JP5691960B2

JP5691960B2 - 可変圧縮比機構を備える内燃機関

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Publication number: JP5691960B2
Application number: JP2011200435A
Authority: JP
Inventors: 馨伊藤
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2011-09-14
Filing date: 2011-09-14
Publication date: 2015-04-01
Anticipated expiration: 2031-09-14
Also published as: JP2013060903A

Description

本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。

シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。このような可変圧縮比機構を備える内燃機関において、クランクシャフトの回転により吸気弁及び排気弁を開閉させる動弁機構は、可変圧縮比機構の動作によりクランクケース側に位置するクランクシャフトと吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトとの距離が変化するために、可変圧縮比機構の動作に伴って移動する中継軸を介して、クランクシャフトの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトに伝達するようにしている。（特許文献１参照）。

中継軸には第一タイミングプーリと第二タイミングプーリとが互いに同心状に連結されて取り付けられ、クランクシャフトのタイミングプーリと中継軸の第一タイミングプーリとが第一ベルト状部材により連結されると共に、中継軸の第二タイミングプーリと吸気弁用カムシャフトのタイミングプーリ及び排気弁用カムシャフトのタイミングプーリとが第二ベルト状部材により連結される。

特開２００９−９７４４９

吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトを短くするためには、第二ベルト状部材を第一ベルト状部材より機関本体側に位置させることが好ましい。そのためには、中継軸において、第二タイミングプーリを第一タイミングプーリより機関本体側に位置させることとなる。

クランクシャフトの二回転に対して吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトが一回転だけ駆動されるようにしなければならず、そのために、中継軸において、第二タイミングプーリの歯数が、第一タイミングプーリの歯数の半分とされることがあり、この場合には、第二タイミングプーリの外径は第一タイミングプーリの外径より小さくされる。

こうして、中継軸には小径の第二タイミングプーリの手前側に大径の第一タイミングプーリが位置することとなると、第二ベルト状部材の第二タイミングプーリへの取り付けが困難となり、また、第二ベルト状部材のタイミングマークと第二タイミングプーリのタイミングマークとの一致の確認も困難となる。

従って、本発明の目的は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、中継軸を介して、クランクシャフトの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達する動弁機構が設けられ、中継軸には、機関本体に近い内側に位置するカムシャフ側の第二タイミングプーリと、外側に位置するクランクシャフト側の第一タイミングプーリとが互いに同心状に連結されて取り付けられ、第二タイミングプーリの外径が第一タイミングプーリの外径より小さくされていても、第二タイミングプーリの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達するためのベルト状部材の第二タイミングプーリへの取り付けを容易にすることである。

本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、中継軸を介して、クランクシャフトの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達する動弁機構が設けられ、前記中継軸には、機関本体に近い内側に位置するカムシャフト側の第二タイミングプーリと、外側に位置するクランクシャフト側の第一タイミングプーリとが互いに同心状に連結されて取り付けられ、前記第二タイミングプーリの外径が前記第一タイミングプーリの外径より小さくされており、前記第二タイミングプーリと前記第一タイミングプーリとは別体として形成され、前記第二タイミングプーリの回転を前記吸気弁用カムシャフト及び前記排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達するためのベルト状部材が前記第二タイミングプーリへ取り付けられる間は、前記第一タイミングプーリは前記中継軸から外されており、前記ベルト状部材が前記第二タイミングプーリへ取り付けられた後に、前記第一タイミングプーリを前記第二タイミングプーリに対して位置決めして連結させることを特徴とする。

本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記第一タイミングプーリ及び前記第二タイミングプーリの一方は、互いに嵌合する凹部及び凸部の一方を具備し、前記第一タイミングプーリ及び前記第二タイミングプーリの他方は、前記凹部及び前記凸部の他方を具備し、前記凹部及び前記凸部が互いに嵌合することにより前記第一タイミングプーリが前記第二タイミングプーリに対して位置決めされることを特徴とする。

本発明による請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、中継軸を介して、クランクシャフトの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達する動弁機構が設けられ、中継軸には、機関本体に近い内側に位置するカムシャフト側の第二タイミングプーリと、外側に位置するクランクシャフト側の第一タイミングプーリとが互いに同心状に連結されて取り付けられ、第二タイミングプーリと第一タイミングプーリとは別体に形成され、第二タイミングプーリの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達するためのベルト状部材が第二タイミングプーリへ取り付けられる間は、第一タイミングプーリは中継軸から外されているために、第二タイミングプーリの外径が第一タイミングプーリの外径より小さくされていても、ベルト状部材を第二タイミングプーリへ容易に取り付けることができる。ベルト状部材が第二タイミングプーリへ取り付けられた後に、第一タイミングプーリを第二タイミングプーリに対して位置決めして連結させるために、第一タイミングプーリと第二タイミングプーリとの回転タイミングがずれることはない。

