JP3966742B2 - Variable compression ratio device for internal combustion engine - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は内燃機関の圧縮比可変装置に関し，特に，ピストンを，コンロッドにピストンピンを介して連結されるピストンインナと，このピストンインナに連結されて外端面を燃焼室に臨ませながら，ピストンインナ寄りの低圧縮比位置及び燃焼室寄りの高圧縮比位置間を移動し得るピストンアウタとで構成し，ピストンアウタを低圧縮比位置に作動して機関の圧縮比を下げ，高圧縮比位置に作動して同圧縮比を高めるようにしたものゝ改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来，かゝる内燃機関の圧縮比可変装置として，（１）ピストンアウタをピストンインナの外周に螺合して，ピストンアウタを正，逆転させることによりピストンインナに対して進退させ，低圧縮比位置及び高圧縮比位置に作動するようにしたもの（例えば特開平１１−１１７７７９号公報参照）と，（２）ピストンアウタをピストンインナの外周に軸方向摺動可能に嵌合し，これらピストンインナ及びアウタ間に，上部油圧室及び下部油圧室を形成し，これら油圧室に交互に油圧を供給することにより，ピストンアウタを低圧縮比位置及び高圧縮比位置に作動するようにしたもの（例えば特公平７−１１３３３０号公報参照）とが知られている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
ところで，上記（１）の装置では，ピストンアウタを低圧縮比位置及び高圧縮比位置に作動するために，ピストンアウタを回転させる必要があるので，ピストンアウタの頂面の形状を，燃焼室の天井面形状や吸気及び排気弁の配置に対応して自由に設定することができず，高圧縮比位置で機関の圧縮比を充分に高めることが困難である。また上記（２）の装置では，特にピストンアウタが高圧縮比位置にあるとき，機関の膨張行程でピストンアウタが受ける大なるスラスト荷重を上部油圧室の油圧で支えるので，上部油圧室には高圧に耐えるシールが必要となり，その上，上部油圧室に気泡が発生するとピストンアウタの高圧縮比位置が不安定になるから，そのような気泡の除去手段を施す必要もあり，全体としてコスト高となるを免れない。
【０００４】
本発明は，かゝる事情に鑑みてなされたもので，ピストンアウタを回転させることなく簡単，的確に低圧縮比位置及び高圧縮比位置に作動し得る，内燃機関の圧縮比可変装置を提供することを目的とする。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために，本発明の内燃機関の圧縮比可変装置は，コンロッドにピストンピンを介して連結されるピストンインナと，このピストンインナを覆うようにその外周に軸方向にのみ摺動可能に嵌合して外端面を燃焼室に臨ませながら，前記ピストンインナ寄りの低圧縮比位置及び燃焼室寄りの高圧縮比位置間を移動し得るピストンアウタとでピストンを構成し，前記ピストンインナ及びアウタ間に嵩上げ部材を，これがピストンの軸線周りに非嵩上げ位置及び嵩上げ位置間を回動し得るように介裝し，この嵩上げ部材と，前記ピストンインナ及びアウタの一方との軸方向対向面に，それぞれ頂面を平坦面とした凸状で且つ環状に配列される複数の第１カム及び第２カムを形成し，これら第１及び第２カムは，前記嵩上げ部材が非嵩上げ位置に回動したとき互いに噛み合って前記ピストンアウタの低圧縮比位置への移動を許容し，前記嵩上げ部材が嵩上げ位置に回動したとき互いに頂面を当接させて前記ピストンアウタを高圧縮比位置に保持するように配置され，前記嵩上げ部材に，これを非嵩上げ位置及び嵩上げ位置に交互に回動するアクチュエータを連結したことを第１の特徴とする。
【０００６】
この第１の特徴によれば，アクチュエータにより嵩上げ部材を非嵩上げ位置に回動すると，嵩上げ部材が，ピストンアウタの低圧縮比位置への移動を許容するので，ピストンアウタが燃焼室側からの高圧により低圧縮比位置に移動することができる。またアクチュエータにより嵩上げ部材を非嵩上げ位置から嵩上げ位置へと回動すると，ピストンアウタを高圧縮比位置に保持することができる。
【０００７】
この間，ピストンアウタは，ピストンインナに対して回転することがないから，燃焼室に臨むピストンアウタの頂面形状を燃焼室の形状に対応させて，ピストンアウタの高圧縮比位置での圧縮比を効果的に高めることができる。
【０００８】
しかもピストンアウタの高圧縮比位置では，機関の膨張行程時，ピストンアウタが燃焼室から受ける大なる推力は嵩上げ部材で受け止められる。したがって，上記推力のアクチュエータへの作用も回避されることになるから，アクチュエータの小出力化，延いてはコンパクト化が可能となる。またアクチュエータを油圧式に構成する場合でも，これに前記推力が作用しないことから高圧シールは不要であり，また油圧室に多少の気泡が発生してもピストンアウタの高圧縮比位置を不安定にさせることもない。
【０００９】
特に，ピストンアウタの高圧縮比位置への到達時には，環状配列の複数の凸状の第１カム及び第２カムが互いに平坦の頂面を当接させるので，機関の膨張行程時，ピストンアウタが燃焼室から受ける大なる推力は，上記頂面に垂直に作用し，嵩上げ部材に回動トルクとして作用するのを確実に防ぐことができる。
【００１０】
また本発明は，第１の特徴に加えて，前記嵩上げ部材及びアクチュエータを，前記ピストンインナ及びアウタの往復動中，これらを互いに軸方向に離間させたり近接させるようと作用する自然外力によりピストンアウタが低圧縮比位置及び高圧縮比位置間を移動することを許容するように構成したことを第２の特徴とする。前記自然外力には，ピストンアウタがシリンダボアの内面から受ける摩擦抵抗やピストンアウタの慣性力，ピストンアウタに作用する吸気負圧等がある。
【００１１】
この第２の特徴によれば，ピストンアウタを低圧縮比位置から高圧縮比位置へ，或いは高圧縮比位置から低圧縮比位置へ移動させるのに自然外力を利用することができ，したがってアクチュエータは嵩上げ部材を単に非嵩上げ位置及び嵩上げ位置間で移動させるだけの出力を発揮すれば足りることになり，アクチュエータの小容量化及び小型化を図ることができる。
【００１２】
さらに本発明は，第１の特徴に加えて，前記第１及び第２カムには，前記嵩上げ部材が非嵩上げ位置から嵩上げ位置へ回動するとき互いに軸方向に離反するように滑る斜面を設けたことを第３の特徴とする。
【００１３】
この第３の特徴によれば，嵩上げ部材の非嵩上げ位置から嵩上げ位置への回動時には，第１及び第２カムが互いに斜面を滑らせながら軸方向に離反することで，ピストンアウタを高圧縮比位置まで押し上げることができる。
【００１４】
さらにまた本発明は，第２の特徴に加えて，前記第１及び第２カムには，それぞれの頂面の周方向両側縁から各カムの根元に略垂直に下りる絶壁面を形成したことを第４の特徴とする。
【００１５】
この第４の特徴によれば，第１及び第２カムの各両側面を絶壁面とすることで，嵩上げ部材の作動ストローク角度を小さく設定すること，並びに各カムの頂面を広く形成することが可能となり，嵩上げ部材の応答性を高めると共に，該頂面に作用する面圧を下げ得て，それらの耐久性の向上をも図ることができる。
【００１６】
しかもピストンアウタを低圧縮比位置及び高圧縮比位置間で移動するのに，ピストンインナ及びピストンアウタを互いに軸方向に離間させたり近接させる自然外力が利用されるので，嵩上げ部材の非嵩上げ位置及び嵩上げ位置間での回動に支障を来すこともない。
【００１７】
さらにまた本発明は，第１〜第４の特徴の何れかに加えて，前記ピストンインナ及びピストンアウタ間には，ピストンアウタが低圧縮比位置に来たとき，ピストンアウタをピストンインナに対して係止するピストンアウタ係止手段を設けたことを第５の特徴とする。
【００１８】
この第５の特徴によれば，ピストンアウタが低圧縮比位置に来たとき，ピストンインナ及びピストンアウタの一体作動を保証し得る。
【００１９】
さらにまた本発明は，第１〜第５の特徴に加えて，前記ピストンインナ及びピストンアウタ間には，ピストンアウタが高圧縮比位置に来たとき，該ピストンアウタのピストンインナに対する燃焼室側への移動を規制するピストンアウタ規制手段を設けたことを第６の特徴とする。
【００２０】
この第６の特徴によれば，ピストンアウタが高圧縮比位置に達したときも，ピストンインナ及びピストンアウタの一体作動を保証し得る。
【００２１】
さらにまた本発明は，第１又は第２の特徴に加えて，前記アクチュエータを，油圧源の油圧により作動して嵩上げ部材を嵩上げ位置へ作動する油圧作動手段と，嵩上げ部材を非嵩上げ位置側へ付勢する戻しばねとで構成したことを第７特徴とする。
【００２２】
この第７の特徴によれば，油圧作動手段では油圧室が１室で足り，その構成の簡素化を図ることができる。
【００２３】
さらにまた本発明は，第５の特徴に加えて，前記ピストンアウタ係止手段を，前記ピストンインナに支持されて前記ピストンアウタ内周面の係止溝に係合する作動位置及び該係止溝から離脱する後退位置間を移動する係止部材と，この係止部材を作動位置へ付勢する作動ばねと，前記油圧源の油圧により作動して係止部材を後退位置へ作動する油圧戻し手段とで構成したことを第８の特徴とする。
【００２４】
この第８の特徴によれば，ピストンアウタ係止手段でも油圧室が１室で足り，その構成の簡素化を図ることができる。
【００２５】
さらにまた本発明は，第５の特徴の何れかに加えて，前記アクチュエータを，油圧源の油圧により作動して嵩上げ部材を嵩上げ位置へ作動する油圧作動手段と，嵩上げ部材を非嵩上げ位置側へ付勢する戻しばねとで構成し，また前記ピストンアウタ係止手段を，ピストンインナに支持されてピストンアウタ内周面の係止溝に係合する作動位置及び該係止溝から離脱する後退位置間を移動する係止部材と，この係止部材を作動位置へ付勢する作動ばねと，油圧源の油圧により作動して係止部材を後退位置へ作動する油圧戻し手段とで構成し，前記油圧作動手段及び油圧戻し手段に油圧源の油圧を同時に供給するようにしたことを第９の特徴とする。
【００２６】
この第９の特徴によれば，共通の油圧をもってアクチュエータ及びピストンアウタ係止手段を合理的に作動することができ，油圧回路の簡素化をもたらすことができる。
【００２７】
尚，前記ピストンアウタ規制手段は，後述する本発明の実施例における止環１８，１１８に対応する。また前記油圧作動手段は後述の作動プランジャ２３，１２３及び第１油圧室２５，１２５に対応し，前記油圧油圧戻し手段は後述の第２油圧室３７，１３７及びピストン３８，１３８に対応する。
【００２８】
【発明の実施の形態】
本発明の実施の形態を，添付図面に示す本発明の一実施例に基づいて以下に説明する。
【００２９】
図１は本発明の第１実施例に係る圧縮比可変装置を備えた内燃機関の要部縦断正面図，図２は図１の２−２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す，図３は図２の３−３線断面図，図４は図２の４−４線断面図，図５は図２の５−５線断面図，図６は図２の６−６線断面図，図７は高圧縮比状態を示す，図２との対応図，図８は図７の８−８線断面図，図９は図７の９−９線断面図，図１０は嵩上げ部材の作用説明図である。また図１１は本発明の第２実施例に係る圧縮比可変装置を備えた内燃機関の要部縦断正面図，図１２は図１１の１２−１２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す，図１３は図２の１３−１３線断面図，図１４は図１２の１４−１４線断面図，図１５は図１２の１５−１５線断面図，図１６は図１２の１６−１６線断面図，図１７は図１２の１７−１７線断面図，図１８は高圧縮比状態を示す，図１２との対応図，図１８は図１７の１８−１８線断面図，図１９は図１８の１９−１９線断面図，図２０は図１８の２０−２０線断面図，図２１は嵩上げ部材の作用説明図である。
【００３０】
先ず，図１〜図１０に示す本発明の第１実施例の説明より始める。図１及び図２において，内燃機関Ｅの機関本体１は，シリンダボア２ａを有するシリンダブロック２と，このシリンダブロック２の下端に結合されるクランクケース３と，シリンダボア２ａに連なる燃焼室４ａを有してシリンダブロック２の上端に結合されるシリンダヘッド４とからなり，シリンダボア２ａに摺動可能に嵌装されるピストン５にはコンロッド７の小端部７ａがピストンピン６を介して連結され，コンロッド７の大端部７ｂは，左右一対のベアリング８，８′を介してクランクケース３に回転自在に支承されるクランク軸９のクランクピン９ａに連結される。
【００３１】
前記ピストン５は，ピストンピン６を介してコンロッド７の小端部７ａに連結されるピストンインナ５ａと，このピストンインナ５ａの外周面及びシリンダボア２ａの内周面に摺動自在に嵌合し，頂面を燃焼室４ａに臨ませるピストンアウタ５ｂとからなっており，ピストンアウタ５ｂの外周に，シリンダボア２ａの内周面に摺動自在に密接する複数のピストンリング１０ａ〜１０ｃが装着される。
【００３２】
また図２及び図３に示すように，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂの摺動嵌合面には，ピストン５の軸方向に延びて互いに係合する複数のスプライン歯１１ａ及びスプライン溝１１ｂがそれぞれ形成され，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂは，それらの軸線周りに相対回転できないようになっている。
【００３３】
図２及び図６において，ピストンインナ５ａの上面には，その上面に一体に突設された枢軸部１２に回動可能に嵌合する円環状の嵩上げ部材１４が載置される。枢軸部１２は，コンロッド７の小端部７ａを受容すべく，複数（図では２個）のブロック１２ａ，１２ａに分割される。
【００３４】
嵩上げ部材１４は，その軸線周りに設定される第１及び嵩上げ位置Ａ，Ｂ間を回動し得るもので，その往復回動に伴いピストンアウタ５ｂをピストンインナ５ａ寄りの低圧縮比位置Ｌ（図２及び図１０（ａ）参照）と，燃焼室４ａ寄りの高圧縮比位置Ｈ（図７及び図１０（ｃ）参照）とに交互に移動させるカム機構１５が嵩上げ部材１４及びピストンアウタ５ｂ間に設けられる。
【００３５】
