場合、ピストン燃焼荷重に基づいて作用する主方向（図１３中のＰ方向）へ向けて作用するが、燃焼荷重が小さくなるとともに慣性荷重が大きくなるような所定のタイミングで、主方向（Ｐ方向）の反対方向へ向けて作用することもあり得る。
【０００８】
このように往復子９１への往復荷重の作用方向が反転すると、雄ネジ部９３と雌ネジ部９５との間に設定された所定のバックラッシュ（間隙）の範囲で往復子９１が回転子９４に対して軸方向に振動し、ネジ部９３，９５の歯面同士の衝突が繰り返されて、好ましくない歯打ち音（騒音）や振動を生じるおそれがある。
【０００９】
本発明は、このような課題に着目してなされたもので、内燃機関の可変圧縮比機構において、ネジ部の歯面間に設けられたバックラッシュに起因する歯打ち音や振動の発生を抑制することを一つの目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構は、ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリンクと、偏心カムが設けられた制御軸と、上記複数のリンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カムに他端が連結された制御リンクと、上記制御軸に先端部が連携された往復子と、この往復子の基端部にネジ部を介して噛合する回転子と、を有し、上記回転子を往復子の軸回りに回転駆動することにより、上記往復子が軸方向へ移動するとともに上記制御軸が回転して機関圧縮比が変化するように構成されている。
【００１１】
そして、請求項１の発明は、上記往復子の基端部側の軸方向端面に臨んだ油圧室を有し、この油圧室内の油圧により、上記往復子が、ピストン上下動に基づく上記往復子へ作用する軸方向の往復荷重のうち、ピストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向（主方向）と同方向に押圧されることを特徴としている。
【００１２】
この請求項１に係る発明によれば、仮に慣性荷重等に起因して往復子への往復荷重が主方向（図１のＰ方向）と反対方向へ作用する場合であっても、主方向へ向けて作用する油圧室内の油圧により、最終的な往復荷重が主方向と反対方向へ作用することを回避することができる。つまり、往復荷重の反転を防止することができる。この結果、ネジ部の歯面間にバックラッシュが存在していても、このバックラッシュの範囲内で往復子が回転子に対して軸方向に振動することが回避され、これによる振動や騒音の発生を防止することができる。
【００１３】
また、油圧室内の作動油をネジ部の噛合部分に供給することにより、この噛合部分の潤滑性，耐久性の向上を図ることもできる。
【００１４】
請求項２に係る発明は、上記往復子が押圧された場合に、上記制御軸が低圧縮比方向へ回転する様に上記油圧室を設けたことを特徴としている。この場合、油圧室が、往復子の高圧縮比方向の軸方向端面に臨むこととなる。
【００１５】
請求項３に係る発明は、上記油圧室へ作動油を供給する供給油路に逆止弁が配設されていることを特徴としている。この逆止弁により、油圧室内の作動油が供給油路側へ逆流することを簡単かつ確実に回避できる。
【００１６】
請求項４に係る発明は、上記油圧室から作動油を排出する排出油路に油圧調整弁が配設されており、少なくとも上記油圧室の容積が減少する方向へ往復子が移動するときには、油圧室内の油圧が過度に上昇することのないように、上記油圧調整弁を開弁することを特徴としている。
【００１７】
ところで、機関回転数が増加すると、ピストン燃焼荷重と逆向きに作用する各リンクの慣性荷重も増加するため、往復子へ作用する往復荷重が主方向と反対方向へ反転し易くなる傾向にある。
【００１８】
そこで、好ましくは請求項６に係る発明のように、機関回転数が高いほど、上記油圧室内の油圧を高くする。これにより、機関回転数に応じて効率的に往復荷重の反転を防止することができる。
【００１９】
また、往復荷重が反転することのない所定の最低機関回転数は、機関負荷や制御軸の角度に応じて変化する。
【００２０】
そこで、好ましくは請求項５に係る発明のように、機関負荷及び制御軸の角度に基づいて上記往復荷重が反転することのない所定の最低機関回転数を算出する手段を有し、上記最低機関回転数以上で、かつ、上記油圧室の容積が増加又は保持されるときには、油圧室内の油圧が低下することのないように、上記油圧調整弁を閉弁する。
【００２１】
請求項７に係る発明は、上記油圧室へ作動油を圧送するオイルポンプが、上記クランクシャフトの回転動力により駆動されることを特徴としている。
【００２２】
この請求項７に係る発明によれば、簡素な構造でありながら、機関回転数の増加に伴ってオイルポンプから油圧室へ圧送される作動油の油圧が増加することとなり、上述した請求項６に係る発明と同様、機関回転数に応じて効率的に往復荷重の反転を防止することができる。
【００２３】
好ましくは請求項８に係る発明のように、油圧室内の油圧が過度に上昇することのないように、油圧室から作動油を排出する排出油路に、所定油圧以上で開弁する油圧リリーフ弁が配設されている。
【００２４】
上記ネジ部は、典型的には互いに噛合する雄ネジ部及び雌ネジ部により構成される。そして、例えば請求項９に係る発明のように、上記雄ネジ部が往復子の基端部の外周面に形成され、上記雌ネジ部が円筒状の回転子の外周面に形成される。あるいは請求項１０に係る発明のように、上記雄ネジ部が回転子の外周面に形成され、上記雌ネジ部が往復子の円筒状の基端部の内周面に形成される。
【００２５】
また、往復荷重の反転をより確実に防止するために、好ましくは請求項１１に係る発明のように、上記往復荷重のうちのピストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向と同方向へ往復子を付勢するスプリング等の付勢手段を設ける。
【００２６】
【発明の効果】
本発明によれば、油圧室内の油圧により往復子が往復荷重の主方向と同方向に押圧されるため、往復子へ作用する往復荷重が主方向と反対方向へ反転することを防止することができる。この結果、往復荷重の反転に起因して往復子が回転子に対して振動することが抑制され、これら往復子と回転子とが噛合するネジ部での騒音や振動の発生を防止することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る可変動弁機構を４気筒のレシプロ式内燃機関に適用した実施の形態について、図面に基づいて詳細に説明する。
【００２８】
図１は、本発明に係る可変動弁機構の第１実施例を示す概略構成図である。シリンダブロック１１には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されるとともに、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピン１７とは、複リンク式の可変圧縮比機構を介して機械的に連携されている。なお、１８はカウンターウエイトである。
【００２９】