また、本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、第一タイミングプーリ及び第二タイミングプーリの一方は、互いに嵌合する凹部及び凸部の一方を具備し、第一タイミングプーリ及び第二タイミングプーリの他方は、凹部及び凸部の他方を具備し、凹部及び凸部が互いに嵌合することにより第一タイミングプーリが第二タイミングプーリに対して位置決めされるようになっており、第一タイミングプーリの第二タイミングプーリに対する位置決めを容易に実現することができる。

内燃機関の全体図である。可変圧縮比機構の分解斜視図である。図解的に表した内燃機関の側面断面図である。可変バルブタイミング機構を示す図である。吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。機械圧縮比、実圧縮比および膨張比を説明するための図である。理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。動弁機構の概略正面図である。動弁機構の中継軸の概略断面図である。動弁機構の中継軸に配置される第一タイミングプーリ及び第二タイミングプーリを示す斜視図である。

図１は本発明による可変圧縮比機構を備える内燃機関の側面断面図を示す。図１を参照すると、１はクランクケース、２はシリンダブロック、３はシリンダヘッド、４はピストン、５は燃焼室、６は燃焼室５の頂面中央部に配置された点火栓、７は吸気弁、８は吸気ポート、９は排気弁、１０は排気ポートを夫々示す。吸気ポート８は吸気枝管１１を介してサージタンク１２に連結され、各吸気枝管１１には夫々対応する吸気ポート８内に向けて燃料を噴射するための燃料噴射弁１３が配置される。なお、燃料噴射弁１３は各吸気枝管１１に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。

サージタンク１２は吸気ダクト１４を介してエアクリーナ１５に連結され、吸気ダクト１４内にはアクチュエータ１６によって駆動されるスロットル弁１７と例えば熱線を用いた吸入空気量検出器１８とが配置される。一方、排気ポート１０は排気マニホルド１９を介して例えば三元触媒を内蔵した触媒装置２０に連結され、排気マニホルド１９内には空燃比センサ２１が配置される。７０は吸気弁７を駆動するための吸気弁用カムシャフトであり、９０は排気弁９を駆動するための排気弁用カムシャフトである。

一方、図１に示される実施例ではクランクケース１とシリンダブロック２との連結部にクランクケース１とシリンダブロック２のシリンダ軸線方向の相対位置を変化させることによりピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更可能な可変圧縮比機構Ａが設けられており、更に実際の圧縮作用の開始時期を変更可能な実圧縮作用開始時期変更機構Ｂが設けられている。なお、図１に示される実施例ではこの実圧縮作用開始時期変更機構Ｂは吸気弁７の閉弁時期を制御可能な可変バルブタイミング機構からなる。

図１に示されるようにクランクケース１とシリンダブロック２にはクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置関係を検出するための相対位置センサ２２が取付けられており、この相対位置センサ２２からはクランクケース１とシリンダブロック２との間隔の変化を示す出力信号が出力される。また、可変バルブタイミング機構Ｂには吸気弁７の閉弁時期を示す出力信号を発生するバルブタイミングセンサ２３が取付けられており、スロットル弁駆動用のアクチュエータ１６にはスロットル弁開度を示す出力信号を発生するスロットル開度センサ２４が取付けられている。

電子制御ユニット３０はデジタルコンピュータからなり、双方向性バス３１によって互いに接続されたＲＯＭ（リードオンリメモリ）３２、ＲＡＭ（ランダムアクセスメモリ）３３、ＣＰＵ（マイクロプロセッサ）３４、入力ポート３５および出力ポート３６を具備する。吸入空気量検出器１８、空燃比センサ２１、相対位置センサ２２、バルブタイミングセンサ２３およびスロットル開度センサ２４の出力信号は夫々対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。また、アクセルペダル４０にはアクセルペダル４０の踏込み量Ｌに比例した出力電圧を発生する負荷センサ４１が接続され、負荷センサ４１の出力電圧は対応するＡＤ変換器３７を介して入力ポート３５に入力される。更に入力ポート３５にはクランクシャフトが例えば３０°回転する毎に出力パルスを発生するクランク角センサ４２が接続される。一方、出力ポート３６は対応する駆動回路３８を介して点火栓６、燃料噴射弁１３、スロットル弁駆動用アクチュエータ１６、可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂに接続される。