図１０に明示するように，カム機構１５は，嵩上げ部材１４の上面に形成される環状配列の複数の凸状第１カム１６と，ピストンアウタ５ｂの頂壁下面に形成される環状配列の複数の凸状第２カム１７とからなっており，これら第１カム１６及び第２カム１７は，嵩上げ部材１４が非嵩上げ位置Ａにあるときは，互いに周方向に交互に並んでピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌへの移行を許容するようになっている。これら第１カム１６及び第２カム１７には，嵩上げ部材１４が非嵩上げ位置Ａから嵩上げ位置Ｂへ回動するとき互いに軸方向に離反するように滑る斜面１６ａ，１７ａと，嵩上げ部材１４が嵩上げ位置Ｂに到達したとき互いに当接してピストンアウタ５ｂを高圧縮比位置Ｈに保持する平坦な頂面１６ｂ，１７ｂとが設けられる。そして，ピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置Ｈに達したときは，ピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置Ｈを越えて燃焼室４ａ側へ移動することを阻止するための規制手段として，ピストンインナ５ａの下端面に当接する止環１８がピストンアウタ５ｂの下端部内周面に係止される。
【００３６】
ピストンインナ５ａ及び嵩上げ部材１４間には，嵩上げ部材１４を第１及び嵩上げ位置Ａ，Ｂへ回動させるアクチュエータ２０が設けられる。このアクチュエータ２０について図２，図５及び図６を参照しながら説明する。
【００３７】
ピストンインナ５ａには，ピストンピン６を挟んでそれと平行に延びる有底の第１及び第２シリンダ孔２２が設けられ，これらシリンダ孔２１，２２に第１及び第２プランジャ２３，２４が摺動自在に嵌装される。作動及び戻しプランジャ２３，２４の先端は，第１及び第２シリンダ孔２１，２２から同一方向に突出しており，これらの先端に当接配置される第１及び第２受圧片１４ａ，１４ｂが嵩上げ部材１４の下面に突設されている。
【００３８】
第１シリンダ孔２１内には，作動プランジャ２３の内端が臨む第１油圧室２５が画成され，該室２５に油圧を供給すると，その油圧を受けて作動プランジャ２３が第１受圧片１４ａを介して嵩上げ部材１４を嵩上げ位置Ｂへ回動すうようになっている。また第２シリンダ孔２２には，戻しプランジャ２４の内端が臨むばね室２５が画成され，該室２５に収容される戻しばね２７の力をもって戻しプランジャ２４が第２受圧片１４ｂを介して嵩上げ部材１４を非嵩上げ位置Ａ方向へ付勢するようになっている。嵩上げ部材１４の非嵩上げ位置Ａは，第１シリンダ孔２１の底面に当接する作動プランジャ２３の先端に第１受圧片１４ａが当接することにより規定され（図５参照），嵩上げ部材１４の嵩上げ位置Ｂは，第２シリンダ孔２２の底面に当接する戻しプランジャ２４の先端に第２受圧片１４ｂが当接することにより規定される（図９参照）。
【００３９】
而して，嵩上げ部材１４及びアクチュエータ２０は，ピストンアウタ５ｂの慣性力や，ピストンアウタ５ｂがシリンダボア２ａの内面から受ける摩擦抵抗，ピストンアウタ５ｂに作用する吸気負圧等，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂにそれらを互いに軸方向に離間させたり近接させようと作用する自然外力により，ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌ及び高圧縮比位置Ｈ間で移動することを許容する。
【００４０】
またピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂ間には，ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌに来たとき，このピストンアウタ５ｂをピストンインナ５ａに対して係止するピストンアウタ係止手段３０が設けられる。このピストンアウタ係止手段３０について，図２及び図４を参照しながら説明する。
【００４１】
ピストンインナ５ａの内周面には，周方向に延びる複数の係止溝３１が等間隔置きに形成され，ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌに来たとき，これら係止溝３１に係合，離脱し得るように複数の係止レバー３２がピストンインナ５ａにピボット軸３３を介して揺動自在に取り付けられる。即ち，係止レバー３２は，係止溝３１に係合する作動位置Ｃ（図４参照）と，係止溝３１から離脱する後退位置Ｄ（図８参照）との間を揺動することができる。
【００４２】
各係止レバー３２は，係止溝３１に係合，離脱する長腕部３２ａと，ピボット軸３３を挟んで長腕部３２ａと反対側に延びる短腕部３２ｂとからなっており，長腕部３２ａを係止溝３１との係合方向へ付勢する作動ばね３４が長腕部３２ａ及びピストンインナ５ａ間に縮設される。その際，長腕部３２ａには，作動ばね３４の内周に嵌合してそれを定位置に保持する位置決め突起３５が形成される。一方，ピストンインナ５ａには，各短腕部３２ｂに対応して複数のシリンダ孔３６が形成され，これらシリンダ孔３６の摺動自在に嵌装される複数のピストン３８の先端が短腕部３２ｂの先端に当接配置される。各シリンダ孔３６には，対応するピストン３８の内端が臨む第２油圧室３７が画成され，この第２油圧室３７に油圧を供給すると，その油圧を受けてピストン３８が係止レバー３２を作動ばね３４の力に抗して係止溝３１から離脱させるようになっている。
【００４３】
図４及び図５に示すように，前記ピストンピン６と，その中空部に圧入されたスリーブ４０との間に筒状の油室４１が画成され，この油室４１を前記第１及び第２油圧室２５，３７に接続する第１及び第２分配油路４２，４３がピストンピン６及びピストンインナ５ａに渡り設けられる。また油室４１は，図１に示すように，ピストンピン６，コンロッド７及びクランク軸９に渡り設けられる油路４４に接続され，この油路４４は，電磁切換弁４５を介して油圧源たるオイルポンプ４６と，油溜め４７とに切換可能に接続される。
【００４４】
次に，この実施例の作用について説明する。
【００４５】
例えば内燃機関Ｅの急加速運転に際して，ノッキングを回避すべく低圧縮比状態を得るには，電磁切換弁４５を図１に示すように非通電状態にして，油路４４を油溜め４７に連通する。こうすれば，第１油圧室２５及び第２油圧室３７は，何れも油室４１及び油路４４を通して油溜め４７に開放されるので，アクチュエータ２０では，図５に示すように，戻しプランジャ２４が戻しばね２７の付勢力で第２受圧片１４ｂを押圧して，嵩上げ部材１４を非嵩上げ位置Ａまで回動する。その結果，図１０（ａ）に示すように，カム機構１５の第１カム１６及び第２カム１７は互いに頂部をずらした配置となるから，機関の膨張行程又は圧縮行程で燃焼室４ａ側の圧力でピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａに対して押圧されたときや，ピストン５の上昇行程でピストンリング１０ａ〜１０ｃ及びシリンダボア２ａ内面間に生ずる摩擦抵抗によりピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａに対して押圧されたときや，ピストン５の下降行程の後半でピストンインナ５ａの減速に伴いピストンアウタ５ｂがその慣性力によりピストンインナ５ａに対して押圧されたときに，ピストンアウタ５ｂは第１カム１６及び第２カム１７を相互に噛み合せながら，ピストンインナ５ａに対して下降し，低圧縮比位置Ｌに達することができる。このとき，ピストンアウタ係止手段３０では，ピストンインナ５ａに軸支される係止レバー３２と，ピストンアウタ５ｂの係止溝３１とが互いに対向するため，係止レバー３２は作動ばね３４の付勢力をもって長腕部３２ａを係止溝３１に係合させるように揺動し，それら長腕部３２ａ及び係止溝３１の係合により，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌは保持される。かくして，カム機構１５での遊びは無くなり，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂは，圧縮比を下げながら一体となってシリンダボア２ａ内を昇降することができる。
【００４６】
また例えば内燃機関Ｅの高速運転時，出力向上を図るべく高圧縮比状態を得るには，電磁切換弁４５に通電して，油路４４をオイルポンプ４６に接続する。こうすると，オイルポンプ４６の吐出油圧が油路４４及び油室４１を通して第１油圧室２５及び第２油圧室３７に供給されるので，先ず，ピストンアウタ係止手段３０において，図８に示すように，ピストン３８が第２油圧室３７の油圧を受けて係止レバー３２を作動ばね３４の付勢力に抗して後退位置Ｄへと揺動させ，長腕部３２ａをピストンアウタ５ｂの係止溝３１から離脱させる。係止レバー３２が係止溝３１から離脱すると，ピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈへの移動が許容されるので，アクチュエータ２０では，図９に示すように，作動プランジャ２３が第１油圧室２５の油圧を受けて第１受圧片１４ａを押圧して，嵩上げ部材１４を非嵩上げ位置Ａから嵩上げ位置Ｂへと回動する。その回動に伴いカム機構１５では，第１カム１６及び第２カム１７は，互いに斜面１６ａ，１７ａを滑らせながら軸方向に離間していき（図１０（ｂ）参照），嵩上げ部材１４が嵩上げ位置に到達すると，図７に示すように，両カム１６，１７は互いに平坦の頂面１６ｂ，１７ｂを当接させるに至り（図１０（ｃ）参照），ピストンアウタ５ｂを高圧縮比位置Ｈまで押し上げることになる。このとき，ピストンアウタ５ｂの止環１８がピストンインナ５ａの下端面に当接して，ピストンアウタ５ｂの燃焼室４ａ側へのそれ以上の移動を阻止するので，ピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈは，両カム１６，１７の頂面１６ｂ，１７ｂの当接と，止環１８のピストンインナ５ａ下端面への当接とにより保持される。かくして，カム機構１５での遊びは無くなり，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂは，圧縮比を高めながら一体となってシリンダボア２ａ内を昇降することができる。
【００４７】
而して，ピストンアウタ５ｂは，低圧縮比位置Ｌ及び高圧縮比位置Ｈ間を移動する際，ピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂの嵌合面に形成されて互いに摺動自在に係合するスプライン歯１１ａ及びスプライン溝１１ｂにより，ピストンインナ５ａに対する回転が拘束されているから，燃焼室４ａに臨むピストンアウタ５ｂの頂面形状を燃焼室４ａの形状に対応させて，ピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈでの圧縮比を効果的に高めることができる。しかもピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈでは，機関の膨張行程時，ピストンアウタ５ｂが燃焼室４ａから受ける大なる推力は，第１カム１６及び第２カム１７の互いに当接する平坦な頂面１６ｂ，１７ｂに垂直に作用するので，該推力によりが嵩上げ部材１４が回動されることはなく，したがって第１油圧室２５に供給する油圧は，前記推力に抗する程の高圧を必要とせず，また第１油圧室２５に多少の気泡が存在しても，ピストンアウタ５ｂを高圧縮比位置Ｈに安定的に保持し得るから，支障はない。
【００４８】
ところで，係止レバー３２が係止溝３１から離脱すると，次のような自然外力がピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈへの移動をアシストする。即ち，機関の吸気行程で吸気負圧によりピストンアウタ５ｂが燃焼室４ａ側に引き寄せられたときや，ピストン５の下降行程でピストンリング１０ａ〜１０ｃ及びシリンダボア２ａ内面間に生ずる摩擦抵抗によりピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａから置き去りにされようとしたときや，ピストン５の上昇行程の後半でピストンインナ５ａの減速に伴いピストンアウタ５ｂがその慣性力によりピストンインナ５ａから浮き上がろうとしたときに，ピストンアウタ５ｂはピストンインナ５ａから上昇し，高圧縮比位置Ｈに容易に到達することができる。その結果，アクチュエータ２０の作動と相俟ってピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈへの移動を迅速に行うことができ，応答性の向上に寄与し得る。
【００４９】
上記のようにピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌ及び高圧縮比位置Ｈへの位置切り換えに寄与する自然外力のうち，ピストンリング１０ａ〜１０ｃ及びシリンダボア２ａ内面間の摩擦抵抗と，ピストンアウタ５ｂの慣性力が特に効果的である。また上記摩擦抵抗は機関回転数の変化に対して変化が比較的少ないのに対して，ピストンアウタ５ｂの慣性力は機関回転数の上昇に応じて２次曲線的に増大するものであるから，ピストンアウタ５ｂの位置切り換えに対して，機関の低回転域では上記摩擦抵抗が支配的であり，機関の高回転域ではピストンアウタ５ｂの慣性力が支配的である。
【００５０】
またアクチュエータ２０は，第１油圧室２５の油圧で作動して嵩上げ部材１４を非嵩上げ位置Ａから嵩上げ位置Ｂへ回動し得る作動プランジャ２３と，第１油圧室２５の油圧解放時，戻しばね２７の付勢力で作動して嵩上げ部材１４を嵩上げ位置Ｂから非嵩上げ位置Ａへ戻し得る戻しプランジャ２４とで構成されるので，油圧室２５が１室で足り，その構成の簡素化を図ることができる。
【００５１】
またピストンアウタ係止手段３０は，ピストンインナ５ａに軸支されてピストンアウタ５ｂの係止溝３１に係合する作動位置Ｃ及び係止溝３１から離脱する後退位置Ｄ間を移動する係止レバー３２と，この係止レバー３２を作動位置Ｃへ付勢する作動ばね３４と，第２油圧室３７の油圧で作動して係止レバー３２を後退位置Ｄへ作動するピストン３８とで構成されるので，この係止手段３０においても油圧室３７が１室で足り，その構成の簡素化を図ることができる。
【００５２】
さらに第１及び第２油圧室２５，３７には，共通の電磁切換弁４５を介してオイルポンプ４６及び油溜め４７に切換可能に接続されるので，共通の油圧をもってアクチュエータ２０及びピストンアウタ係止手段３０を合理的に作動することができ，油圧回路の簡素化をも図ることができ，圧縮比可変装置を安価に提供し得る。
【００５３】
次に，図１１〜図２１に示す本発明の第２実施例について説明する。
【００５４】