この可変圧縮比機構は、クランクピン１７に相対回転可能に外嵌するロアーリンク２１と、このロアーリンク２１とピストンピン１５とを連携するアッパーリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列方向へ延びる制御軸２３と、この制御軸２３に偏心して設けられた偏心カム２４と、この偏心カム２４とロアーリンク２１とを連携する制御リンク２５と、制御軸２３を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに、所定の回転位置に保持する駆動手段としてのアクチュエータ３０と、を備えている。
【００３０】
略棒状をなすアッパーリンク２２の上端部はピストンピン１５に相対回転可能に連結されており、アッパーリンク２２の下端部は連結ピン２６を介してロアーリンク２１に相対回転可能に連結されている。制御リンク２５の一端はロアーリンク２１に連結ピン２７を介して相対回転可能に連結されており、制御リンク２５の他端は偏心カム２４に相対回転可能に外嵌している。
【００３１】
アクチュエータ３０は、シリンダブロック１１に固定される略筒状のケーシング３１と、このケーシング３１に往復動可能に配設される往復子３２と、この往復子３２の基端部にネジ部３３ａ，３３ｂを介して噛合する回転子３４と、を有している。つまり、図２にも示すように、略棒状をなす往復子３２の基端部の外周面に形成される雄ネジ部３３ａと、略円筒状をなす回転子３４の内周面に形成される雌ネジ部３３ｂとが互いに噛合している。これら雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂとの歯面間には、寸法誤差等を許容するために、軸方向に所定の隙間すなわちバックラッシュ３３ｃが設定されている。
【００３２】
再び図１を参照して、往復子３２の先端部にはピン３５が設けられており、このピン３５は、制御軸２３の一端に設けられる制御プレート３６に形成された径方向に延びるスリット３７にスライド可能に係合している。回転子３４は、軸受３８を介してケーシング３１内に自身の軸回りに回転可能に支持されており、回転子３４の一端部には、モータ等の駆動源の出力軸３９が固定されている。この出力軸３９を介して回転子３４が図外の制御部（エンジンコントロールユニット）からの制御信号に基づいて軸回りに回転駆動される。
【００３３】
また、アクチュエータ３０には、往復子３２の基端部側の軸方向端面（基端面）３２ａに臨んだ油圧室４０が形成されている。すなわち油圧室４０は、回転子３４の内壁面と、往復子３２の基端面３２ａと、回転子３４のキャップ部３４ａと、により画成されている。
【００３４】
オイルパン４１内の作動油を油圧室４０へ供給する供給油路４２には、油圧室４０へ作動油を圧送するオイルポンプ４３が設けられるとともに、このオイルポンプ４３と油圧室４０との間に、作動油からオイルポンプ４３へ向かう作動油の逆流を防止する逆止弁４４が配設されている。なお、この供給油路４２は、ケーシング３１の内周面に凹設された周方向溝４５と、この周方向溝４５と油圧室４０とを連通するように回転子３４に貫通形成された一対の径方向孔４６の一方と、を含んでいる。
【００３５】
また、油圧室４０内の作動油をオイルパン４１へ排出する排出油路４７には、油圧室４０（排出油路４７）の油圧を調整する油圧調整弁４８が配設されている。この油圧調整弁４８は、好ましくは油圧室４０内の油圧が所定油圧以上となると開弁する油圧リリーフ弁としての機能を兼用している。なお、排出油路４７は、上記の周方向溝４５及び他方の径方向孔４６とを含んでいる。
【００３６】
このような構成により、機関運転状態に応じて回転子３４を軸回りに回転駆動すると、この回転子３４に噛合する往復子３２が自身の軸方向３２ｃに沿って移動する。これにより、ピン３５のスリット３７内でのスライド動作を伴いながら、制御プレート３６を介して制御軸２３が所定の方向に回転する。つまり、このアクチュエータ３０は、ピストン燃焼荷重等に起因して不用意に往復子３２が往復移動することのないように、回転子３４から往復子３２への動力伝達経路中にネジ部３３ａ，３３ｂを設けた不可逆式の動力伝達機構となっている。
【００３７】
このようにして制御軸２３が回転すると、制御リンク２５の揺動支点となる偏心カム２４の位置が変化し、ロアーリンク２１及びアッパーリンク２２の姿勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室の圧縮比が可変制御される。
【００３８】
このような可変動弁機構では、ピストンピン１５とクランクシャフト１６とが２つのリンク２２，２１のみで連携されているため、例えば３つ以上のリンクで連携したものに比して構成が簡素化される。また、ロアーリンク２１に制御リンク２５が連結されている等の関係で、この制御リンク２５や制御軸２３を、比較的スペースに余裕のある機関下方側へ配置することができ、機関搭載性に優れている。
【００３９】
ところで、燃焼室からピストン１４へ作用する下向きのピストン燃焼荷重Ｆｐや各リンク部品の慣性荷重等に起因して、制御リンク２５側から制御軸２３へ回転方向の入力トルクＴが作用するとともに、往復子３２へ軸方向３２ｃに沿う往復荷重Ｎが作用する。この往復荷重Ｎは、主としてピストン燃焼荷重Ｆｐに基づいて作用する主方向Ｐ（図２）へ作用する。しかしながら、燃焼荷重Ｆｐが小さく慣性荷重が大きいような場合、図３の破線波形（イ）で示すように、往復荷重が上記の主方向Ｐと反対方向Ｐ’へ作用することも起こり得る。このように往復荷重の向きが反転すると、バックラッシュ３３ｃ間で往復子３２が回転子３４に対して軸方向へ移動（振動）して、対向する歯面同士が衝突し、歯打ち音等の騒音や振動を生じるおそれがある。
【００４０】
そこで本実施形態では、油圧室４０内の作動油の油圧により、往復荷重Ｎの主方向Ｐと同方向に往復子３２が押圧されるように構成されている。つまり、油圧室４０が、往復荷重の主方向Ｐと反対方向Ｐ’側の往復子３２の端面３２ａに臨んでおり、この端面３２ａに油圧が作用するように設定されている。
【００４１】
ここで、往復子３２が主方向Ｐへ移動すると制御軸２３が低圧縮比方向へ回転し、往復子３２が反対方向Ｐ’へ移動すると制御軸２３が高圧縮比方向へ回転する関係にあるため、油圧室４０は往復子３２の高圧縮比方向Ｐ’の端面３２ａに臨んでいるとも言える。
【００４２】
この結果、図３の実線波形（ロ）に示すように、往復荷重Ｎの向きが常に主方向Ｐとなり、反対方向Ｐ’へ反転することがない。言い換えると、荷重Ｎが反転することのないように、油圧室４０内の油圧が設定されている。このため、図２に示すように、雄ネジ部３３ａの主方向Ｐ側の歯面が雌ネジ部３３ｂの反対方向Ｐ’側の歯面に常に押し付けられた状態に維持される。従って、バックラッシュ３３ｃ間での雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂの衝突による音振性能の悪化を確実に防止できる。
【００４３】