図２は図１に示す可変圧縮比機構Ａの分解斜視図を示しており、図３は図解的に表した内燃機関の側面断面図を示している。図２を参照すると、シリンダブロック２の両側壁の下方には互いに間隔を隔てた複数個の突出部５０が形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔５１が形成されている。一方、クランクケース１の上壁面上には互いに間隔を隔てて夫々対応する突出部５０の間に嵌合せしめられる複数個の突出部５２が形成されており、これらの各突出部５２内にも夫々断面円形のカム挿入孔５３が形成されている。各突出部５２の位置において、クランクケース１には、クランクシャフトを支持するクランクシャフト軸受を固定するためのサポートＳが形成されている。

図２に示されるように一対のカムシャフト５４，５５が設けられており、各カムシャフト５４，５５上には一つおきに各カム挿入孔５３内に回転可能に挿入される同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分５８の両側には図３に示すように各カムシャフト５４，５５の回転軸線に対して偏心配置された偏心部５７が位置しており、この偏心部５７上に別の円形カム５６が偏心して回転可能に取付けられている。すなわち、偏心部５７は円形カム５６に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム５６は偏心孔を中心として偏心部５７回りに回動するようになっている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各同心部分５８の両側に配置されており、これら円形カム５６は対応する各カム挿入孔５１内に回転可能に挿入されている。また、図２に示されるようにカムシャフト５５にはカムシャフト５５の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ２５が取付けられている。

図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５の同心部分５８を図３（Ａ）において矢印で示される如く互いに反対方向に回転させると偏心部５７が互いに離れる方向に移動するために円形カム５６がカム挿入孔５１内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分５８を矢印で示される方向に回転させると図３（Ｃ）に示されるように偏心部５７は最も低い位置となる。

なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における同心部分５８の中心線（すなわち、カムシャフトの中心線）ａと偏心部５７の中心線ｂと円形カム５６の中心線ｃとの位置関係が示されている。

図３（Ａ）から図３（Ｃ）とを比較するとわかるようにクランクケース１とシリンダブロック２の相対位置は同心部分５８の中心線ａと円形カム５６の中心線ｃとの距離によって定まり、同心部分５８の中心線ａと円形カム５６の中心線ｃとの距離が大きくなるほどシリンダブロック２はクランクケース１から離れる。即ち、可変圧縮比機構Ａは回転するカムを用いたクランク機構によりクランクケース１とシリンダブロック２間の相対位置を変化させていることになる。シリンダブロック２がクランクケース１から離れるとピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積は増大し、従って各カムシャフト５４，５５を回転させることによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を変更することができる。

図２に示されるように各カムシャフト５４，５５を夫々反対方向に回転させるために駆動モータ５９の回転軸には夫々螺旋方向が逆向きの一対のウォーム６１，６２が取付けられており、これらウォーム６１，６２と噛合するウォームホイール６３，６４が夫々各カムシャフト５４，５５の端部に固定されている。この実施例では駆動モータ５９を駆動することによってピストン４が圧縮上死点に位置するときの燃焼室５の容積を広い範囲に亘って変更することができる。

一方、図４は図１において吸気弁７を駆動するための吸気弁用カムシャフト７０の端部に取付けられた可変バルブタイミング機構Ｂを示している。図４を参照すると、この可変バルブタイミング機構Ｂは機関のクランク軸によりタイミングベルトを介して矢印方向に回転せしめられる吸気弁用タイミングプーリ７１と、吸気弁用タイミングプーリ７１と一緒に回転する円筒状ハウジング７２と、吸気弁用カムシャフト７０と一緒に回転しかつ円筒状ハウジング７２に対して相対回転可能な回転軸７３と、円筒状ハウジング７２の内周面から回転軸７３の外周面まで延びる複数個の仕切壁７４と、各仕切壁７４の間で回転軸７３の外周面から円筒状ハウジング７２の内周面まで延びるベーン７５とを具備しており、各ベーン７５の両側には夫々進角用油圧室７６と遅角用油圧室７７とが形成されている。

各油圧室７６，７７への作動油の供給制御は作動油供給制御弁７８によって行われる。この作動油供給制御弁７８は各油圧室７６，７７に夫々連結された油圧ポート７９，８０と、油圧ポンプ８１から吐出された作動油の供給ポート８２と、一対のドレインポート８３，８４と、各ポート７９，８０，８２，８３，８４間の連通遮断制御を行うスプール弁８５とを具備している。