図１１及び図１２において，ピストン１０５は，ピストンピン１０６を介してコンロッドン１０７の小端部１０７ａに連結されるピストンインナ１０５ａと，このピストンインナ１０５ａの外周面及びシリンダボア１０２ａの内周面に摺動自在に嵌合し，頂面を燃焼室１０４ａに臨ませるピストンアウタ１０５ｂとからなっており，ピストンアウタ１０５ｂの外周に，シリンダボア１０２ａの内周面に摺動自在に密接する複数のピストンリング１１０ａ〜１１０ｃが装着される。
【００５５】
また図１２及び図１３に示すように，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂの摺動嵌合面には，ピストン１０５の軸方向に延びて互いに係合する複数のスプライン歯１１１ａ及びスプライン溝１１１ｂがそれぞれ形成され，ピストンインナ及びアウタ１０５ａ，１０５ｂは，それらの軸線周りに相対回転できないようになっている。
【００５６】
図１２及び図１７において，ピストンインナ１０５ａの上面には，その上面に一体に突設された枢軸部１２に回動可能に嵌合する円環状の嵩上げ部材１１４が載置され，この嵩上げ部材１１４の上面を押さえて，これの枢軸１１２からの離脱を阻止する押さえリング１５０が枢軸１１２の上面にビス１５１で固着される。枢軸部１２は，コンロッドン１０７の小端部１０７ａを受容すべく複数（図では４個）のブロック１１２ａ，１１２ａに分割されている。
【００５７】
嵩上げ部材１１４は，その軸線周りに設定される第１及び嵩上げ位置Ａ，Ｂ間を回動し得るもので，その往復回動に伴いピストンアウタ１０５ｂをピストンインナ１０５ａ寄りの低圧縮比位置Ｌ（図１２及び図２１（ａ）参照）と，燃焼室１０４ａ寄りの高圧縮比位置Ｈ（図１８及び図２１（ｃ）参照）とに交互に移動させるカム機構１１５が嵩上げ部材１１４及びピストンアウタ１０５ｂ間に設けられる。
【００５８】
図２１に明示するように，カム機構１１５は，嵩上げ部材１１４の上面に形成される複数の凸状第１カム１１６と，ピストンアウタ１０５ｂの頂壁下面に形成される複数の凸状第２カム１１７とからなっており，これら第１カム１１６及び第２カム１１７は，嵩上げ部材１１４が非嵩上げ位置Ａにあるときは，互いに周方向に交互に並んでピストンアウタ１０５ｂの低圧縮比位置Ｌへの移行を許容するようになっている。これら第１カム１１６及び第２カム１１７の，嵩上げ部材１１４の周方向に並ぶ両側面は，各カム１１６，１１７の根元から略垂直に起立する絶壁面１１６ａ，１１７ａとなっており，両絶壁面１１６ａ，１１７ａの上縁間を接続する平坦な頂面１１６ｂ，１１７ｂは，嵩上げ部材１１４が嵩上げ位置Ｂに到達したとき互いに当接してピストンアウタ１０５ｂを高圧縮比位置Ｈに保持するようになっている。このように，第１及び第２カム１１６，１１７の両側面を絶壁面１１６ａ，１１７ａとしたことで，周方向に並ぶ各カム１１６，１１７の隣接間隔を狭くすることが可能となり，また各カム１１６，１１７の頂面１１６ｂ，１１７ｂの総合面積を前記第１実施例の場合よりも，大幅に大きく設定することができる。
【００５９】
ピストンアウタ１０５ｂが高圧縮比位置Ｈに達したときは，ピストンアウタ１０５ｂが高圧縮比位置Ｈを越えて燃焼室１０４ａ側へ移動することを阻止するための規制手段として，ピストンインナ１０５ａの下端面に当接する止環１１８がピストンアウタ１０５ｂの下端部内周面に係止される。
【００６０】
図１２，図１５及び図１６に示すように，ピストンインナ１０５ａ及び嵩上げ部材１１４間には，嵩上げ部材１１４を第１及び嵩上げ位置Ａ，Ｂへ回動させるアクチュエータ１２０が複数組，図示例では２組設けられる。アクチュエータ１２０を２組配設した場合の構造について以下に説明する。
【００６１】
ピストンインナ１０５ａには，ピストンピン１０６を挟んでそれと平行に延びる一対の有底のシリンダ孔１２１，１２１と，各シリンダ孔１２１，１２１の中間部の上壁を貫通する長孔１５４，１５４とが設けられ，嵩上げ部材１１４の下面に一体的に突設されて，その直径線上に並ぶ一対の受圧ピン１１４ａ，１１４ａがこれら長孔１５４，１５４を通してシリンダ孔１２１，１２１に臨ませてある。長孔１５４，１５４は，受圧ピン１１４ａ，１１４ａが嵩上げ部材１１４と共に非嵩上げ位置Ａ及び嵩上げ位置Ｂ間を移動することを妨げないようになっている。
【００６２】
シリンダ孔１２１，１２１には，対応する受圧ピン１１４ａ，１１４ａを挟んで作動プランジャ１２３，１２３及び有底円筒状の戻しプランジャ１２４，１２４が摺動可能に嵌装される。その際，作動プランジャ１２３，１２３及び戻しプランジャ１２４，１２４は，それぞれピストン１０５の軸線に関して点対称に配置される。
【００６３】
シリンダ孔１２１の底部には，作動プランジャ２３の，受圧ピン１１４ａと反対側の端部が臨む第１油圧室１２５が画成され，該室１２５に油圧を供給すると，その油圧を受けて作動プランジャ２３が対応する受圧ピン１１４ａを介して嵩上げ部材１１４を嵩上げ位置Ｂへ回動するようになっている。第１油圧室１２５は，第１分配油路１４２，油室１４１を介して油路１４４（図１１）に接続され，この油路１４４は，電磁切換弁１４５を介して油圧源たるオイルポンプ１４６と，油溜め１４７とに切換可能に接続される。
【００６４】
またシリンダ孔１２１，１２１の開放端には，ばね保持環１５２，１５２が止環１５３，１５３により係止され，これらばね保持環１５２，１５２と戻しプランジャ１２４，１２４との各間に，戻しプランジャ１２４，１２４をそれぞれ受圧ピン１１４ａ，１１４ａ側に付勢する，コイルばねからなる戻しばね１２７，１２７が縮設され，これら戻しばね１２７，１２７の付勢力により戻しプランジャ１２４，１２４は受圧ピン１１４ａ，１１４ａを介して嵩上げ部材１１４を非嵩上げ位置Ａへ回動することができる。
【００６５】
各作動プランジャ１２３は，その軽量化のために，カップ状のプランジャ本体１２３ａと，このプランジャ本体１２３ａの開放端に圧入，固着される硬質材のキャップ１２３ｂとで中空に構成されており，そのキャップ１２３ｂを受圧ピン１１４ａに当接させるように配置される。また各戻しプランジャ１２４も，その軽量化のためにカップ状をなしており，その底壁を受圧ピン１１４ａに当接させるように配置される。
【００６６】
各ばね保持環１５２は，戻しばね１２７の内側にあって戻しプランジャ１２４内に入り込む円筒状のスカート部１５２ａを備えており，これにより戻しばね１２７の座屈を防ぐことができる。
【００６７】
嵩上げ部材１１４の非嵩上げ位置Ａは，各シリンダ孔１２１，１２１の底面に当接する作動プランジャ１２３，１２３の先端に受圧ピン片１１４ａ，１１４ａが当接することにより規定され（図１５参照），嵩上げ部材１１４の嵩上げ位置Ｂは，ばね保持環１５２のスカート部１５２ａに当接する戻しプランジャ２４の先端に受圧ピン１１４ａが当接することにより規定される（図２０参照）。こうすることにより，嵩上げ部材１１４の非嵩上げ位置Ａでは，隣接する第１及び第２カム１１６，１１７の側面接触を回避して，ピストンアウタ１０５ｂの高圧縮比位置Ｈへのスムーズな移動が可能となる。
【００６８】
ピストンアウタ係止手段１３０等，その他の構成は，前記第１実施例と同様であるので，図１１〜図２１中，第１実施例との対応部分には，第１実施例の参照符号の数字に１００を加算した参照符号を付して，その説明を省略する。
【００６９】
この第２実施例では，ピストンアウタ１０５ｂの低圧縮比位置Ｌから高圧縮比位置Ｈへの移動，並びに高圧縮比位置Ｈから低圧縮比位置Ｌへの移動は，ピストン１０５の往復動中，ピストンインナ及びアウタ１０５ａ，１０５ｂに，それらを軸方向に離間，又は近接させようと作用する前記自然外力のみを利用するものである（図２１（ｂ）参照）。したがって，アクチュエータ１２０は嵩上げ部材１１４を，図２１（ｃ）に示すように，単に非嵩上げ位置Ａ及び嵩上げ位置Ｂ間で移動させるだけの出力を発揮すれば足りることになり，アクチュエータ１２０の小容量化及び小型化を図ることができる。
【００７０】
また第１及び第２カム１１６，１１７においては，摺動方向に並ぶ両側面を絶壁面１１６ａ，１１７ａとすることが可能となり，前記第１実施例のような斜面１６ａ，１７ａを持たない分，嵩上げ部材１１４の作動ストローク角度を小さく設定すること，並びに各カム１１６，１１７の頂面１１６ｂ，１１７ｂを広く形成することが可能となり，嵩上げ部材１１４の応答性を高めると共に，該頂面１１６ｂ，１１７ｂに作用する面圧を下げ得て，それらの耐久性の向上をも図ることができる。
【００７１】
また図１５及び図１６に示すように，嵩上げ部材１１４を作動するアクチュエータ１２０は，複数組等間隔に配設されるので，嵩上げ部材１１４に偏荷重を与えることなく，これを枢軸１１２周りにスムーズに回動することができ，しかも複数組のアクチュエータ１２０の総合出力は大きいことから，各組のアクチュエータ１２０の小容量化，延いては小型化を図ることができる。
【００７２】
また各組のアクチュエータ１２０の構成要素である作動プランジャ１２３及び戻しプランジャ１２４は，ピストンインナ１０５ａに形成される共通のシリンダ孔１２１に嵌装されるので，構造が簡単であると共に，孔加工が単純でコストの低減に寄与し得る。
【００７３】
またアクチュエータ１２０を２組，配設する場合には，それぞれのシリンダ孔１２１，１２１がピストンインナ１０５ａにピストンピン１０６と平行に形成されるので，ピストンピン１０６に干渉されることなく，２組のアクチュエータ１２０，１２０をピストン１０５の周方向等間隔に配設することができる。
【００７４】
また作動及び戻しプランジャ１２３，１２４の軸線は，各受圧ピン１１４ａの軸線を横切る，枢軸１１２の半径線に対して略直角に交差するように配置されるので，作動及び戻しプランジャ１２３，１２４の押圧力を受圧ピン１１４を介して嵩上げ部材１１４に効率良く伝達することができ，アクチュエータ１２０のコンパクト化に寄与し得る。
【００７５】
また作動及び戻しプランジャ１２３，１２４の各端面と，受圧ピン１１４ａの円筒状外周面とは線接触で接触するので，その接触面積は前記第１実施例の場合に比して広く，面圧の低減を図り，耐久性の向上に寄与し得る。
【００７６】
本発明は上記実施例に限定されるものではなく，その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。例えば，電磁切換弁４５，１４５の作動態様は，上記実施例の場合と逆であっても差し支えはない。即ち，該切換弁４５，１４５の非通電状態で油路４４，１４４をオイルポンプ４６，１４６に接続し，通電状態で油路４４，１４４を油溜め４７，１４７に接続することもできる。
【００７７】
【発明の効果】
以上のように本発明の第１の特徴によれば，アクチュエータにより嵩上げ部材を非嵩上げ位置に回動すると，嵩上げ部材が，ピストンアウタの低圧縮比位置への移動を許容するので，ピストンアウタが燃焼室側からの高圧により低圧縮比位置に移動することができる。またアクチュエータにより嵩上げ部材を非嵩上げ位置から嵩上げ位置へと回動すると，ピストンアウタを高圧縮比位置に保持することができる。
【００７８】
この間，ピストンアウタは，ピストンインナに対して回転することがないから，燃焼室に臨むピストンアウタの頂面形状を燃焼室の形状に対応させて，ピストンアウタの高圧縮比位置での圧縮比を効果的に高めることができる。
【００７９】
しかもピストンアウタの高圧縮比位置では，機関の膨張行程時，ピストンアウタが燃焼室から受ける大なる推力は嵩上げ部材で受け止められる。したがって，上記推力のアクチュエータへの作用も回避されることになるから，アクチュエータの小出力化，延いてはコンパクト化が可能となる。またアクチュエータを油圧式に構成する場合でも，これに前記推力が作用しないことから高圧シールは不要であり，また油圧室に多少の気泡が発生してもピストンアウタの高圧縮比位置を不安定にさせることもない。
【００８０】
特に，ピストンアウタの高圧縮比位置への到達時には，環状配列の複数の凸状の第１カム及び第２カムが互いに平坦の頂面を当接させるので，機関の膨張行程時，ピストンアウタが燃焼室から受ける大なる推力は，上記頂面に垂直に作用し，嵩上げ部材に回動トルクとして作用するのを確実に防ぐことができる。
【００８１】
また本発明の第２の特徴によれば，ピストンアウタを低圧縮比位置から高圧縮比位置へ，或いは高圧縮比位置から低圧縮比位置へ移動させるのに自然外力を利用することができるから，アクチュエータは嵩上げ部材を単に非嵩上げ位置及び嵩上げ位置間で移動させるだけの出力を発揮すれば足りることになり，アクチュエータの小容量化及び小型化を図ることができる。
【００８２】
さらに本発明の第３の特徴によれば，嵩上げ部材の非嵩上げ位置から嵩上げ位置への回動時には，第１及び第２カムが互いに斜面を滑らせながら軸方向に離反することで，ピストンアウタを高圧縮比位置まで押し上げることができる。
【００８３】
さらにまた本発明の第４の特徴によれば，第１及び第２カムの各両側面を絶壁面とすることで，嵩上げ部材の作動ストローク角度を小さく設定すること，並びに各カムの頂面を広く形成することが可能となり，嵩上げ部材の応答性を高めると共に，該頂面に作用する面圧を下げ得て，それらの耐久性の向上をも図ることができる。しかもピストンアウタを低圧縮比位置及び高圧縮比位置間で移動するのに，ピストンインナ及びピストンアウタを互いに軸方向に離間させたり近接させようとする自然外力が利用されるので，嵩上げ部材の非嵩上げ位置から嵩上げ位置への回動に支障を来すこともない。
【００８４】
さらにまた本発明の第５の特徴によれば，ピストンアウタが低圧縮比位置に来たとき，ピストンインナ及びピストンアウタの一体作動を保証し得る。
【００８５】
さらにまた本発明の第６の特徴によれば，ピストンアウタが高圧縮比位置に達したときも，ピストンインナ及びピストンアウタの一体作動を保証し得る。
【００８６】
さらにまた本発明の第７の特徴によれば，油圧作動手段では油圧室が１室で足り，その構成の簡素化を図ることができる。
【００８７】
さらにまた本発明の第８の特徴によれば，ピストンアウタ係止手段でも油圧室が１室で足り，その構成の簡素化を図ることができる。
【００８８】
さらにまた本発明の第９の特徴によれば，共通の油圧をもってアクチュエータ及びピストンアウタ係止手段を合理的に作動することができ，油圧回路の簡素化をもたらすことができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の第１実施例に係る圧縮比可変装置を備えた内燃機関の要部縦断正面図。
【図２】 図１の２−２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。
【図３】 図２の３−３線断面図。
【図４】 図２の４−４線断面図。
【図５】 図２の５−５線断面図。
【図６】 図２の６−６線断面図。