また、油圧室４０内の作動油は雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂとの噛合部にも適宜供給されるため、歯面間の潤滑性、耐久性を向上することもできる。更に、油圧室４０への供給油路４２に逆止弁４４が設けられているため、油圧室４０内の作動油がオイルポンプ４３側へ逆流することを確実に防止できる。
【００４４】
図４は油圧調整弁４８等の制御の流れを示すフローチャートであり、本ルーチンは例えば制御部により所定時間毎に実行される。先ずＳ（ステップ）１１では、機関回転数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θｃｓ等が読み込まれる。Ｓ１２では、機関回転数や吸入空気量等に基づいて、目標圧縮比εｇｏａｌが算出され、Ｓ１３では、制御軸角度θｃｓに基づいて現在の実圧縮比εｎｏｗが算出される。Ｓ１４では、目標圧縮比εｇｏａｌが実圧縮比εｎｏｗを越えているか判定される。
【００４５】
往復子３２を高圧縮比方向へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合には、Ｓ１４からＳ１５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避できる。次いでＳ１６においてモータの出力軸３９を高圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する場合には、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８を閉弁する。これにより、作動油が排出油路４７を通して排出されることがなく、油圧室４０内へ作動油を好適に充填することができる。同様に、往復子３２を現位置に保持する場合、つまり油圧室４０の容積を一定に保持する場合にも、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８を閉じる。これにより、作動油が排出油路４７を通して排出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑制される。次いで、機関圧縮比を減少させる場合には、Ｓ１８からＳ１９へ進み、モータの出力軸３９を低圧縮比側へ駆動する。
【００４６】
なお、往復子３２の振動をより確実に防止するために、油圧調整弁４８を閉じて油圧室４０に作動油を封じ込めた状態で、往復子３２を高圧縮比方向へ移動させることにより、オイルポンプ４３の吐出圧よりも高い油圧を油圧室４０へ作用させることも可能である。
【００４７】
次に、図５〜８を参照して、制御軸２３へ作用する入力トルクＴが反転する場合、つまり往復子３２への往復荷重Ｎが反転する場合について考察する。なお、図５〜８では、横軸をクランク角、縦軸を制御軸２３へ作用する入力トルクとしている。クランク角は、図１に示すようにクランクピン１７の軸心がクランクシャフト１６の軸心に対してスラスト−反スラスト方向に位置する状態を０°としている。また、制御軸トルクＴは、ピストン１４へ下向きの燃焼荷重Ｆｐが作用する際の方向（図１の時計回り方向）を正としている。つまり、制御軸トルクＴが正の値のとき、主方向Ｐの往復荷重Ｎが作用し、負の値のときに反対方向Ｐ’の往復荷重Ｎ’が作用する関係にある。また、図５〜８は、それぞれ機関回転数が３０００，４０００，５０００，６０００ｒｐｍの場合を示している。
【００４８】
図５〜８に示すように、４気筒の内燃機関では、各気筒が圧縮上死点を迎える９０°毎にトルクが最大値となり、各最大値と約４５°ずれる形で９０°毎にトルクが最小値となる。
【００４９】
トルクが小さくなる原因は、主として慣性荷重（燃焼荷重Ｆｐと反対方向のピストン上向きの荷重）が大きくなるためである。この慣性荷重は、機関回転数の増加に伴って大きくなる傾向にある。このため、図５に示すように、所定の最低機関回転数α（例えば約３０００ｒｐｍ）以下の運転域では、合計トルクＴの最小値が正の値であり、トルクの向きは常に正方向（低圧縮比方向）となるため、制御軸トルクＴや往復荷重Ｎが反転するおそれもない。
【００５０】
このように制御軸トルクや往復荷重が反転することのない最低機関回転数αは、機関負荷や制御軸２３の角度によっても変化するため、好ましくは機関負荷や制御軸２３の角度に応じて設定される。このようにして設定される所定の最低回転数αよりも低い回転域では、入力トルクＴや往復荷重Ｎが反転するおそれがないため、油圧調整弁４８を開いて、油圧室４０内の油圧を低下させ、オイルポンプ４３への負荷を低減して機関効率を向上させる。一方、最低機関回転数α以上の回転域で運転されている場合、そのままでは制御軸トルクＴや往復荷重Ｎが反転するため、この反転を防止するための十分な油圧が得られるように、油圧調整弁４８を閉弁する。
【００５１】
このような制御の流れを図９及び図１０を参照して詳細に説明する。先ず、Ｓ２１では、機関回転数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θｃｓ等が読み込まれる。Ｓ２２では、機関回転数や吸入空気量等に基づいて目標圧縮比εｇｏａｌが算出され、Ｓ２３では、制御軸角度θｃｓに基づいて現在の実圧縮比εｎｏｗが算出される。Ｓ２４では、目標圧縮比εｇｏａｌが実圧縮比εｎｏｗを越えているか判定される。
【００５２】
往復子３２を高圧縮比方向Ｐ’へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合、Ｓ２４からＳ２５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避できる。次いでＳ２６においてモータの出力軸３９を高圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する場合、あるいは往復子３２を現位置に保持する場合、すなわち油圧室４０の容積を一定に保持する場合、Ｓ２４からＳ２７へ進み、機関運転状態に基づいて制御軸トルクＴの波形（図５〜図８参照）を算出する。
【００５３】
続くＳ２８では、高圧縮比側（反対方向）Ｐ’への入力トルクが存在するか、つまり制御軸トルクが反転するかを判定する。言い換えると、上記の最低機関回転数α以上の回転域で運転されているかを判定する。
【００５４】
制御軸トルクが反転すると判定された場合、Ｓ２９へ進み、油圧調整弁４８を閉弁する。これにより、油圧室４０内の作動油が排出油路４７を通して排出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑制される。このため、油圧室４０内の油圧により制御軸トルクの反転を効果的に防止することができる。一方、制御軸トルクが反転しないと判定された場合、Ｓ３０へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４０内の不要な油圧の上昇が回避される。次いで、機関圧縮比を減少させる場合には、Ｓ３１からＳ３２へ進み、モータの出力軸３９を低圧縮比側へ駆動する。
【００５５】