吸気弁用カムシャフト７０のカムの位相を進角すべきときは図４においてスプール弁８５が右方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート７９を介して進角用油圧室７６に供給されると共に遅角用油圧室７７内の作動油がドレインポート８４から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印方向に相対回転せしめられる。

これに対し、吸気弁用カムシャフト７０のカムの位相を遅角すべきときは図４においてスプール弁８５が左方に移動せしめられ、供給ポート８２から供給された作動油が油圧ポート８０を介して遅角用油圧室７７に供給されると共に進角用油圧室７６内の作動油がドレインポート８３から排出される。このとき回転軸７３は円筒状ハウジング７２に対して矢印と反対方向に相対回転せしめられる。

回転軸７３が円筒状ハウジング７２に対して相対回転せしめられているときにスプール弁８５が図４に示される中立位置に戻されると回転軸７３の相対回転動作は停止せしめられ、回転軸７３はそのときの相対回転位置に保持される。従って可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁用カムシャフト７０のカムの位相を所望の量だけ進角させることができ、遅角させることができることになる。

図５において実線は可変バルブタイミング機構Ｂによって吸気弁用カムシャフト７０のカムの位相が最も進角されているときを示しており、破線は吸気弁用カムシャフト７０のカムの位相が最も遅角されているときを示している。従って吸気弁７の開弁期間は図５において実線で示す範囲と破線で示す範囲との間で任意に設定することができ、従って吸気弁７の閉弁時期も図５において矢印Ｃで示す範囲内の任意のクランク角に設定することができる。

図１および図４に示される可変バルブタイミング機構Ｂは一例を示すものであって、例えば吸気弁の開弁時期を一定に維持したまま吸気弁の閉弁時期のみを変えることのできる可変バルブタイミング機構等、種々の形式の可変バルブタイミング機構を用いることができる。

次に図６を参照しつつ本願において使用されている用語の意味について説明する。なお、図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）には説明のために燃焼室容積が５０ｍｌでピストンの行程容積が５００ｍｌであるエンジンが示されており、これら図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）において燃焼室容積とはピストンが圧縮上死点に位置するときの燃焼室の容積を表している。

図６（Ａ）は機械圧縮比について説明している。機械圧縮比は圧縮行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積のみから機械的に定まる値であってこの機械圧縮比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ａ）に示される例ではこの機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

図６（Ｂ）は実圧縮比について説明している。この実圧縮比は実際に圧縮作用が開始されたときからピストンが上死点に達するまでの実際のピストン行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの実圧縮比は（燃焼室容積＋実際の行程容積）／燃焼室容積で表される。即ち、図６（Ｂ）に示されるように圧縮行程においてピストンが上昇を開始しても吸気弁が開弁している間は圧縮作用は行われず、吸気弁が閉弁したときから実際の圧縮作用が開始される。従って実圧縮比は実際の行程容積を用いて上記の如く表される。図６（Ｂ）に示される例では実圧縮比は（５０ｍｌ＋４５０ｍｌ）／５０ｍｌ＝１０となる。

図６（Ｃ）は膨張比について説明している。膨張比は膨張行程時のピストンの行程容積と燃焼室容積から定まる値であってこの膨張比は（燃焼室容積＋行程容積）／燃焼室容積で表される。図６（Ｃ）に示される例ではこの膨張比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。

次に図７および図８を参照しつつ本発明において用いられている超膨張比サイクルについて説明する。なお、図７は理論熱効率と膨張比との関係を示しており、図８は本発明において負荷に応じ使い分けられている通常のサイクルと超高膨張比サイクルとの比較を示している。

図８（Ａ）は吸気弁が下死点近傍で閉弁し、ほぼ吸気下死点付近からピストンによる圧縮作用が開始される場合の通常のサイクルを示している。この図８（Ａ）に示す例でも図６の（Ａ），（Ｂ），（Ｃ）に示す例と同様に燃焼室容積が５０ｍｌとされ、ピストンの行程容積が５００ｍｌとされている。図８（Ａ）からわかるように通常のサイクルでは機械圧縮比は（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１であり、実圧縮比もほぼ１１であり、膨張比も（５０ｍｌ＋５００ｍｌ）／５０ｍｌ＝１１となる。即ち、通常の内燃機関では機械圧縮比と実圧縮比と膨張比とがほぼ等しくなる。

図７における実線は実圧縮比と膨張比とがほぼ等しい場合の、即ち通常のサイクルにおける理論熱効率の変化を示している。この場合には膨張比が大きくなるほど、即ち実圧縮比が高くなるほど理論熱効率が高くなることがわかる。従って通常のサイクルにおいて理論熱効率を高めるには実圧縮比を高くすればよいことになる。しかしながら機関高負荷運転時におけるノッキングの発生の制約により実圧縮比は最大でも１２程度までしか高くすることができず、斯くして通常のサイクルにおいては理論熱効率を十分に高くすることはできない。