【図７】 高圧縮比状態を示す，図２との対応図。
【図８】 図７の８−８線断面図。
【図９】 図７の９−９線断面図。
【図１０】 図１０は嵩上げ部材の作用説明図。
【図１１】 本発明の第２実施例に係る圧縮比可変装置を備えた内燃機関の要部縦断正面図。
【図１２】 図１１の１２−１２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。
【図１３】 図１２の１３−１３線断面図。
【図１４】 図１２の１４−１４線断面図。
【図１５】 図１２の１５−１５線断面図。
【図１６】 図１２の１６−１６線断面図。
【図１７】 図１２の１７−１７線断面図。
【図１８】 高圧縮比状態を示す，図１２との対応図。
【図１９】 図１８の１９−１９線断面図。
【図２０】 図１８の２０−２０線断面図。
【図２１】 図２１は嵩上げ部材の作用説明図。
【符号の説明】
Ａ・・・・・・・嵩上げ部材の非嵩上げ位置
Ｂ・・・・・・・嵩上げ部材の嵩上げ位置
Ｃ・・・・・・・係止部材の作動位置
Ｄ・・・・・・・係止部材の後退位置
Ｈ・・・・・・・ピストンアウタの高圧縮比位置
Ｌ・・・・・・・ピストンアウタの低圧縮比位置
５・・・・・・・ピストン
５ａ・・・・・・ピストンインナ
５ｂ・・・・・・ピストンアウタ
６・・・・・・・ピストンピン
７・・・・・・・コンロッド
１４・・・・・・嵩上げ部材
１６・・・・・・第１カム
１７・・・・・・第２カム
１８・・・・・・ピストンアウタ規制手段（止環）
２０・・・・・・アクチュエータ
１３，２５・・・油圧作動手段（作動プランジャ，第１油圧室）
３０・・・・・・ピストンアウタ係止手段
３１・・・・・・係止溝
３２・・・・・・係止部材（係止レバー）
３４・・・・・・作動ばね
３７，３８・・・油圧戻し手段（第２油圧室，ピストン）
４６・・・・・・油圧源（オイルポンプ）
１０５・・・・・ピストン
１０５ａ・・・・ピストンインナ
１０５ｂ・・・・ピストンアウタ
１０６・・・・・ピストンピン
１０７・・・・・コンロッド
１１４・・・・・嵩上げ部材
１１６・・・・・第１カム
１１７・・・・・第２カム
１１８・・・・・ピストンアウタ規制手段（止環）
１２０・・・・・アクチュエータ
１１３，１２５・・・油圧作動手段（作動プランジャ，第１油圧室）
１３０・・・・・ピストンアウタ係止手段
１３１・・・・・係止溝
１３２・・・・・係止部材（係止レバー）
１３４・・・・・作動ばね
１３７，１３８・・・油圧戻し手段（第２油圧室，ピストン）
１４６・・・・・油圧源（オイルポンプ）[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a compression ratio variable device for an internal combustion engine, and in particular, a piston inner connected to a connecting rod via a piston pin, and a piston inner while being connected to the piston inner and having an outer end face facing a combustion chamber. And a piston outer that can move between a low compression ratio position close to the combustion chamber and a high compression ratio position close to the combustion chamber. The piston outer is operated to a low compression ratio position to lower the compression ratio of the engine and to a high compression ratio position. It is related to the improvement of the one that is operated to increase the compression ratio.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, as a compression ratio variable device for such an internal combustion engine, (1) the piston outer is screwed onto the outer periphery of the piston inner, and the piston outer is moved forward and backward with respect to the piston inner to reverse the piston inner. (2) A piston outer is fitted to the outer periphery of the piston inner so as to be slidable in the axial direction, and these piston inners are operated. An upper hydraulic chamber and a lower hydraulic chamber are formed between the outer and outer chambers, and the hydraulic pressure is alternately supplied to the hydraulic chambers so that the piston outer is operated to a low compression ratio position and a high compression ratio position (for example, (See Japanese Patent Publication No. 7-113330).
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in the apparatus of (1), since it is necessary to rotate the piston outer in order to operate the piston outer to the low compression ratio position and the high compression ratio position, the shape of the top surface of the piston outer is changed to that of the combustion chamber. It cannot be set freely according to the shape of the ceiling surface and the arrangement of intake and exhaust valves, and it is difficult to sufficiently increase the compression ratio of the engine at a high compression ratio position. In the device (2), particularly when the piston outer is in a high compression ratio position, a large thrust load received by the piston outer during the expansion stroke of the engine is supported by the hydraulic pressure of the upper hydraulic chamber. In addition, if air bubbles are generated in the upper hydraulic chamber, the high compression ratio position of the piston outer becomes unstable, and it is necessary to take measures to remove such air bubbles. I can not escape.
[0004]
The present invention has been made in view of such circumstances, and provides a variable compression ratio device for an internal combustion engine that can be easily and accurately operated to a low compression ratio position and a high compression ratio position without rotating a piston outer. The purpose is to do.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a variable compression ratio device for an internal combustion engine according to the present invention includes a piston inner connected to a connecting rod via a piston pin, and slides only in the axial direction on the outer periphery so as to cover the piston inner. A piston is constituted by a piston outer that can be moved between a low compression ratio position near the piston inner and a high compression ratio position near the combustion chamber while fitting so that the outer end face faces the combustion chamber. A raised member is interposed between the inner and outer so that the raised member can rotate between the non-lifted position and the raised position around the axis of the piston, and the raised member and one of the piston inner and outer are opposed in the axial direction. A plurality of first cams and second cams are formed on the surface, each having a convex shape with a top surface as a flat surface and arranged in an annular shape. The piston outer meshes with each other when rotated to the raised position to allow the piston outer to move to a low compression ratio position, and when the raising member rotates to the raised position, the top surfaces abut against each other to highly compress the piston outer. A first feature is that the actuator is arranged so as to be held in a specific position, and an actuator that alternately rotates the raised member to a non-lifted position and a raised position is connected to the raised member.
[0006]
According to the first feature, when the raising member is rotated to the non-lifting position by the actuator, the raising member allows the piston outer to move to the low compression ratio position. Can move to a low compression ratio position. Further, when the raising member is rotated from the non-lifting position to the raising position by the actuator, the piston outer can be held at the high compression ratio position.
[0007]
During this time, since the piston outer does not rotate with respect to the piston inner, the top surface shape of the piston outer facing the combustion chamber corresponds to the shape of the combustion chamber, and the compression ratio at the high compression ratio position of the piston outer is set. Can be effectively increased.