また、図５〜８に示すように、機関回転数の増加に伴って、部品慣性力が増大し、高圧縮比側への制御軸トルクが大きくなる傾向にある。つまりトルク最小値が小さくなり、制御軸トルクＴが反転し易くなる傾向にある。そこで、機関回転数の増加に伴って油圧室４０内の油圧を上昇させることにより、機関回転数に応じて効率的に制御軸トルクＴの反転を防止することができる。なお、オイルポンプ４３がクランクシャフト１６の回転動力により駆動される形式であれば、機関回転数の増加に伴ってオイルポンプ４３の駆動力が増加するため、自ずと油圧室４０内の油圧が上昇することになる。
【００５６】
図１１及び図１２は、それぞれ第２，第３実施例に係る可変圧縮比機構の構成を示している。なお、図１に示す第１実施例と同様の構成部分には同じ参照符号を付して重複する説明を適宜省略する。
【００５７】
図１１に示す第２実施例では、油圧室４０内の油圧により往復子３２が押圧される方向と同方向に、往復子３２を押圧するスプリング５０が設けられている。つまり、スプリング５０は、往復子３２の端面３２ａとキャップ部３４ａとの間に圧縮状態で介装されている。このスプリング５０により、油圧室４０に気泡が混入した場合のように、油圧による往復子３２への押圧力が低下してしまう場合にも、スプリング５０が発生するバネ力により往復子３２への押圧力を確実に確保することができ、ひいては往復子３２への往復荷重Ｎの反転をより確実に防止することができる。
【００５８】
図１２に示す第３実施例では、第１実施例に対してアクチュエータ３０’の構成が異なっている。すなわち、モータの出力軸に固定又は一体化された棒状の回転子３４’の外周面に雄ネジ部３３ａ’が形成されており、往復子３２’の円筒状の基端部に、雄ネジ部３３ａ’に噛合する雌ネジ部３３ｂ’が形成されている。
【００５９】
また、周方向溝４５’及び径方向孔４６’を経て雄ネジ部３３ａ’と雌ネジ部３３ｂ’の噛合部分へ供給された作動油は、ケーシング３１’の基端部に画成された補助油圧室５１及び補助排出油路５２を経て、排出油路４７における油圧調整弁４８の下流側へ合流するように構成されている。
【００６０】
このような第３実施例の構成では、第１実施例の構成に比して、軸受３８等を省略することができ、構成が簡素化されることに加え、回転子３４’を小径化できるため、回転慣性モーメントを小さくして圧縮比の切換え応答性を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る可変圧縮比機構の第１実施例を示す概略構成図。
【図２】往復子と回転子の噛合部分を示す断面対応図。
【図３】往復子に作用する往復荷重及びその方向を示す特性図。
【図４】本実施例に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図５】３０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図６】４０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図７】５０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図８】６０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図９】本実施例に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図１０】本実施例に係る油圧調整弁の設定例を示す図。
【図１１】本発明に係る可変圧縮比機構の第２実施例を示す概略構成図。
【図１２】本発明に係る可変圧縮比機構の第３実施例を示す概略構成図。
【図１３】先行技術に係る可変圧縮比機構を示す概略構成図。
【符号の説明】
１４…ピストン
１５…ピストンピン
１６…クランクシャフト
１７…クランクピン
２１…ロアーリンク
２２…アッパーリンク
２３…制御軸
２４…偏心カム
２５…制御リンク
３２…往復子
３３ａ，３３ｂ…ネジ部
３４…回転子
４０…油圧室
４２…供給油路
４４…逆止弁
４７…排出油路
４８…油圧調整弁
５０…スプリング（付勢手段）
【発明の属する技術分野】
この発明は、レシプロ式内燃機関に代表される内燃機関の可変圧縮比機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、内燃機関における圧縮比を調整可能な複リンク式の可変圧縮比機構が公知である（例えば１９９７年発行の論文：ＭＴＺ Ｍｏｔｏｒｔｅｃｈｎｉｓｃｈｅ Ｚｅｉｔｓｃｈｒｉｆｔ ５８，Ｎｏ．１１の第７０６〜７１１頁参照）。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
また、本出願人は、以前に出願した特願２０００−２３０２３２号において、コンパクトで機関搭載性に優れた可変圧縮比機構を提案しており、これに類似する本願発明の先行例を図１３に示す。
【０００４】
この可変圧縮比機構は、ピストン１のピストンピン１ａに上端部が連結されるアッパーリンク２と、このアッパーリンク２の下端部とクランクシャフト３のクランクピン３ａとに連結されるロアーリンク４と、クランクシャフト３と略平行に延びる制御軸５と、この制御軸５の偏心カム５ａに一端が揺動可能に連結されるとともに、他端がロアーリンク４に連結される制御リンク６と、を有している。
【０００５】
制御軸５の一端には制御プレート７が設けられ、この制御プレート７には径方向に延びるスリット８が形成されている。この径方向スリット８には、アクチュエータ９の往復子９１の先端に設けられたピン９２がスライド可能に嵌合している。この往復子９１の基端部に形成された雄ネジ部９３に、円筒状の回転子９４の雌ネジ部９５が噛合している。この回転子９４には、モータ等の出力軸９６が固定されている。
【０００６】
上記の構成により、機関運転状態に応じて回転子９４を往復子９１の軸回りに回転駆動すると、この回転子９４にネジ部９３，９５を介して噛合する往復子９１が自身の軸方向に移動するとともに、スリット８内のピン９２のスライド動作を伴って制御軸５が回転する。これにより、制御リンク６の揺動支点となる偏心カム５ａの中心位置が変化して、アッパーリンク２やロアーリンク４の姿勢が変化し、機関圧縮比が変化するようになっている。
【０００７】
このような可変動圧縮機構では、ピストン燃焼荷重や各リンク部品の慣性荷重等に起因して、制御軸５へ回転方向のトルクが作用するとともに、往復子９１へ軸方向に沿う往復荷重が作用する。この往復荷重は、多くの場合、ピストン燃焼荷重に基づいて作用する主方向（図１３中のＰ方向）へ向けて作用するが、燃焼荷重が小さくなるとともに慣性荷重が大きくなるような所定のタイミングで、主方向（Ｐ方向）の反対方向へ向けて作用することもあり得る。
【０００８】
このように往復子９１への往復荷重の作用方向が反転すると、雄ネジ部９３と雌ネジ部９５との間に設定された所定のバックラッシュ（間隙）の範囲で往復子９１が回転子９４に対して軸方向に振動し、ネジ部９３，９５の歯面同士の衝突が繰り返されて、好ましくない歯打ち音（騒音）や振動を生じるおそれがある。