一方、このような状況下で機械圧縮比と実圧縮比とを厳密に区分しつつ理論熱効率を高めることが検討され、その結果理論熱効率は膨張比が支配し、理論熱効率に対して実圧縮比はほとんど影響を与えないことが見い出されたのである。即ち、実圧縮比を高くすると爆発力は高まるが圧縮するために大きなエネルギーが必要となり、斯くして実圧縮比を高めても理論熱効率はほとんど高くならない。

これに対し、膨張比を大きくすると膨張行程時にピストンに対し押下げ力が作用する期間が長くなり、斯くしてピストンがクランクシャフトに回転力を与えている期間が長くなる。従って膨張比は大きくすれば大きくするほど理論熱効率が高くなる。図７の破線ε＝１０は実圧縮比を１０に固定した状態で膨張比を高くしていった場合の理論熱効率を示している。このように実圧縮比εを低い値に維持した状態で膨張比を高くしたときの理論熱効率の上昇量と、図７の実線で示す如く実圧縮比も膨張比と共に増大せしめられる場合の理論熱効率の上昇量とは大きな差がないことがわかる。

このように実圧縮比が低い値に維持されているとノッキングが発生することがなく、従って実圧縮比を低い値に維持した状態で膨張比を高くするとノッキングの発生を阻止しつつ理論熱効率を大巾に高めることができる。図８（Ｂ）は可変圧縮比機構Ａおよび可変バルブタイミング機構Ｂを用いて、実圧縮比を低い値に維持しつつ膨張比を高めるようにした場合の一例を示している。

図８（Ｂ）を参照すると、この例では可変圧縮比機構Ａにより燃焼室容積が５０ｍｌから２０ｍｌまで減少せしめられる。一方、可変バルブタイミング機構Ｂによって実際のピストン行程容積が５００ｍｌから２００ｍｌになるまで吸気弁の閉弁時期が遅らされる。その結果、この例では実圧縮比は（２０ｍｌ＋２００ｍｌ）／２０ｍｌ＝１１となり、膨張比は（２０ｍｌ＋５００ｍｌ）／２０ｍｌ＝２６となる。図８（Ａ）に示される通常のサイクルでは前述したように実圧縮比がほぼ１１で膨張比が１１であり、この場合に比べると図８（Ｂ）に示される場合には膨張比のみが２６まで高められていることがわかる。これが超高膨張比サイクルと称される所以である。

一般的に言って内燃機関では機関負荷が低いほど熱効率が悪くなり、従って機関運転時における熱効率を向上させるためには、即ち燃費を向上させるには機関負荷が低いときの熱効率を向上させることが必要となる。一方、図８（Ｂ）に示される超高膨張比サイクルでは圧縮行程時の実際のピストン行程容積が小さくされるために燃焼室５内に吸入しうる吸入空気量は少なくなり、従ってこの超高膨張比サイクルは機関負荷が比較的低いときにしか採用できないことになる。従って本発明では機関負荷が比較的低いときには図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルとし、機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示す通常のサイクルとするようにしている。

次に図９を参照しつつ運転制御全般について概略的に説明する。図９には或る機関回転数における機関負荷に応じた吸入空気量、吸気弁閉弁時期、機械圧縮比、膨張比、実圧縮比およびスロットル弁１７の開度の各変化が示されている。なお、図９は、触媒装置２０内の三元触媒によって排気ガス中の未燃ＨＣ，ＣＯおよびＮＯ_Xを同時に低減しうるように燃焼室５内における平均空燃比が空燃比センサ２１の出力信号に基いて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。

さて、前述したように機関高負荷運転時には図８（Ａ）に示される通常のサイクルが実行される。従って図９に示されるようにこのときには機械圧縮比は低くされるために膨張比は低く、図９において実線で示されるように吸気弁７の閉弁時期は図５において実線で示される如く早められている。また、このときには吸入空気量は多く、このときスロットル弁１７の開度は全開に保持されているのでポンピング損失は零となっている。

一方、図９において実線で示されるように機関負荷が低くなるとそれに伴って吸入空気量を減少すべく吸気弁７の閉弁時期が遅くされる。またこのときには実圧縮比がほぼ一定に保持されるように図９に示される如く機関負荷が低くなるにつれて機械圧縮比が増大され、従って機関負荷が低くなるにつれて膨張比も増大される。なお、このときにもスロットル弁１７は全開状態に保持されており、従って燃焼室５内に供給される吸入空気量はスロットル弁１７によらずに吸気弁７の閉弁時期を変えることによって制御されている。