[0008]
Moreover, at the high compression ratio position of the piston outer, a large thrust received by the piston outer from the combustion chamber during the expansion stroke of the engine is received by the raising member. Therefore, the effect of the thrust on the actuator is also avoided. It is possible to reduce the output of the actuator and to make it compact. Even when the actuator is configured hydraulically, the high pressure seal is unnecessary because the thrust does not act on it, and the high compression ratio position of the piston outer is unstable even if some bubbles are generated in the hydraulic chamber. I will not let you.
[0009]
In particular, when the piston outer reaches the high compression ratio position, the plurality of convex first cams and second cams in the annular arrangement abut the flat top surfaces of each other, so that during the expansion stroke of the engine, the piston outer The large thrust received from the combustion chamber acts perpendicularly to the top surface and can reliably prevent acting on the raising member as rotational torque. .
[0010]
According to the present invention, in addition to the first feature, the piston outer member and the actuator may be separated from each other by a natural external force acting to move them apart or close in the axial direction during the reciprocating motion of the piston inner and the outer. The second feature is that the apparatus is allowed to move between the low compression ratio position and the high compression ratio position. The natural external force includes a frictional resistance that the piston outer receives from the inner surface of the cylinder bore, an inertial force of the piston outer, an intake negative pressure that acts on the piston outer, and the like.
[0011]
According to this second feature, a natural external force can be used to move the piston outer from the low compression ratio position to the high compression ratio position, or from the high compression ratio position to the low compression ratio position, so that the actuator It is sufficient if the output of merely raising the raising member between the non-raising position and the raising position is exhibited, and the capacity and size of the actuator can be reduced.
[0012]
Further, according to the present invention, in addition to the first feature, the first and second cams are provided with slopes that slide away from each other in the axial direction when the raising member rotates from the non-lifting position to the raising position. This is the third feature.
[0013]
According to the third feature, when the raising member is rotated from the non-lifting position to the raising position, the first and second cams are separated from each other in the axial direction while sliding on the inclined surfaces, thereby highly compressing the piston outer. It can be pushed up to a specific position.
[0014]
Furthermore, according to the present invention, in addition to the second feature, each of the first and second cams is formed with a wall surface that descends substantially perpendicularly from both circumferential edges of each top surface to the root of each cam. The fourth feature.
[0015]
According to the fourth feature, by setting each side surface of the first and second cams as a wall surface, the working stroke angle of the raising member can be set small, and the top surface of each cam can be formed wide. Thus, the responsiveness of the raising member can be improved, the surface pressure acting on the top surface can be lowered, and the durability can be improved.
[0016]
In addition, since the piston outer is moved between the low compression ratio position and the high compression ratio position, a natural external force that causes the piston inner and the piston outer to be spaced apart from each other or close to each other is used. There is no hindrance to the rotation between the raised positions.
[0017]
Furthermore, in addition to any one of the first to fourth features, the present invention provides that the piston outer is located between the piston inner and the piston outer when the piston outer comes to a low compression ratio position. A fifth feature is that piston outer locking means for locking is provided.
[0018]
According to the fifth feature, when the piston outer comes to the low compression ratio position, the integral operation of the piston inner and the piston outer can be ensured.
[0019]
Furthermore, in addition to the first to fifth features, the present invention is arranged between the piston inner and the piston outer so that when the piston outer comes to a high compression ratio position, the piston outer moves toward the combustion chamber with respect to the piston inner. A sixth feature is that a piston outer restricting means for restricting the movement is provided.
[0020]
According to the sixth feature, even when the piston outer reaches the high compression ratio position, the integral operation of the piston inner and the piston outer can be ensured.
[0021]
Furthermore, in addition to the first or second feature, the present invention further includes hydraulic operating means for operating the actuator by hydraulic pressure of a hydraulic source to operate the raising member to the raising position, and raising the raising member to the non-raising position side. A seventh feature is that the return spring is configured to be biased.
[0022]
According to the seventh feature, one hydraulic chamber is sufficient for the hydraulic operation means, and the configuration can be simplified.
[0023]
In addition to the fifth feature of the present invention, the piston outer locking means is supported by the piston inner and engages with a locking groove on the inner circumferential surface of the piston outer, and the locking groove. A locking member that moves between the retracted positions that are disengaged from the operation, an operating spring that biases the locking member to the operating position, and a hydraulic pressure return means that operates by the hydraulic pressure of the hydraulic source to operate the locking member to the retracted position The eighth feature is that it is configured as described above.
[0024]
According to the eighth feature, one piston chamber is sufficient for the piston outer locking means, and the configuration can be simplified.
[0025]
Furthermore, in addition to any of the fifth characteristics, the present invention provides hydraulic operating means for operating the actuator by the hydraulic pressure of a hydraulic power source to operate the raising member to the raising position, and raising the raising member to the non-raising position side. And an operating position for engaging the piston outer locking means with a locking groove on the inner peripheral surface of the piston outer and a retracting position for releasing from the locking groove. A locking member that moves between them, an operating spring that biases the locking member to the operating position, and a hydraulic pressure return means that operates by the hydraulic pressure of the hydraulic source to operate the locking member to the retracted position, The ninth feature is that the hydraulic pressure of the hydraulic pressure source is simultaneously supplied to the hydraulic pressure operating means and the hydraulic pressure return means.
[0026]
According to the ninth feature, the actuator and the piston outer locking means can be rationally operated with a common hydraulic pressure, and the hydraulic circuit can be simplified.
[0027]
The piston outer restricting means corresponds to the retaining rings 18 and 118 in the embodiment of the present invention described later. The hydraulic operation means corresponds to operation plungers 23 and 123 and first hydraulic chambers 25 and 125, which will be described later, and the hydraulic pressure return means corresponds to second hydraulic chambers 37 and 137 and pistons 38 and 138, which will be described later.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below based on one embodiment of the present invention shown in the accompanying drawings.
[0029]
1 is a longitudinal sectional front view of an essential part of an internal combustion engine provided with a variable compression ratio device according to a first embodiment of the present invention. FIG. 2 is an enlarged sectional view taken along line 2-2 of FIG. 3 is a sectional view taken along line 3-3 in FIG. 2, FIG. 4 is a sectional view taken along line 4-4 in FIG. 2, FIG. 5 is a sectional view taken along line 5-5 in FIG. 7 shows a high compression ratio state, corresponding to FIG. 2, FIG. 8 is a sectional view taken along line 8-8 in FIG. 7, FIG. 9 is a sectional view taken along line 9-9 in FIG. It is an operation explanatory view. 11 is a longitudinal sectional front view of an essential part of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio device according to a second embodiment of the present invention. FIG. 12 is an enlarged sectional view taken along line 12-12 of FIG. 13 is a sectional view taken along line 13-13 in FIG. 2, FIG. 14 is a sectional view taken along line 14-14 in FIG. 12, FIG. 15 is a sectional view taken along line 15-15 in FIG. 17 is a cross-sectional view taken along line 17-17 in FIG. 12, FIG. 18 is a view corresponding to FIG. 12, showing a high compression ratio state, FIG. 18 is a cross-sectional view taken along line 18-18 in FIG. 19-19 is a sectional view taken along line 19-19, FIG. 20 is a sectional view taken along line 20-20 in FIG. 18, and FIG.
[0030]
First, the description starts with the description of the first embodiment of the present invention shown in FIGS. 1 and 2, the engine body 1 of the internal combustion engine E has a cylinder block 2 having a cylinder bore 2a, a crankcase 3 coupled to the lower end of the cylinder block 2, and a combustion chamber 4a connected to the cylinder bore 2a. And a cylinder head 4 coupled to the upper end of the cylinder block 2, and a small end portion 7a of a connecting rod 7 is connected via a piston pin 6 to a piston 5 slidably fitted to the cylinder bore 2a. 7 is connected to a crankpin 9a of a crankshaft 9 rotatably supported on the crankcase 3 via a pair of left and right bearings 8 and 8 '.
[0031]
The piston 5 is slidably fitted to a piston inner 5a connected to the small end portion 7a of the connecting rod 7 through a piston pin 6, and an outer peripheral surface of the piston inner 5a and an inner peripheral surface of the cylinder bore 2a. The piston outer 5b has a top surface facing the combustion chamber 4a, and a plurality of piston rings 10a to 10c that are slidably in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder bore 2a are mounted on the outer periphery of the piston outer 5b.
[0032]
As shown in FIGS. 2 and 3, a plurality of spline teeth 11a and spline grooves 11b that extend in the axial direction of the piston 5 and engage with each other are formed on the sliding fitting surfaces of the piston inner and outer 5a, 5b, respectively. The piston inner and the outer 5a, 5b are formed so as not to rotate relative to each other about their axis.
[0033]
2 and 6, an annular raising member 14 is mounted on the upper surface of the piston inner 5a. The annular raising member 14 is rotatably fitted to a pivot portion 12 that projects integrally with the upper surface of the piston inner 5a. The pivot portion 12 is divided into a plurality of (two in the figure) blocks 12 a and 12 a so as to receive the small end portion 7 a of the connecting rod 7.
[0034]
The raising member 14 can rotate between the first and the raising positions A and B set around the axis thereof, and the piston outer 5b is moved to a low compression ratio position L (close to the piston inner 5a with the reciprocating rotation. 2 and FIG. 10 (a)) and a cam mechanism 15 that is alternately moved to a high compression ratio position H (see FIG. 7 and FIG. 10 (c)) near the combustion chamber 4a is a raised member 14 and a piston outer 5b. Between.
[0035]
As clearly shown in FIG. 10, the cam mechanism 15 includes a plurality of convex first cams 16 formed on the upper surface of the raising member 14 and a plurality of annular arrays formed on the lower surface of the top wall of the piston outer 5b. When the raising member 14 is in the non-lifting position A, the first cam 16 and the second cam 17 are alternately arranged in the circumferential direction of the piston outer 5b. Transition to the low compression ratio position L is allowed. The first cam 16 and the second cam 17 are provided with slopes 16a, 17a that slide away from each other in the axial direction when the raising member 14 rotates from the non-lifting position A to the raising position B, and the raising member 14 is raised. Flat top surfaces 16b and 17b are provided which come into contact with each other when the position B is reached and hold the piston outer 5b at the high compression ratio position H. When the piston outer 5b reaches the high compression ratio position H, the piston outer 5b serves as a restricting means for preventing the piston outer 5b from moving beyond the high compression ratio position H toward the combustion chamber 4a. A retaining ring 18 that contacts the lower end surface is locked to the inner peripheral surface of the lower end portion of the piston outer 5b.
[0036]
Between the piston inner 5a and the raising member 14, an actuator 20 for rotating the raising member 14 to the first and raising positions A and B is provided. The actuator 20 will be described with reference to FIGS.
[0037]
The piston inner 5a is provided with bottomed first and second cylinder holes 22 extending in parallel with the piston pin 6 therebetween, and the first and second plungers 23 and 24 slide in the cylinder holes 21 and 22, respectively. Fits freely. The distal ends of the actuating and returning plungers 23 and 24 protrude in the same direction from the first and second cylinder holes 21 and 22, and the first and second pressure receiving pieces 14a and 14b disposed in contact with these distal ends are raised. It protrudes from the lower surface of the member 14.
[0038]
A first hydraulic chamber 25 is defined in the first cylinder hole 21 so that the inner end of the operating plunger 23 faces. When the hydraulic pressure is supplied to the chamber 25, the operating plunger 23 receives the hydraulic pressure and the first plunger 23a receives the hydraulic pressure. The raising member 14 is rotated to the raising position B via the. Further, a spring chamber 25 is formed in the second cylinder hole 22 so that the inner end of the return plunger 24 faces, and the return plunger 24 is interposed by the force of the return spring 27 accommodated in the chamber 25 via the second pressure receiving piece 14b. The raising member 14 is urged in the non-lifting position A direction. The non-lifting position A of the raising member 14 is defined by the first pressure receiving piece 14a coming into contact with the tip of the operating plunger 23 that comes into contact with the bottom surface of the first cylinder hole 21 (see FIG. 5). B is defined by the second pressure receiving piece 14b coming into contact with the tip of the return plunger 24 coming into contact with the bottom surface of the second cylinder hole 22 (see FIG. 9).
[0039]
Thus, the raising member 14 and the actuator 20 include the piston inner and outer 5a, such as the inertial force of the piston outer 5b, the frictional resistance that the piston outer 5b receives from the inner surface of the cylinder bore 2a, and the intake negative pressure acting on the piston outer 5b. The piston outer 5b is allowed to move between the low compression ratio position L and the high compression ratio position H by a natural external force that acts to separate or approach them in the axial direction.