【０００９】
本発明は、このような課題に着目してなされたもので、内燃機関の可変圧縮比機構において、ネジ部の歯面間に設けられたバックラッシュに起因する歯打ち音や振動の発生を抑制することを一つの目的としている。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構は、ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリンクと、偏心カムが設けられた制御軸と、上記複数のリンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カムに他端が連結された制御リンクと、上記制御軸に先端部が連携された往復子と、この往復子の基端部にネジ部を介して噛合する回転子と、を有し、上記回転子を往復子の軸回りに回転駆動することにより、上記往復子が軸方向へ移動するとともに上記制御軸が回転して機関圧縮比が変化するように構成されている。
【００１１】
そして、請求項１の発明は、上記往復子の基端部側の軸方向端面に臨んだ油圧室を有し、この油圧室内の油圧により、上記往復子が、ピストン上下動に基づく上記往復子へ作用する軸方向の往復荷重のうち、ピストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向（主方向）と同方向に押圧されることを特徴としている。
【００１２】
この請求項１に係る発明によれば、仮に慣性荷重等に起因して往復子への往復荷重が主方向（図１のＰ方向）と反対方向へ作用する場合であっても、主方向へ向けて作用する油圧室内の油圧により、最終的な往復荷重が主方向と反対方向へ作用することを回避することができる。つまり、往復荷重の反転を防止することができる。この結果、ネジ部の歯面間にバックラッシュが存在していても、このバックラッシュの範囲内で往復子が回転子に対して軸方向に振動することが回避され、これによる振動や騒音の発生を防止することができる。
【００１３】
また、油圧室内の作動油をネジ部の噛合部分に供給することにより、この噛合部分の潤滑性，耐久性の向上を図ることもできる。
【００１４】
請求項２に係る発明は、上記往復子が押圧された場合に、上記制御軸が低圧縮比方向へ回転する様に上記油圧室を設けたことを特徴としている。この場合、油圧室が、往復子の高圧縮比方向の軸方向端面に臨むこととなる。
【００１５】
請求項３に係る発明は、上記油圧室へ作動油を供給する供給油路に逆止弁が配設されていることを特徴としている。この逆止弁により、油圧室内の作動油が供給油路側へ逆流することを簡単かつ確実に回避できる。
【００１６】
請求項４に係る発明は、上記油圧室から作動油を排出する排出油路に油圧調整弁が配設されており、少なくとも上記油圧室の容積が減少する方向へ往復子が移動するときには、油圧室内の油圧が過度に上昇することのないように、上記油圧調整弁を開弁することを特徴としている。
【００１７】
ところで、機関回転数が増加すると、ピストン燃焼荷重と逆向きに作用する各リンクの慣性荷重も増加するため、往復子へ作用する往復荷重が主方向と反対方向へ反転し易くなる傾向にある。
【００１８】
そこで、好ましくは請求項６に係る発明のように、機関回転数が高いほど、上記油圧室内の油圧を高くする。これにより、機関回転数に応じて効率的に往復荷重の反転を防止することができる。
【００１９】
また、往復荷重が反転することのない所定の最低機関回転数は、機関負荷や制御軸の角度に応じて変化する。
【００２０】
そこで、好ましくは請求項５に係る発明のように、機関負荷及び制御軸の角度に基づいて上記往復荷重が反転することのない所定の最低機関回転数を算出する手段を有し、上記最低機関回転数以上で、かつ、上記油圧室の容積が増加又は保持されるときには、油圧室内の油圧が低下することのないように、上記油圧調整弁を閉弁する。
【００２１】
請求項７に係る発明は、上記油圧室へ作動油を圧送するオイルポンプが、上記クランクシャフトの回転動力により駆動されることを特徴としている。
【００２２】
この請求項７に係る発明によれば、簡素な構造でありながら、機関回転数の増加に伴ってオイルポンプから油圧室へ圧送される作動油の油圧が増加することとなり、上述した請求項６に係る発明と同様、機関回転数に応じて効率的に往復荷重の反転を防止することができる。
【００２３】
好ましくは請求項８に係る発明のように、油圧室内の油圧が過度に上昇することのないように、油圧室から作動油を排出する排出油路に、所定油圧以上で開弁する油圧リリーフ弁が配設されている。
【００２４】
上記ネジ部は、典型的には互いに噛合する雄ネジ部及び雌ネジ部により構成される。そして、例えば請求項９に係る発明のように、上記雄ネジ部が往復子の基端部の外周面に形成され、上記雌ネジ部が円筒状の回転子の外周面に形成される。あるいは請求項１０に係る発明のように、上記雄ネジ部が回転子の外周面に形成され、上記雌ネジ部が往復子の円筒状の基端部の内周面に形成される。
【００２５】
また、往復荷重の反転をより確実に防止するために、好ましくは請求項１１に係る発明のように、上記往復荷重のうちのピストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向と同方向へ往復子を付勢するスプリング等の付勢手段を設ける。
【００２６】
【発明の効果】
本発明によれば、油圧室内の油圧により往復子が往復荷重の主方向と同方向に押圧されるため、往復子へ作用する往復荷重が主方向と反対方向へ反転することを防止することができる。この結果、往復荷重の反転に起因して往復子が回転子に対して振動することが抑制され、これら往復子と回転子とが噛合するネジ部での騒音や振動の発生を防止することができる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明に係る可変動弁機構を４気筒のレシプロ式内燃機関に適用した実施の形態について、図面に基づいて詳細に説明する。
【００２８】
図１は、本発明に係る可変動弁機構の第１実施例を示す概略構成図である。シリンダブロック１１には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されるとともに、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピン１７とは、複リンク式の可変圧縮比機構を介して機械的に連携されている。なお、１８はカウンターウエイトである。
【００２９】
この可変圧縮比機構は、クランクピン１７に相対回転可能に外嵌するロアーリンク２１と、このロアーリンク２１とピストンピン１５とを連携するアッパーリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列方向へ延びる制御軸２３と、この制御軸２３に偏心して設けられた偏心カム２４と、この偏心カム２４とロアーリンク２１とを連携する制御リンク２５と、制御軸２３を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに、所定の回転位置に保持する駆動手段としてのアクチュエータ３０と、を備えている。