このように機関高負荷運転状態から機関負荷が低くなるときには実圧縮比がほぼ一定のもとで吸入空気量が減少するにつれて機械圧縮比が増大せしめられる。即ち、吸入空気量の減少に比例してピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積が減少せしめられる。従ってピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は吸入空気量に比例して変化していることになる。なお、このとき図９に示される例では燃焼室５内の空燃比は理論空燃比となっているのでピストン４が圧縮上死点に達したときの燃焼室５の容積は燃料量に比例して変化していることになる。

機関負荷が更に低くなると機械圧縮比は更に増大せしめられ、機関負荷がやや低負荷寄りの中負荷Ｌ1まで低下すると機械圧縮比は燃焼室５の構造上限界となる限界機械圧縮比（上限機械圧縮比）に達する。機械圧縮比が限界機械圧縮比に達すると、機械圧縮比が限界機械圧縮比に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では機械圧縮比が限界機械圧縮比に保持される。従って低負荷側の機関中負荷運転時および機関低負荷運転時には即ち、機関低負荷運転側では機械圧縮比は最大となり、膨張比も最大となる。別の言い方をすると機関低負荷運転側では最大の膨張比が得られるように機械圧縮比が最大にされる。

一方、図９に示される実施例では機関負荷がＬ1まで低下すると吸気弁７の閉弁時期が燃焼室５内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期となる。吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達すると吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域では吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持される。

吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に保持されるともはや吸気弁７の閉弁時期の変化によっては吸入空気量を制御することができない。図９に示される実施例ではこのとき、即ち吸気弁７の閉弁時期が限界閉弁時期に達したときの機関負荷Ｌ1よりも負荷の低い領域ではスロットル弁１７によって燃焼室５内に供給される吸入空気量が制御され、機関負荷が低くなるほどスロットル弁１７の開度は小さくされる。

一方、図９において破線で示すように機関負荷が低くなるにつれて吸気弁７の閉弁時期を早めることによってもスロットル弁１７によらずに吸入空気量を制御することができる。従って、図９において実線で示される場合と破線で示される場合とをいずれも包含しうるように表現すると、本発明による実施例では吸気弁７の閉弁時期は、機関負荷が低くなるにつれて、燃焼室内に供給される吸入空気量を制御しうる限界閉弁時期Ｌ1まで吸気下死点ＢＤＣから離れる方向に移動せしめられることになる。このように吸入空気量は吸気弁７の閉弁時期を図９において実線で示すように変化させても制御することができるし、破線に示すように変化させても制御することができる。

前述したように図８（Ｂ）に示す超高膨張比サイクルでは膨張比が２６とされる。この膨張比は高いほど好ましいが図７からわかるように実用上使用可能な下限実圧縮比ε＝５に対しても２０以上であればかなり高い理論熱効率を得ることができる。従って本実施例では膨張比が２０以上となるように可変圧縮比機構Ａが形成されている。

図１０は、本実施例の内燃機関の動弁機構を示す概略正面図である。本実施例の内燃機関のように、シリンダブロック２をクランクケース１に対して相対移動させる可変圧縮比機構Ａを備える場合には、クランクシャフト１００の回転を利用して吸気弁７及び排気弁９を開閉させる動弁機構は、可変圧縮比機構Ａの動作によりクランクケース１側に位置するクランクシャフト１００とシリンダブロック２側に位置する吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０との間の距離が変化するために、可変圧縮比機構Ａの動作に伴って移動する中継軸１０１を介して、クランクシャフト１００の回転を吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０に伝達するようにしている。

中継軸１０１は、シリンダブロック２に固定された回動軸１０２回りに回動するサポート１０３の先端に位置している。中継軸１０１には、第一タイミングプーリ１０４と第二タイミングプーリ１０５とが互いに同心状に連結されて取り付けられ、クランクシャフト１００のタイミングプーリ１０６と中継軸１０１の第一タイミングプーリ１０４とが第一ベルト状部材１０７により連結されると共に、中継軸１０１の第二タイミングプーリ１０５と吸気弁用カムシャフト７０の吸気弁用タイミングプーリ７１及び排気弁用カムシャフト９０の排気弁用タイミングプーリ９１とが第二ベルト状部材１０８により連結される。