[0040]
A piston outer locking means 30 is provided between the piston inner 5a and the piston outer 5b to lock the piston outer 5b with respect to the piston inner 5a when the piston outer 5b reaches the low compression ratio position L. The piston outer locking means 30 will be described with reference to FIGS.
[0041]
A plurality of engaging grooves 31 extending in the circumferential direction are formed at equal intervals on the inner peripheral surface of the piston inner 5a. When the piston outer 5b reaches the low compression ratio position L, the engaging grooves 31 are engaged with each other. The plurality of locking levers 32 are swingably attached to the piston inner 5a via the pivot shaft 33 so as to be disengaged. That is, the locking lever 32 can swing between an operating position C (see FIG. 4) that engages with the locking groove 31 and a retracted position D (see FIG. 8) that disengages from the locking groove 31. it can.
[0042]
Each locking lever 32 includes a long arm portion 32a that engages and disengages from the locking groove 31, and a short arm portion 32b that extends to the opposite side of the long arm portion 32a with the pivot shaft 33 interposed therebetween. An operating spring 34 that biases the portion 32a in the direction of engagement with the locking groove 31 is contracted between the long arm portion 32a and the piston inner 5a. At this time, the long arm portion 32a is formed with a positioning projection 35 that fits to the inner periphery of the operating spring 34 and holds it in place. On the other hand, the piston inner 5a is formed with a plurality of cylinder holes 36 corresponding to the respective short arm portions 32b, and the tips of the plurality of pistons 38 that are slidably fitted into the cylinder holes 36 are short arm portions 32b. It is arranged in contact with the tip of the. Each cylinder hole 36 is defined with a second hydraulic chamber 37 facing the inner end of the corresponding piston 38. When hydraulic pressure is supplied to the second hydraulic chamber 37, the piston 38 receives the hydraulic pressure and the locking lever 32 receives the hydraulic pressure. Is separated from the locking groove 31 against the force of the operating spring 34.
[0043]
As shown in FIGS. 4 and 5, a cylindrical oil chamber 41 is defined between the piston pin 6 and a sleeve 40 press-fitted into the hollow portion thereof. First and second distribution oil passages 42 and 43 connected to the two hydraulic chambers 25 and 37 are provided across the piston pin 6 and the piston inner 5a. Further, as shown in FIG. 1, the oil chamber 41 is connected to an oil passage 44 provided over the piston pin 6, the connecting rod 7 and the crankshaft 9, and this oil passage 44 serves as a hydraulic pressure source via an electromagnetic switching valve 45. An oil pump 46 and an oil sump 47 are switchably connected.
[0044]
Next, the operation of this embodiment will be described.
[0045]
For example, during a rapid acceleration operation of the internal combustion engine E, in order to obtain a low compression ratio state in order to avoid knocking, the electromagnetic switching valve 45 is in a non-energized state as shown in FIG. To do. By doing so, the first hydraulic chamber 25 and the second hydraulic chamber 37 are both opened to the oil sump 47 through the oil chamber 41 and the oil passage 44, so that the actuator 20 has the return plunger 24 as shown in FIG. However, the second pressure receiving piece 14b is pressed by the urging force of the return spring 27, and the raising member 14 is rotated to the non-lifting position A. As a result, as shown in FIG. 10 (a), the first cam 16 and the second cam 17 of the cam mechanism 15 are arranged so that their tops are shifted from each other, so that the combustion chamber 4a side in the expansion stroke or compression stroke of the engine. The piston outer 5b is pressed against the piston inner 5a when the piston outer 5b is pressed against the piston inner 5a by pressure or due to the frictional resistance generated between the piston rings 10a to 10c and the inner surface of the cylinder bore 2a during the upward stroke of the piston 5. When the piston outer 5b is pressed against the piston inner 5a by the inertia force as the piston inner 5a decelerates in the latter half of the downward stroke of the piston 5, the piston outer 5b The two cams 17 can be lowered with respect to the piston inner 5a while meshing with each other and reach the low compression ratio position L. . At this time, in the piston outer locking means 30, the locking lever 32 pivotally supported by the piston inner 5a and the locking groove 31 of the piston outer 5b face each other. The long arm portion 32a is swung to engage with the locking groove 31 with a force, and the low compression ratio position L of the piston outer 5b is maintained by the engagement of the long arm portion 32a and the locking groove 31. Thus, there is no play in the cam mechanism 15, and the piston inner and the outer 5a, 5b can be moved up and down in the cylinder bore 2a together while lowering the compression ratio.
[0046]
For example, when the internal combustion engine E is operating at high speed, in order to obtain a high compression ratio state in order to improve the output, the electromagnetic switching valve 45 is energized and the oil passage 44 is connected to the oil pump 46. As a result, the hydraulic pressure discharged from the oil pump 46 is supplied to the first hydraulic chamber 25 and the second hydraulic chamber 37 through the oil passage 44 and the oil chamber 41. First, as shown in FIG. Further, the piston 38 receives the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 37 and swings the locking lever 32 to the retracted position D against the biasing force of the operating spring 34, and the long arm portion 32a is locked to the piston outer 5b. Separate from the groove 31. When the locking lever 32 is disengaged from the locking groove 31, the piston outer 5b is allowed to move to the high compression ratio position H. Therefore, in the actuator 20, as shown in FIG. In response to the hydraulic pressure of 25, the first pressure receiving piece 14a is pressed to rotate the raising member 14 from the non-lifting position A to the raising position B. With the rotation of the cam mechanism 15, the first cam 16 and the second cam 17 are separated from each other in the axial direction while sliding on the inclined surfaces 16a and 17a (see FIG. 10B). When the raised position is reached, as shown in FIG. 7, the cams 16 and 17 come into contact with the flat top surfaces 16b and 17b (see FIG. 10C), and the piston outer 5b is moved to the high compression ratio position. It will be pushed up to H. At this time, the retaining ring 18 of the piston outer 5b comes into contact with the lower end surface of the piston inner 5a and prevents further movement of the piston outer 5b toward the combustion chamber 4a. Is held by the abutment of the top surfaces 16b, 17b of the cams 16, 17 and the abutment of the retaining ring 18 on the lower end surface of the piston inner 5a. Thus, there is no play in the cam mechanism 15, and the piston inner and the outer 5a, 5b can move up and down in the cylinder bore 2a integrally while increasing the compression ratio.
[0047]
Thus, when the piston outer 5b moves between the low compression ratio position L and the high compression ratio position H, the spline formed on the fitting surface of the piston inner 5a and the piston outer 5b is slidably engaged with each other. Since the rotation with respect to the piston inner 5a is constrained by the teeth 11a and the spline grooves 11b, the top surface shape of the piston outer 5b facing the combustion chamber 4a is made to correspond to the shape of the combustion chamber 4a, and the high compression ratio of the piston outer 5b. The compression ratio at the position H can be effectively increased. Moreover, at the high compression ratio position H of the piston outer 5b, the large thrust that the piston outer 5b receives from the combustion chamber 4a during the expansion stroke of the engine is Since the first cam 16 and the second cam 17 act perpendicularly to the flat top surfaces 16b, 17b contacting each other, the raising member 14 is not rotated by the thrust. Therefore, the hydraulic pressure supplied to the first hydraulic chamber 25 does not need to be high enough to resist the thrust, and even if there are some bubbles in the first hydraulic chamber 25, the piston outer 5b is placed in the high compression ratio position. Since it can be held stably at H, there is no problem.
[0048]
By the way, when the locking lever 32 is detached from the locking groove 31, the following natural external force assists the movement of the piston outer 5b to the high compression ratio position H. That is, when the piston outer 5b is attracted to the combustion chamber 4a side by the intake negative pressure during the intake stroke of the engine, or by the friction resistance generated between the piston rings 10a to 10c and the inner surface of the cylinder bore 2a during the downward stroke of the piston 5, the piston outer 5b When the piston inner 5a is left behind, or when the piston outer 5b decelerates the piston inner 5a in the latter half of the upward stroke of the piston 5, the piston outer 5b attempts to lift from the piston inner 5a due to its inertial force. The outer 5b rises from the piston inner 5a and can easily reach the high compression ratio position H. As a result, coupled with the operation of the actuator 20, the piston outer 5b can be quickly moved to the high compression ratio position H, which can contribute to an improvement in responsiveness.
[0049]
Of the natural external forces that contribute to switching the position of the piston outer 5b to the low compression ratio position L and the high compression ratio position H as described above, the frictional resistance between the piston rings 10a to 10c and the inner surface of the cylinder bore 2a and the piston outer 5b Inertial forces are particularly effective. The frictional resistance is relatively small with respect to changes in the engine speed, whereas the inertial force of the piston outer 5b increases in a quadratic curve as the engine speed increases. With respect to the switching of the position of the piston outer 5b, the frictional resistance is dominant in the low rotation range of the engine, and the inertial force of the piston outer 5b is dominant in the high rotation range of the engine.
[0050]
The actuator 20 is actuated by the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 25 to turn the raising member 14 from the non-raised position A to the raised position B. When the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 25 is released, the return spring 27 is constituted by a return plunger 24 that is operated by the urging force of 27 and can return the raising member 14 from the raised position B to the non-lifted position A, so that only one hydraulic chamber 25 is required, and the configuration is simplified. Can do.
[0051]
Also, the piston outer locking means 30 is a locking lever that is supported between the operating position C that is pivotally supported by the piston inner 5a and engages with the locking groove 31 of the piston outer 5b, and the retracted position D that disengages from the locking groove 31. 32, an operating spring 34 that urges the locking lever 32 to the operating position C, and a piston 38 that operates with the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 37 to operate the locking lever 32 to the retracted position D. Therefore, also in this locking means 30, only one hydraulic chamber 37 is sufficient, and the configuration can be simplified.
[0052]
Further, the first and second hydraulic chambers 25 and 37 are connected to an oil pump 46 and an oil sump 47 through a common electromagnetic switching valve 45 so as to be switchable, so that the actuator 20 and the piston outer can be locked with a common hydraulic pressure. The means 30 can be rationally operated, the hydraulic circuit can be simplified, and the variable compression ratio device can be provided at low cost.
[0053]
Next, a second embodiment of the present invention shown in FIGS. 11 to 21 will be described.
[0054]
11 and 12, the piston 105 is slid onto the piston inner 105a connected to the small end 107a of the connecting rod 107 via the piston pin 106, and the outer peripheral surface of the piston inner 105a and the inner peripheral surface of the cylinder bore 102a. A plurality of piston rings 110a, which are movably fitted and have a piston outer 105b whose top surface faces the combustion chamber 104a, are slidably in close contact with the outer peripheral surface of the piston outer 105b and the inner peripheral surface of the cylinder bore 102a. ˜110c is mounted.
[0055]
Further, as shown in FIGS. 12 and 13, a plurality of spline teeth 111a and spline grooves 111b extending in the axial direction of the piston 105 and engaged with each other are formed on the sliding fitting surfaces of the piston inner and outer 5a, 5b, respectively. The piston inner and outer 105a, 105b are formed so that they cannot rotate relative to each other about their axes.
[0056]
12 and 17, an annular raising member 114 is mounted on the upper surface of the piston inner 105a. The annular raising member 114 is rotatably fitted to the pivot 12 integrally projecting from the upper surface. A holding ring 150 is pressed to the upper surface of the pivot 112 with a screw 151 to hold the upper surface of the pivot 112 and prevent it from being detached from the pivot 112. The pivot 12 is divided into a plurality (four in the figure) of blocks 112a and 112a to receive the small end 107a of the connecting rod 107.
[0057]
The raising member 114 can rotate between first and raising positions A and B set around the axis thereof, and the piston outer 105b is moved to a low compression ratio position L (close to the piston inner 105a with the reciprocating rotation. 12 and FIG. 21 (a)) and a cam mechanism 115 that alternately moves to a high compression ratio position H (see FIG. 18 and FIG. 21 (c)) near the combustion chamber 104a is provided with a raising member 114 and a piston outer 105b. Between.
[0058]
As clearly shown in FIG. 21, the cam mechanism 115 includes a plurality of convex first cams 116 formed on the upper surface of the raising member 114 and a plurality of convex second cams formed on the lower surface of the top wall of the piston outer 105b. The first cam 116 and the second cam 117 are alternately arranged in the circumferential direction to the low compression ratio position L of the piston outer 105b when the raising member 114 is in the non-lifting position A. Is allowed to migrate. Both side surfaces of the first cam 116 and the second cam 117 arranged in the circumferential direction of the raising member 114 are wall surfaces 116a and 117a that stand substantially vertically from the roots of the cams 116 and 117, respectively. The flat top surfaces 116b and 117b connecting the upper edges 116a and 117a come into contact with each other when the raising member 114 reaches the raising position B to hold the piston outer 105b at the high compression ratio position H. Yes. As described above, since both side surfaces of the first and second cams 116 and 117 are the absolute wall surfaces 116a and 117a, it is possible to narrow the interval between adjacent cams 116 and 117 arranged in the circumferential direction. The total area of the top surfaces 116b and 117b of 116 and 117 can be set to be significantly larger than in the case of the first embodiment.