【００３０】
略棒状をなすアッパーリンク２２の上端部はピストンピン１５に相対回転可能に連結されており、アッパーリンク２２の下端部は連結ピン２６を介してロアーリンク２１に相対回転可能に連結されている。制御リンク２５の一端はロアーリンク２１に連結ピン２７を介して相対回転可能に連結されており、制御リンク２５の他端は偏心カム２４に相対回転可能に外嵌している。
【００３１】
アクチュエータ３０は、シリンダブロック１１に固定される略筒状のケーシング３１と、このケーシング３１に往復動可能に配設される往復子３２と、この往復子３２の基端部にネジ部３３ａ，３３ｂを介して噛合する回転子３４と、を有している。つまり、図２にも示すように、略棒状をなす往復子３２の基端部の外周面に形成される雄ネジ部３３ａと、略円筒状をなす回転子３４の内周面に形成される雌ネジ部３３ｂとが互いに噛合している。これら雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂとの歯面間には、寸法誤差等を許容するために、軸方向に所定の隙間すなわちバックラッシュ３３ｃが設定されている。
【００３２】
再び図１を参照して、往復子３２の先端部にはピン３５が設けられており、このピン３５は、制御軸２３の一端に設けられる制御プレート３６に形成された径方向に延びるスリット３７にスライド可能に係合している。回転子３４は、軸受３８を介してケーシング３１内に自身の軸回りに回転可能に支持されており、回転子３４の一端部には、モータ等の駆動源の出力軸３９が固定されている。この出力軸３９を介して回転子３４が図外の制御部（エンジンコントロールユニット）からの制御信号に基づいて軸回りに回転駆動される。
【００３３】
また、アクチュエータ３０には、往復子３２の基端部側の軸方向端面（基端面）３２ａに臨んだ油圧室４０が形成されている。すなわち油圧室４０は、回転子３４の内壁面と、往復子３２の基端面３２ａと、回転子３４のキャップ部３４ａと、により画成されている。
【００３４】
オイルパン４１内の作動油を油圧室４０へ供給する供給油路４２には、油圧室４０へ作動油を圧送するオイルポンプ４３が設けられるとともに、このオイルポンプ４３と油圧室４０との間に、作動油からオイルポンプ４３へ向かう作動油の逆流を防止する逆止弁４４が配設されている。なお、この供給油路４２は、ケーシング３１の内周面に凹設された周方向溝４５と、この周方向溝４５と油圧室４０とを連通するように回転子３４に貫通形成された一対の径方向孔４６の一方と、を含んでいる。
【００３５】
また、油圧室４０内の作動油をオイルパン４１へ排出する排出油路４７には、油圧室４０（排出油路４７）の油圧を調整する油圧調整弁４８が配設されている。この油圧調整弁４８は、好ましくは油圧室４０内の油圧が所定油圧以上となると開弁する油圧リリーフ弁としての機能を兼用している。なお、排出油路４７は、上記の周方向溝４５及び他方の径方向孔４６とを含んでいる。
【００３６】
このような構成により、機関運転状態に応じて回転子３４を軸回りに回転駆動すると、この回転子３４に噛合する往復子３２が自身の軸方向３２ｃに沿って移動する。これにより、ピン３５のスリット３７内でのスライド動作を伴いながら、制御プレート３６を介して制御軸２３が所定の方向に回転する。つまり、このアクチュエータ３０は、ピストン燃焼荷重等に起因して不用意に往復子３２が往復移動することのないように、回転子３４から往復子３２への動力伝達経路中にネジ部３３ａ，３３ｂを設けた不可逆式の動力伝達機構となっている。
【００３７】
このようにして制御軸２３が回転すると、制御リンク２５の揺動支点となる偏心カム２４の位置が変化し、ロアーリンク２１及びアッパーリンク２２の姿勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室の圧縮比が可変制御される。
【００３８】
このような可変動弁機構では、ピストンピン１５とクランクシャフト１６とが２つのリンク２２，２１のみで連携されているため、例えば３つ以上のリンクで連携したものに比して構成が簡素化される。また、ロアーリンク２１に制御リンク２５が連結されている等の関係で、この制御リンク２５や制御軸２３を、比較的スペースに余裕のある機関下方側へ配置することができ、機関搭載性に優れている。
【００３９】
ところで、燃焼室からピストン１４へ作用する下向きのピストン燃焼荷重Ｆｐや各リンク部品の慣性荷重等に起因して、制御リンク２５側から制御軸２３へ回転方向の入力トルクＴが作用するとともに、往復子３２へ軸方向３２ｃに沿う往復荷重Ｎが作用する。この往復荷重Ｎは、主としてピストン燃焼荷重Ｆｐに基づいて作用する主方向Ｐ（図２）へ作用する。しかしながら、燃焼荷重Ｆｐが小さく慣性荷重が大きいような場合、図３の破線波形（イ）で示すように、往復荷重が上記の主方向Ｐと反対方向Ｐ’へ作用することも起こり得る。このように往復荷重の向きが反転すると、バックラッシュ３３ｃ間で往復子３２が回転子３４に対して軸方向へ移動（振動）して、対向する歯面同士が衝突し、歯打ち音等の騒音や振動を生じるおそれがある。
【００４０】
そこで本実施形態では、油圧室４０内の作動油の油圧により、往復荷重Ｎの主方向Ｐと同方向に往復子３２が押圧されるように構成されている。つまり、油圧室４０が、往復荷重の主方向Ｐと反対方向Ｐ’側の往復子３２の端面３２ａに臨んでおり、この端面３２ａに油圧が作用するように設定されている。
【００４１】
ここで、往復子３２が主方向Ｐへ移動すると制御軸２３が低圧縮比方向へ回転し、往復子３２が反対方向Ｐ’へ移動すると制御軸２３が高圧縮比方向へ回転する関係にあるため、油圧室４０は往復子３２の高圧縮比方向Ｐ’の端面３２ａに臨んでいるとも言える。
【００４２】
この結果、図３の実線波形（ロ）に示すように、往復荷重Ｎの向きが常に主方向Ｐとなり、反対方向Ｐ’へ反転することがない。言い換えると、荷重Ｎが反転することのないように、油圧室４０内の油圧が設定されている。このため、図２に示すように、雄ネジ部３３ａの主方向Ｐ側の歯面が雌ネジ部３３ｂの反対方向Ｐ’側の歯面に常に押し付けられた状態に維持される。従って、バックラッシュ３３ｃ間での雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂの衝突による音振性能の悪化を確実に防止できる。
【００４３】
また、油圧室４０内の作動油は雄ネジ部３３ａと雌ネジ部３３ｂとの噛合部にも適宜供給されるため、歯面間の潤滑性、耐久性を向上することもできる。更に、油圧室４０への供給油路４２に逆止弁４４が設けられているため、油圧室４０内の作動油がオイルポンプ４３側へ逆流することを確実に防止できる。
【００４４】