ここで、各タイミングプーリとベルト状部材と組合せは、歯車と歯付ベルトとの組合せとしても、スプロケットとチェーンとの組合せとしても良く、また、これらに限定されることなく、クランクシャフト１００の回転角度が吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０とに正確に伝達される任意に組合せが使用可能である。

１０９は第二ベルト状部材１０８の吸気弁用タイミングプーリ７１側を支持する第一スリッパであり、１１０は第二ベルト状部材１０８の排気弁用タイミングプーリ９１側を支持する第二スリッパである。第二スリッパ１１０にはテンショナ１１１が接続されており、テンショナ１１１により第二スリッパ１１０を介して第二ベルト状部材１０８の張力が所望値に維持される。

中継軸１０１は、アーム１１２によってクランクシャフト１００との距離が一定に維持されるようになっている。それにより、可変圧縮比機構Ａの動作に伴ってシリンダブロック２がクランクケース１に対して移動しても、中継軸１０１は、クランクシャフト１００との距離が一定に維持されると共に、第二ベルト状部材１０８の張力が所望値に維持されるように移動する。１１３は、第一ベルト状部材１０７の張力を所望値に維持するためのテンショナである。

吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０を短くするためには、第二ベルト状部材１０８を第一ベルト状部材１０７より機関本体側に位置させることが好ましい。そのためには、中継軸１０１において、第二タイミングプーリ１０５を第一タイミングプーリ１０４より機関本体側（内側）に位置させることとなる。

クランクシャフト１００の二回転に対して吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０が一回転だけ駆動されるようにしなければならず、そのために、中継軸１０１において、第二タイミングプーリ１０５の歯数は、第一タイミングプーリ１０４の歯数の半分とされる。この場合には、第二タイミングプーリ１０５の外径は第一タイミングプーリ１０４の外径より小さくされる。

こうして、中継軸１０１には小径の第二タイミングプーリ１０５の手前側に大径の第一タイミングプーリ１０４が位置することとなると、そのままでは、第二ベルト状部材１０８の第二タイミングプーリ１０５への取り付けが困難となり、また、第二ベルト状部材１０８のタイミングマークと第二タイミングプーリ１０５のタイミングマークとの一致の確認も困難となる。

図１１は、本実施例の動弁機構の中継軸１０１の概略断面図である。同図に示すように、中継軸１０１は、機関本体側に位置してクランクシャフト１００との距離を一定に維持するための前述のアーム１１２の一端部に圧入（及び溶接）等により固定されている。アーム１１２の他端部は、アーム１１２がクランクシャフト１００の中心軸線に対して回動するように取り付けられている。中継軸１０１の外面には、回転部材１１４がベアリング１１５を介して取り付けられている。また、回転部材１１４の外面には、前述した第一タイミングプーリ１０４及び第二タイミングプーリ１０５が回転しないように取り付けられる。

具体的には、回転部材１１４の外面先端側（機関本体側）には外ネジ部１１４ａが形成され、この外ネジ部１１４ａには、第二タイミングプーリ１０５に形成された内ネジ部が螺合するようになっている。また、図１２に示すように、第一タイミングプーリ１０４は凹部１０４ａを具備し、第二タイミングプーリ１０５は凸部１０５ａを具備し、凹部１０４ａ及び凸部１０５ａが互いに嵌合することにより第一タイミングプーリ１０４が第二タイミングプーリ１０５に対して中継軸の外側に位置決めされる。それにより、第一タイミングプーリ１０４は、回転部材１１４に対して回転しない第二タイミングプーリ１０５に連結されるために、回転部材１１４に対して回転しないようになっている。ここで、互いに嵌合する凹部及び凸部は、第一タイミングプーリ１０４が凸部を有して、第二タイミングプーリ１０５が凹部を有するようにしても良い。

また、回転部材１１４の外面中間部には嵌合部１１４ｂが形成され、この嵌合部１１４ｂには、第一タイミングプーリ１０４及び第二タイミングプーリ１０５が回転部材１１４に対して同心状に嵌め込まれる。

中継軸１０１の回転部材１１４の外側には、シリンダブロック２に固定された回動軸１０２回りに回動するサポート１０３の先端部が、ベアリング１１６を介して回動可能に取り付けられている。中継軸１０１の外側端面には、サポート１０３の先端部が中継軸１０１から外れるのを防止するために押えボルト１１７が取り付けられている。