[0059]
When the piston outer 105b reaches the high compression ratio position H, the lower end surface of the piston inner 105a serves as a restricting means for preventing the piston outer 105b from moving beyond the high compression ratio position H toward the combustion chamber 104a. A stop ring 118 that is in contact with the piston outer ring 105 is locked to the inner peripheral surface of the lower end of the piston outer 105b.
[0060]
As shown in FIGS. 12, 15 and 16, between the piston inner 105a and the raising member 114, there are a plurality of actuators 120 for turning the raising member 114 to the first and raising positions A and B. A set is provided. The structure when two sets of actuators 120 are arranged will be described below.
[0061]
The piston inner 105 a has a pair of bottomed cylinder holes 121, 121 extending in parallel with the piston pin 106, and elongated holes 154, 154 penetrating through the upper wall between the cylinder holes 121, 121. A pair of pressure receiving pins 114 a, 114 a which are provided and project integrally with the lower surface of the raising member 114 and are arranged on the diameter line thereof face the cylinder holes 121, 121 through the long holes 154, 154. The long holes 154 and 154 do not prevent the pressure receiving pins 114 a and 114 a from moving between the non-lifting position A and the raising position B together with the raising member 114.
[0062]
Actuating plungers 123 and 123 and bottomed cylindrical return plungers 124 and 124 are slidably fitted in the cylinder holes 121 and 121 with the corresponding pressure receiving pins 114a and 114a interposed therebetween. At that time, the actuating plungers 123 and 123 and the return plungers 124 and 124 are arranged point-symmetrically with respect to the axis of the piston 105.
[0063]
A first hydraulic chamber 125 is defined at the bottom of the cylinder hole 121 so that the end of the actuating plunger 23 on the side opposite to the pressure receiving pin 114a faces. When the hydraulic pressure is supplied to the chamber 125, the actuating plunger receives the oil pressure. The raising member 114 is rotated to the raising position B via the corresponding pressure receiving pin 114a. The first hydraulic chamber 125 is connected to an oil passage 144 (FIG. 11) via a first distribution oil passage 142 and an oil chamber 141, and this oil passage 144 is connected to an oil pump 146 serving as a hydraulic pressure source via an electromagnetic switching valve 145. Are connected to an oil sump 147 in a switchable manner.
[0064]
Further, spring holding rings 152 and 152 are locked to the open ends of the cylinder holes 121 and 121 by stop rings 153 and 153, respectively, and a return plunger is provided between the spring holding rings 152 and 152 and the return plungers 124 and 124. The return springs 127 and 127 made of coil springs are urged to urge the 124 and 124 toward the pressure receiving pins 114a and 114a, respectively, and the return plungers 124 and 124 are urged by the urging force of the return springs 127 and 127, respectively. The raising member 114 can be rotated to the non-lifting position A via 114a.
[0065]
In order to reduce the weight of each actuating plunger 123, the cup-shaped plunger main body 123 a and a hard material cap 123 b that is press-fitted and fixed to the open end of the plunger main body 123 a are configured to be hollow. It arrange | positions so that 123b may be contact | abutted to the receiving pin 114a. Each return plunger 124 also has a cup shape for weight reduction, and is arranged so that its bottom wall abuts against the pressure receiving pin 114a.
[0066]
Each spring holding ring 152 is provided with a cylindrical skirt portion 152 a that is inside the return spring 127 and enters the return plunger 124, thereby preventing buckling of the return spring 127.
[0067]
The non-lifting position A of the raising member 114 is defined by the pressure receiving pin pieces 114a and 114a coming into contact with the tips of the operating plungers 123 and 123 that are in contact with the bottom surfaces of the cylinder holes 121 and 121 (see FIG. 15). The raised position B of 114 is defined by the pressure receiving pin 114a contacting the tip of the return plunger 24 that contacts the skirt portion 152a of the spring holding ring 152 (see FIG. 20). By doing so, at the non-lifting position A of the raising member 114, the side contact of the adjacent first and second cams 116, 117 can be avoided, and the piston outer 105b can be smoothly moved to the high compression ratio position H. It becomes.
[0068]
Other configurations such as the piston outer locking means 130 and the like are the same as those of the first embodiment. Therefore, in FIGS. 11 to 21, portions corresponding to those of the first embodiment are denoted by reference numerals of the first embodiment. A reference numeral obtained by adding 100 to a number is attached and description thereof is omitted.
[0069]
In the second embodiment, the movement of the piston outer 105b from the low compression ratio position L to the high compression ratio position H and the movement from the high compression ratio position H to the low compression ratio position L are performed during the reciprocation of the piston 105. Only the natural external force acting on the piston inner and outer 105a, 105b to separate or approach them in the axial direction is used (see FIG. 21B). Therefore, the actuator 120 only needs to exert an output that merely moves the raising member 114 between the non-lifting position A and the raising position B as shown in FIG. And miniaturization can be achieved.
[0070]
Further, in the first and second cams 116 and 117, both side surfaces arranged in the sliding direction can be formed as the wall surfaces 116a and 117a, and the slopes 16a and 17a as in the first embodiment are not provided. The operating stroke angle of the raising member 114 can be set small, and the top surfaces 116b and 117b of the respective cams 116 and 117 can be formed widely, so that the responsiveness of the raising member 114 is enhanced and the top surfaces 116b and 117b are increased. The surface pressure acting on the surface can be lowered, and the durability can be improved.
[0071]
As shown in FIGS. 15 and 16, a plurality of sets of actuators 120 that actuate the raising members 114 are arranged at equal intervals, so that they can be smoothly moved around the pivot 112 without applying an uneven load to the raising members 114. In addition, since the total output of the plurality of sets of actuators 120 is large, the capacity of each set of actuators 120 can be reduced, and thus the size can be reduced.
[0072]
Further, the operating plunger 123 and the return plunger 124, which are constituent elements of each set of actuators 120, are fitted into the common cylinder hole 121 formed in the piston inner 105a, so that the structure is simple and the hole machining is simple. This can contribute to cost reduction.
[0073]
When two sets of actuators 120 are provided, the cylinder holes 121 and 121 are formed in the piston inner 105a in parallel with the piston pin 106, so that the two sets of actuators 120 are not interfered with. The actuators 120, 120 can be arranged at equal intervals in the circumferential direction of the piston 105.
[0074]
Further, since the axes of the actuating and returning plungers 123 and 124 are arranged so as to cross the axis of each pressure receiving pin 114a and substantially perpendicular to the radius of the pivot 112, the pushing and actuating plungers 123 and 124 are pushed. The pressure can be efficiently transmitted to the raising member 114 via the pressure receiving pin 114, which can contribute to the compactness of the actuator 120.
[0075]
Further, since the end surfaces of the actuating and returning plungers 123 and 124 and the cylindrical outer peripheral surface of the pressure receiving pin 114a are in line contact, the contact area is wider than in the case of the first embodiment, and the surface pressure is Reduction can contribute to the improvement of durability.
[0076]
The present invention is not limited to the above embodiment, and various design changes can be made without departing from the scope of the invention. For example, the operation modes of the electromagnetic switching valves 45 and 145 may be reversed from those in the above embodiment. That is, the oil passages 44 and 144 can be connected to the oil pumps 46 and 146 when the switching valves 45 and 145 are not energized, and the oil passages 44 and 144 can be connected to the oil reservoirs 47 and 147 when the switching valves 45 and 145 are not energized.
[0077]
【The invention's effect】
As described above, according to the first feature of the present invention, when the raising member is rotated to the non-lifting position by the actuator, the raising member allows the piston outer to move to the low compression ratio position. It can move to a low compression ratio position by the high pressure from the combustion chamber side. Further, when the raising member is rotated from the non-lifting position to the raising position by the actuator, the piston outer can be held at the high compression ratio position.
[0078]
During this time, since the piston outer does not rotate with respect to the piston inner, the top surface shape of the piston outer facing the combustion chamber corresponds to the shape of the combustion chamber, and the compression ratio at the high compression ratio position of the piston outer is set. Can be effectively increased.
[0079]
Moreover, at the high compression ratio position of the piston outer, a large thrust received by the piston outer from the combustion chamber during the expansion stroke of the engine is received by the raising member. Therefore, the effect of the thrust on the actuator is also avoided. It is possible to reduce the output of the actuator and to make it compact. Even when the actuator is configured hydraulically, the high pressure seal is unnecessary because the thrust does not act on it, and the high compression ratio position of the piston outer is unstable even if some bubbles are generated in the hydraulic chamber. I will not let you.
[0080]
In particular, when the piston outer reaches the high compression ratio position, the plurality of convex first cams and second cams in the annular arrangement abut the flat top surfaces of each other, so that during the expansion stroke of the engine, the piston outer The large thrust received from the combustion chamber acts perpendicularly to the top surface and can reliably prevent acting on the raising member as rotational torque. .
[0081]
According to the second feature of the present invention, a natural external force can be used to move the piston outer from the low compression ratio position to the high compression ratio position or from the high compression ratio position to the low compression ratio position. Thus, it is sufficient for the actuator to exhibit an output that merely moves the raising member between the non-raising position and the raising position, and the capacity and size of the actuator can be reduced.
[0082]
Further, according to the third feature of the present invention, when the raising member is rotated from the non-raised position to the raised position, the first and second cams are separated from each other in the axial direction while sliding on the inclined surfaces, whereby the piston outer Can be pushed up to a high compression ratio position.
[0083]
Furthermore, according to the fourth feature of the present invention, the both side surfaces of the first and second cams are set as absolute walls, so that the operating stroke angle of the raising member is set small, and the top surface of each cam is set. It becomes possible to form widely, and while raising the responsiveness of the raising member, the surface pressure which acts on this top face can be lowered | hung and those durability can also be aimed at. In addition, when the piston outer is moved between the low compression ratio position and the high compression ratio position, a natural external force that attempts to move the piston inner and the piston outer apart or close to each other in the axial direction is used. There is no hindrance to the rotation from the raised position to the raised position.
[0084]
Furthermore, according to the fifth feature of the present invention, when the piston outer comes to the low compression ratio position, the integral operation of the piston inner and the piston outer can be ensured.
[0085]
Furthermore, according to the sixth aspect of the present invention, the integral operation of the piston inner and the piston outer can be ensured even when the piston outer reaches the high compression ratio position.
[0086]
Furthermore, according to the seventh feature of the present invention, only one hydraulic chamber is sufficient in the hydraulic operation means, and the configuration can be simplified.
[0087]
Furthermore, according to the eighth feature of the present invention, only one hydraulic chamber is sufficient for the piston outer locking means, and the configuration can be simplified.
[0088]
Furthermore, according to the ninth feature of the present invention, the actuator and the piston outer locking means can be rationally operated with a common hydraulic pressure, and the hydraulic circuit can be simplified.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional front view of a main part of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio device according to a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged cross-sectional view taken along line 2-2 of FIG. 1, showing a low compression ratio state.
3 is a cross-sectional view taken along line 3-3 in FIG.
4 is a cross-sectional view taken along line 4-4 of FIG.
5 is a cross-sectional view taken along line 5-5 of FIG.
6 is a cross-sectional view taken along line 6-6 of FIG.
FIG. 7 is a diagram corresponding to FIG. 2 showing a high compression ratio state.
8 is a cross-sectional view taken along line 8-8 in FIG.
9 is a cross-sectional view taken along line 9-9 in FIG.
FIG. 10 is an explanatory diagram of the operation of the raising member.
FIG. 11 is a longitudinal sectional front view of a main part of an internal combustion engine equipped with a variable compression ratio device according to a second embodiment of the present invention.
12 is an enlarged cross-sectional view taken along line 12-12 of FIG. 11, showing a low compression ratio state.
13 is a cross-sectional view taken along line 13-13 in FIG.
14 is a cross-sectional view taken along line 14-14 of FIG.
15 is a cross-sectional view taken along line 15-15 in FIG.
16 is a cross-sectional view taken along the line 16-16 in FIG.
17 is a sectional view taken along line 17-17 in FIG.
18 is a diagram corresponding to FIG. 12, showing a high compression ratio state.
19 is a cross-sectional view taken along line 19-19 in FIG.
20 is a sectional view taken along line 20-20 in FIG.
FIG. 21 is an explanatory diagram of the operation of the raising member.