図４は油圧調整弁４８等の制御の流れを示すフローチャートであり、本ルーチンは例えば制御部により所定時間毎に実行される。先ずＳ（ステップ）１１では、機関回転数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θｃｓ等が読み込まれる。Ｓ１２では、機関回転数や吸入空気量等に基づいて、目標圧縮比εｇｏａｌが算出され、Ｓ１３では、制御軸角度θｃｓに基づいて現在の実圧縮比εｎｏｗが算出される。Ｓ１４では、目標圧縮比εｇｏａｌが実圧縮比εｎｏｗを越えているか判定される。
【００４５】
往復子３２を高圧縮比方向へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合には、Ｓ１４からＳ１５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避できる。次いでＳ１６においてモータの出力軸３９を高圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する場合には、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８を閉弁する。これにより、作動油が排出油路４７を通して排出されることがなく、油圧室４０内へ作動油を好適に充填することができる。同様に、往復子３２を現位置に保持する場合、つまり油圧室４０の容積を一定に保持する場合にも、Ｓ１４からＳ１７へ進み、油圧調整弁４８を閉じる。これにより、作動油が排出油路４７を通して排出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑制される。次いで、機関圧縮比を減少させる場合には、Ｓ１８からＳ１９へ進み、モータの出力軸３９を低圧縮比側へ駆動する。
【００４６】
なお、往復子３２の振動をより確実に防止するために、油圧調整弁４８を閉じて油圧室４０に作動油を封じ込めた状態で、往復子３２を高圧縮比方向へ移動させることにより、オイルポンプ４３の吐出圧よりも高い油圧を油圧室４０へ作用させることも可能である。
【００４７】
次に、図５〜８を参照して、制御軸２３へ作用する入力トルクＴが反転する場合、つまり往復子３２への往復荷重Ｎが反転する場合について考察する。なお、図５〜８では、横軸をクランク角、縦軸を制御軸２３へ作用する入力トルクとしている。クランク角は、図１に示すようにクランクピン１７の軸心がクランクシャフト１６の軸心に対してスラスト−反スラスト方向に位置する状態を０°としている。また、制御軸トルクＴは、ピストン１４へ下向きの燃焼荷重Ｆｐが作用する際の方向（図１の時計回り方向）を正としている。つまり、制御軸トルクＴが正の値のとき、主方向Ｐの往復荷重Ｎが作用し、負の値のときに反対方向Ｐ’の往復荷重Ｎ’が作用する関係にある。また、図５〜８は、それぞれ機関回転数が３０００，４０００，５０００，６０００ｒｐｍの場合を示している。
【００４８】
図５〜８に示すように、４気筒の内燃機関では、各気筒が圧縮上死点を迎える９０°毎にトルクが最大値となり、各最大値と約４５°ずれる形で９０°毎にトルクが最小値となる。
【００４９】
トルクが小さくなる原因は、主として慣性荷重（燃焼荷重Ｆｐと反対方向のピストン上向きの荷重）が大きくなるためである。この慣性荷重は、機関回転数の増加に伴って大きくなる傾向にある。このため、図５に示すように、所定の最低機関回転数α（例えば約３０００ｒｐｍ）以下の運転域では、合計トルクＴの最小値が正の値であり、トルクの向きは常に正方向（低圧縮比方向）となるため、制御軸トルクＴや往復荷重Ｎが反転するおそれもない。
【００５０】
このように制御軸トルクや往復荷重が反転することのない最低機関回転数αは、機関負荷や制御軸２３の角度によっても変化するため、好ましくは機関負荷や制御軸２３の角度に応じて設定される。このようにして設定される所定の最低回転数αよりも低い回転域では、入力トルクＴや往復荷重Ｎが反転するおそれがないため、油圧調整弁４８を開いて、油圧室４０内の油圧を低下させ、オイルポンプ４３への負荷を低減して機関効率を向上させる。一方、最低機関回転数α以上の回転域で運転されている場合、そのままでは制御軸トルクＴや往復荷重Ｎが反転するため、この反転を防止するための十分な油圧が得られるように、油圧調整弁４８を閉弁する。
【００５１】
このような制御の流れを図９及び図１０を参照して詳細に説明する。先ず、Ｓ２１では、機関回転数，吸入空気量及び制御軸２３の角度θｃｓ等が読み込まれる。Ｓ２２では、機関回転数や吸入空気量等に基づいて目標圧縮比εｇｏａｌが算出され、Ｓ２３では、制御軸角度θｃｓに基づいて現在の実圧縮比εｎｏｗが算出される。Ｓ２４では、目標圧縮比εｇｏａｌが実圧縮比εｎｏｗを越えているか判定される。
【００５２】
往復子３２を高圧縮比方向Ｐ’へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が減少する場合、Ｓ２４からＳ２５へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４０内の作動油がオイルパン４１へ適宜排出されるため、油圧室４０内の過度な油圧上昇を回避できる。次いでＳ２６においてモータの出力軸３９を高圧縮比側へ駆動する。一方、往復子３２を低圧縮比方向へ移動させる場合、つまり油圧室４０の容積が増加する場合、あるいは往復子３２を現位置に保持する場合、すなわち油圧室４０の容積を一定に保持する場合、Ｓ２４からＳ２７へ進み、機関運転状態に基づいて制御軸トルクＴの波形（図５〜図８参照）を算出する。
【００５３】
続くＳ２８では、高圧縮比側（反対方向）Ｐ’への入力トルクが存在するか、つまり制御軸トルクが反転するかを判定する。言い換えると、上記の最低機関回転数α以上の回転域で運転されているかを判定する。
【００５４】
制御軸トルクが反転すると判定された場合、Ｓ２９へ進み、油圧調整弁４８を閉弁する。これにより、油圧室４０内の作動油が排出油路４７を通して排出されることがなく、油圧室４０内の油圧の低下が抑制される。このため、油圧室４０内の油圧により制御軸トルクの反転を効果的に防止することができる。一方、制御軸トルクが反転しないと判定された場合、Ｓ３０へ進み、油圧調整弁４８を開弁する。これにより、油圧室４０内の不要な油圧の上昇が回避される。次いで、機関圧縮比を減少させる場合には、Ｓ３１からＳ３２へ進み、モータの出力軸３９を低圧縮比側へ駆動する。
【００５５】
また、図５〜８に示すように、機関回転数の増加に伴って、部品慣性力が増大し、高圧縮比側への制御軸トルクが大きくなる傾向にある。つまりトルク最小値が小さくなり、制御軸トルクＴが反転し易くなる傾向にある。そこで、機関回転数の増加に伴って油圧室４０内の油圧を上昇させることにより、機関回転数に応じて効率的に制御軸トルクＴの反転を防止することができる。なお、オイルポンプ４３がクランクシャフト１６の回転動力により駆動される形式であれば、機関回転数の増加に伴ってオイルポンプ４３の駆動力が増加するため、自ずと油圧室４０内の油圧が上昇することになる。
【００５６】
図１１及び図１２は、それぞれ第２，第３実施例に係る可変圧縮比機構の構成を示している。なお、図１に示す第１実施例と同様の構成部分には同じ参照符号を付して重複する説明を適宜省略する。
【００５７】