１１２ａは、アーム１１２に形成された油路であり、クランクケース１側に取り付けられるアーム１１２の基部からクランクケース１内の潤滑油が供給される。１０１ａはアーム１１２の油路１１２ａに連通する中継軸１０１の油路である。中継軸１０１の油路１０１ａは、ベアリング１１５に形成された穴部に連通し、クランクケース１内の潤滑油は、ベアリング１１５の外側へ流出する。必要ならば、回転部材１１４及び第二タイミングプーリ１０５にも油路１１４ｄ及び１０５ｄを形成することにより、これらの油路１１４ｄ及び１０５ｄを通してベアリング１１５の外側へ流出した潤滑油を、第一タイミングプーリ１０４に取り付けられた第一ベルト状部材１０７及び第二タイミングプーリ１０５に取り付けられた第二ベルト状部材１０８へも供給することができる。

本実施例の中継軸１０１は、このような構成を有しており、第二ベルト状部材１０８が第二タイミングプーリ１０５へ取り付けられる間は、サポート１０３、回転部材１１４、及び、第一タイミングプーリ１０４は、中継軸１０１から外されるようになっている。すなわち、サポート１０３、回転部材１１４、及び、第一タイミングプーリ１０４を、中継軸１０１に取り付ける前に、第二ベルト状部材１０８を第二タイミングプーリ１０５へ取り付けるようになっている。

それにより、第二タイミングプーリ１０５の外径が第一タイミングプーリ１０４の外径より小さくされていても、第二ベルト状部材１０８を第二タイミングプーリ１０５へ容易に取り付けることができ、また、第二ベルト状部材１０８のタイミングマークと第二タイミングプーリ１０５のタイミングマークとの一致も容易に確認することができる。

こうして第二ベルト状部材１０８が第二タイミングプーリ１０５へ取り付けられれば、その後に、前述したように凹部１０４ａ及び凸部１０５ａを互いに嵌合させて第一タイミングプーリ１０４を第二タイミングプーリ１０５に対して位置決めして連結させ、回転部材１１４の外ネジ部１１４ａを第二タイミングプーリ１０５の内ネジ部へ螺合させることにより、第一タイミングプーリ１０４と第二タイミングプーリ１０５との回転タイミングがずれることなく、回転部材１１４のフランジ部１１４ｃと第二タイミングプーリ１０５との間に第一タイミングプーリ１０４を固定することができる。このような回転部材１１４のネジ込みを可能とするために、回転部材１１４のフランジ部１１４ｃの外形は、正六角形状のような正多角形状とされている。その後に、中継軸１０１にはサポート１０３が取り付けられ、中継軸１０１の外側端面には、押えボルト１１７が取り付けられる。

本実施例の動弁機構は、クランクシャフト１００の回転を吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０へ伝達するものであるが、もちろん、クランクシャフト１００の回転を吸気弁用カムシャフト７０及び排気弁用カムシャフト９０の少なくとも一方のカムシャフトへ伝達するものであっても良い。

１クランクケース
２シリンダブロック
Ａ可変圧縮比機構
１０１中継軸
１０４第一タイミングプーリ
１０５第二タイミングプーリ
１０７第一ベルト状部材
１０８第二ベルト状部材

Claims

シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、中継軸を介して、クランクシャフトの回転を吸気弁用カムシャフト及び排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達する動弁機構が設けられ、前記中継軸には、機関本体に近い内側に位置するカムシャフト側の第二タイミングプーリと、外側に位置するクランクシャフト側の第一タイミングプーリとが互いに同心状に連結されて取り付けられ、前記第二タイミングプーリの外径が前記第一タイミングプーリの外径より小さくされており、前記第二タイミングプーリと前記第一タイミングプーリとは別体として形成され、前記第二タイミングプーリの回転を前記吸気弁用カムシャフト及び前記排気弁用カムシャフトの少なくとも一方のカムシャフトへ伝達するためのベルト状部材が前記第二タイミングプーリへ取り付けられる間は、前記第一タイミングプーリは前記中継軸から外されており、前記ベルト状部材が前記第二タイミングプーリへ取り付けられた後に、前記第一タイミングプーリを前記第二タイミングプーリに対して位置決めして連結させ、前記第一タイミングプーリ及び前記第二タイミングプーリの一方は、互いに嵌合する凹部及び凸部の一方を具備し、前記第一タイミングプーリ及び前記第二タイミングプーリの他方は、前記凹部及び前記凸部の他方を具備し、前記凹部及び前記凸部が互いに嵌合することにより前記第一タイミングプーリが前記第二タイミングプーリに対して位置決めされ、更に、前記中継軸の外面に回転部材がベアリングを介して取り付けられ、前記回転部材の外面に前記第一タイミングプーリ及び前記第二タイミングプーリが回転しないように取り付けられることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。