[Explanation of symbols]
A ······· Non-lifting position of raising member
B ... Raised position of raised member
C ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ Operating position of locking member
D ···· Retraction position of locking member
H ... High compression ratio position of piston outer
L ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ Low compression ratio position of piston outer
5. Piston
5a ... Piston inner
5b ... Piston outer
6. Piston pin
7 ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ Connecting rod
14 ... Raised member
16 .... First cam
17 ... 2nd cam
18 .... Piston outer restricting means (ring stop)
20 ・ ・ ・ ・ ・ ・ Actuator
13, 25 ... Hydraulic operating means (operating plunger, first hydraulic chamber)
30... Piston outer locking means
31 ........ Locking groove
32 ・ ・ ・ ・ ・ ・ Locking member (locking lever)
34 ... Actuating spring
37, 38 ... Hydraulic pressure return means (second hydraulic chamber, piston)
46 .... Hydraulic power source (oil pump)
105 ... Piston
105a ... Piston inner
105b ... Piston outer
106 ... Piston pin
107 ... connecting rod
114 ... Raising member
116... First cam
117 …… Second cam
118 .. Piston outer regulating means (ring stop)
120 ... Actuator
113, 125 ... Hydraulic operating means (operating plunger, first hydraulic chamber)
130... Piston outer locking means
131 ... Locking groove
132 ... Locking member (locking lever)
134 ... Actuating spring
137, 138 ... hydraulic return means (second hydraulic chamber, piston)
146: Hydraulic source (oil pump)

Claims (9)

コンロッド（７，１０７）にピストンピン（６，１０６）を介して連結されるピストンインナ（５ａ，１０５ａ）と，このピストンインナ（５ａ，１０５ａ）を覆うようにその外周に軸方向にのみ摺動可能に嵌合して外端面を燃焼室（４ａ，１０４ａ）に臨ませながら，前記ピストンインナ（５ａ，１０５ａ）寄りの低圧縮比位置（Ｌ）及び燃焼室（４ａ）寄りの高圧縮比位置（Ｈ）間を移動し得るピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）とでピストン（５，１０５）を構成し，前記ピストンインナ及びアウタ（５ａ，５ｂ；１０５ａ，１０５ｂ）間に嵩上げ部材（１４）を，これがピストン（５，１０５）の軸線周りに非嵩上げ位置（Ａ）及び嵩上げ位置（Ｂ）間を回動し得るように介裝し，この嵩上げ部材（１４）と，前記ピストンインナ及びアウタ（５ａ，５ｂ）の一方との軸方向対向面に，それぞれ頂面（１６ｂ，１７ｂ）を平坦面とした凸状で且つ環状に配列される複数の第１カム（１６）及び第２カム（１７）を形成し，これら第１及び第２カム（１６，１７）は，前記嵩上げ部材（１４）が非嵩上げ位置（Ａ）に回動したとき互いに噛み合って前記ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）の低圧縮比位置（Ｌ）への移動を許容し，前記嵩上げ部材（１４）が嵩上げ位置（Ｂ）に回動したとき互いに頂面（１６ｂ，１７ｂ）を当接させて前記ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）を高圧縮比位置（Ｈ）に保持するように配置され，前記嵩上げ部材（１４）に，これを非嵩上げ位置（Ａ）及び嵩上げ位置（Ｂ）に交互に回動するアクチュエータ（２０，１２０）を連結したことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。The piston inner (5a, 105a) connected to the connecting rod (7, 107) via the piston pin (6, 106) and the outer periphery of the piston inner (5a, 105a) so as to cover only the axial direction. The low compression ratio position (L) close to the piston inner (5a, 105a) and the high compression ratio position close to the combustion chamber (4a) while fitting so that the outer end faces the combustion chamber (4a, 104a). (H) constitutes a piston (5, 105) with a piston outer (5b, 105b) that can move between the piston inner and the outer (5a, 5b; 105a, 105b), This is interposed so as to be able to rotate between the non-lifting position (A) and the raising position (B) around the axis of the piston (5, 105), and this raising member (14), the piston inner and the piston inner A plurality of first cams (16) and second cams arranged in an annular shape in a convex shape with the top surfaces (16b, 17b) as flat surfaces on the axially facing surface with one of the outers (5a, 5b), respectively. The first and second cams (16, 17) are engaged with each other when the raising member (14) rotates to the non-lifting position (A), and the piston outer (5b, 105b) Is allowed to move to the low compression ratio position (L), and when the raising member (14) is rotated to the raising position (B), the top surfaces (16b, 17b) are brought into contact with each other so that the piston outer (5b , 105b) is held so as to hold the high compression ratio position (H), and the raising member (14) is provided with an actuator (20) that alternately rotates to the non-lifting position (A) and the raising position (B). , 120) That, for an internal combustion engine variable compression ratio device. 請求項１記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記嵩上げ部材（１４，１１４）及びアクチュエータ（２０，１２０）を，前記ピストンインナ及びアウタ（５ａ，５ｂ；１０５ａ，１０５ｂ）の往復動中，これらを互いに軸方向に離間させたり近接させるようと作用する自然外力によりピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）が低圧縮比位置（Ｌ）及び高圧縮比位置（Ｈ）間を移動することを許容するように構成したことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。In the internal combustion engine variable compression ratio device according to claim 1,
The raising member (14, 114) and the actuator (20, 120) act so as to be spaced apart from each other or close to each other during the reciprocating motion of the piston inner and outer (5a, 5b; 105a, 105b). The compression ratio of the internal combustion engine is characterized in that the piston outer (5b, 105b) is allowed to move between the low compression ratio position (L) and the high compression ratio position (H) by a natural external force. Variable device. 請求項１記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記第１及び第２カム（１６，１７）には，前記嵩上げ部材（１４）が非嵩上げ位置（Ａ）から嵩上げ位置（Ｂ）へ回動するとき互いに軸方向に離反するように滑る斜面（１６ａ，１７ａ）を設けたことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。In the internal combustion engine variable compression ratio device according to claim 1,
The first and second cams (16, 17) include slopes (sliding apart from each other in the axial direction when the raising member (14) rotates from the non-lifting position (A) to the lifting position (B)). 16a, 17a), a variable compression ratio device for an internal combustion engine. 請求項２記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記第１及び第２カム（１１６，１１７）には，それぞれの頂面（１１６ｂ，１１７ｂ）の周方向両側縁から各カム（１１６，１１７）の根元に略垂直に下りる絶壁面（１１６ａ，１１７ａ）を形成したことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。In the internal combustion engine variable compression ratio device according to claim 2,
The first and second cams (116, 117) include steep walls (116a, 117a) that descend substantially perpendicularly from both circumferential edges of the top surfaces (116b, 117b) to the roots of the cams (116, 117). The compression ratio variable device for an internal combustion engine, characterized in that 請求項１〜４の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ピストンインナ（５ａ，１０５ａ）及びピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）間には，ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）が低圧縮比位置（Ｌ）に来たとき，ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）をピストンインナ（５ａ，１０５ａ）に対して係止するピストンアウタ係止手段（３０，１３０）を設けたことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。The compression ratio variable device for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4,
Between the piston inner (5a, 105a) and the piston outer (5b, 105b), when the piston outer (5b, 105b) comes to the low compression ratio position (L), the piston outer (5b, 105b) is moved to the piston inner. An internal combustion engine variable compression ratio device comprising piston outer locking means (30, 130) for locking to (5a, 105a). 請求項１〜５の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ピストンインナ（５ａ，１０５ａ）及びピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）間には，ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）が高圧縮比位置（Ｈ）に来たとき，ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）のピストンインナ（５ａ，１０５ａ）に対する燃焼室（４ａ，１０４ａ）側への移動を規制するピストンアウタ規制手段（１８，１１８）を設けたことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。In the internal combustion engine variable compression ratio device according to any one of claims 1 to 5,
Between the piston inner (5a, 105a) and the piston outer (5b, 105b), when the piston outer (5b, 105b) comes to the high compression ratio position (H), the piston inner of the piston outer (5b, 105b) A compression ratio variable device for an internal combustion engine, characterized in that piston outer restricting means (18, 118) for restricting movement toward (5a, 105a) toward the combustion chamber (4a, 104a) is provided. 請求項１又は２記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記アクチュエータ（２０，１２０）を，油圧源（４６，１４６）の油圧により作動して前記嵩上げ部材（１４，１１４）を嵩上げ位置（Ｂ）へ作動する油圧作動手段（２３，２５；１２３，１２５）と，前記嵩上げ部材（１１４）を非嵩上げ位置（Ａ）側へ付勢する戻しばね（２７，１２７）とで構成したことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。The compression ratio variable device for an internal combustion engine according to claim 1 or 2,
Hydraulic actuators (23, 25; 123, 125) for operating the actuator (20, 120) by the hydraulic pressure of the hydraulic source (46, 146) to operate the raising member (14, 114) to the raised position (B). ) And a return spring (27, 127) for urging the raising member (114) to the non-lifting position (A) side, a compression ratio variable device for an internal combustion engine. 請求項５に記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ピストンアウタ係止手段（３０，１３０）を，前記ピストンインナ（５ａ，１０５ａ）に支持されて前記ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）内周面の係止溝（３１，１３１）に係合する作動位置（Ｃ）及び該係止溝（３１）から離脱する後退位置（Ｄ）間を移動する係止部材（３２，１３２）と，この係止部材（３２，１３２）を作動位置（Ｃ）へ付勢する作動ばね（３４，１３４）と，油圧源（４６，１４６）の油圧により作動して係止部材（３２，１３２）を後退位置（Ｄ）へ作動する油圧戻し手段（３７，３８）とで構成したことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。The internal combustion engine variable compression ratio device according to claim 5,
The piston outer locking means (30, 130) is supported by the piston inner (5a, 105a) and engaged with the locking groove (31, 131) on the inner peripheral surface of the piston outer (5b, 105b). The locking member (32, 132) that moves between the position (C) and the retracted position (D) that is disengaged from the locking groove (31), and the locking member (32, 132) to the operating position (C) Actuating springs (34, 134) for urging and hydraulic pressure return means (37, 38) for operating the locking members (32, 132) to the retracted position (D) by being actuated by the hydraulic pressure of the hydraulic source (46, 146). A compression ratio variable device for an internal combustion engine, characterized by comprising: 請求項５に記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記アクチュエータ（２０，１２０）を，油圧源（４６，１４６）の油圧により作動して前記嵩上げ部材（１４，１１４）を嵩上げ位置（Ｂ）へ作動する油圧作動手段（２３，２５；１２３，１２５）と，前記嵩上げ部材（１４，１１４）を非嵩上げ位置（Ａ）側へ付勢する戻しばね（２７，１２７）とで構成し，また前記ピストンアウタ係止手段（３０，１３０）を，前記ピストンインナ（５ａ，１０５ａ）に支持されて前記ピストンアウタ（５ｂ，１０５ｂ）内周面の係止溝（３１，１３１）に係合する作動位置（Ｃ）及び該係止溝（３１，１３１）から離脱する後退位置（Ｄ）間を移動する係止部材（３２，１３２）と，この係止部材（３２，１３２）を作動位置（Ｃ）へ付勢する作動ばね（３４，１３４）と，前記油圧源（４６，１４６）の油圧により作動して係止部材（３２，１３２）を後退位置（Ｄ）へ作動する油圧戻し手段（３７，３８；１３７，１３８）とで構成し，前記油圧作動手段（２３，２５，１２３，１２５）及び油圧戻し手段（３７，３８；１３７，１３８）に前記油圧源（４６，１４６）の油圧を同時に供給するようにしたことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。The internal combustion engine variable compression ratio device according to claim 5,
Hydraulic actuators (23, 25; 123, 125) for operating the actuator (20, 120) by the hydraulic pressure of the hydraulic source (46, 146) to operate the raising member (14, 114) to the raised position (B). ) And a return spring (27, 127) for urging the raised member (14, 114) toward the non-lifted position (A), and the piston outer locking means (30, 130) The operation position (C) supported by the piston inner (5a, 105a) and engaged with the locking groove (31, 131) on the inner peripheral surface of the piston outer (5b, 105b) and the locking groove (31, 131) A locking member (32, 132) that moves between a retracted position (D) that is disengaged from the operating position, and an operating spring (34, 134) that biases the locking member (32, 132) to the operating position (C), The hydraulic source (46, 1 6) hydraulic pressure return means (37, 38; 137, 138) which are actuated by the hydraulic pressure to actuate the locking members (32, 132) to the retracted position (D). 123, 125) and the hydraulic pressure return means (37, 38; 137, 138), the hydraulic pressure of the hydraulic source (46, 146) is simultaneously supplied to the variable compression ratio device for the internal combustion engine.

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