図１１に示す第２実施例では、油圧室４０内の油圧により往復子３２が押圧される方向と同方向に、往復子３２を押圧するスプリング５０が設けられている。つまり、スプリング５０は、往復子３２の端面３２ａとキャップ部３４ａとの間に圧縮状態で介装されている。このスプリング５０により、油圧室４０に気泡が混入した場合のように、油圧による往復子３２への押圧力が低下してしまう場合にも、スプリング５０が発生するバネ力により往復子３２への押圧力を確実に確保することができ、ひいては往復子３２への往復荷重Ｎの反転をより確実に防止することができる。
【００５８】
図１２に示す第３実施例では、第１実施例に対してアクチュエータ３０’の構成が異なっている。すなわち、モータの出力軸に固定又は一体化された棒状の回転子３４’の外周面に雄ネジ部３３ａ’が形成されており、往復子３２’の円筒状の基端部に、雄ネジ部３３ａ’に噛合する雌ネジ部３３ｂ’が形成されている。
【００５９】
また、周方向溝４５’及び径方向孔４６’を経て雄ネジ部３３ａ’と雌ネジ部３３ｂ’の噛合部分へ供給された作動油は、ケーシング３１’の基端部に画成された補助油圧室５１及び補助排出油路５２を経て、排出油路４７における油圧調整弁４８の下流側へ合流するように構成されている。
【００６０】
このような第３実施例の構成では、第１実施例の構成に比して、軸受３８等を省略することができ、構成が簡素化されることに加え、回転子３４’を小径化できるため、回転慣性モーメントを小さくして圧縮比の切換え応答性を向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る可変圧縮比機構の第１実施例を示す概略構成図。
【図２】往復子と回転子の噛合部分を示す断面対応図。
【図３】往復子に作用する往復荷重及びその方向を示す特性図。
【図４】本実施例に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図５】３０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図６】４０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図７】５０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図８】６０００ｒｐｍでの制御軸トルクを示すグラフ。
【図９】本実施例に係る制御の流れを示すフローチャート。
【図１０】本実施例に係る油圧調整弁の設定例を示す図。
【図１１】本発明に係る可変圧縮比機構の第２実施例を示す概略構成図。
【図１２】本発明に係る可変圧縮比機構の第３実施例を示す概略構成図。
【図１３】先行技術に係る可変圧縮比機構を示す概略構成図。
【符号の説明】
１４…ピストン
１５…ピストンピン
１６…クランクシャフト
１７…クランクピン
２１…ロアーリンク
２２…アッパーリンク
２３…制御軸
２４…偏心カム
２５…制御リンク
３２…往復子
３３ａ，３３ｂ…ネジ部
３４…回転子
４０…油圧室
４２…供給油路
４４…逆止弁
４７…排出油路
４８…油圧調整弁
５０…スプリング（付勢手段）
Claims (11)
- ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリンクと、偏心カムが設けられた制御軸と、上記複数のリンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カムに他端が連結された制御リンクと、上記制御軸に先端部が連携された往復子と、この往復子の基端部にネジ部を介して噛合する回転子と、を有し、
上記回転子を往復子の軸回りに回転駆動することにより、上記往復子が軸方向へ移動するとともに上記制御軸が回転して機関圧縮比が変化するように構成された内燃機関の可変圧縮比機構において、
上記往復子の基端部側の軸方向端面に臨んだ油圧室を有し、この油圧室内の油圧により、上記往復子が、ピストン上下動に基づく上記往復子へ作用する軸方向の往復荷重のうち、ピストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向と同方向に押圧されることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構。 - 上記往復子が押圧された場合に、上記制御軸が低圧縮比方向へ回転する様に上記油圧室を設けたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記油圧室へ作動油を供給する供給油路に逆止弁が配設されていることを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記油圧室から作動油を排出する排出油路に油圧調整弁が配設されており、少なくとも上記油圧室の容積が減少する方向へ往復子が移動するときには、上記油圧調整弁を開弁することを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 機関負荷及び制御軸の角度に基づいて上記往復荷重が反転することのない所定の最低機関回転数を算出する手段を有し、
上記最低機関回転数以上で、かつ、上記油圧室の容積が増加又は保持されるときには、上記油圧調整弁を閉弁することを特徴とする請求項４に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。 - 機関回転数が高いほど、上記油圧室内の油圧を高くすることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記油圧室へ作動油を圧送するオイルポンプが、上記クランクシャフトの回転動力により駆動されることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記油圧室から作動油を排出する排出油路に、所定油圧以上で開弁する油圧リリーフ弁が配設されていることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記ネジ部が互いに噛合する雄ネジ部及び雌ネジ部により構成され、上記雄ネジ部が往復子の基端部の外周面に形成され、上記雌ネジ部が円筒状の回転子の外周面に形成されていることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記ネジ部が互いに噛合する雄ネジ部及び雌ネジ部により構成され、上記雄ネジ部が回転子の外周面に形成され、上記雌ネジ部が往復子の円筒状の基端部の内周面に形成されていることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
- 上記往復荷重のうちのピストン下降時に上記往復子に作用する荷重の方向と同方向へ往復子を付勢する付勢手段を有することを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
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