JPH0417791Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 産業上の利用分野 この考案は、内燃機関の圧縮比可変装置の改良
に関する。[Detailed Description of the Invention] Industrial Application Field This invention relates to an improvement of a variable compression ratio device for an internal combustion engine.

従来の技術 この種従来における内燃機関の圧縮比可変装置
としては、例えば第５図に示すようなものが知ら
れている（実開昭58−25637号公報参照）。BACKGROUND ART As a conventional compression ratio variable device of this kind for an internal combustion engine, one shown in FIG. 5, for example, is known (see Japanese Utility Model Application Publication No. 58-25637).

概略を説明すれば、コンロツド１の小端部１ａ
に連結されたピストンピン２の内側に、インナピ
ストン３が固定されていると共に、両端部２ａ，
２ｂには、アウタピストン４が支持されており、
このアウタピストン４は、両側壁に上下方向に沿
つて形成された略楕円状の長孔４ａ，４ｂを介し
て上記ピストンピン２の両端部２ａ，２ｂに遊嵌
状態に支持され、これによつてインナピストン３
の外周面に上下に摺動可能に被嵌している。ま
た、アウタピストン４とインナピストン３の上部
との間には上部液室５が、アウタピストン４の下
部内周に螺着された円環部７とインナピストン３
との間には、下部液室８が、夫々形成されてお
り、各液室５，８には、油圧回路９の途中に配置
され油圧切替弁１０や各スプリング１１ａ，１２
ａによつて閉方向に付勢された逆止弁１１，１２
を介して圧油が供給され、互いの容積変化に伴つ
てアウタピストン４を上下に移動させるようにな
つている。更に、上記油圧切替弁１０は、機関の
運転条件を検知するセンサ１３，１３やその信号
から加圧装置１４に命令を出す制御回路１５など
によつて制御されている。尚、図中６は、下部液
室８をシールするシール部材、１６はオイルパン
である。 Briefly, the small end 1a of the cooking rod 1
An inner piston 3 is fixed inside a piston pin 2 connected to both ends 2a,
An outer piston 4 is supported by 2b,
This outer piston 4 is supported in a loosely fitted state by both ends 2a and 2b of the piston pin 2 through substantially elliptical elongated holes 4a and 4b formed along the vertical direction in both side walls. Tsute inner piston 3
It is fitted onto the outer peripheral surface of the holder so as to be able to slide up and down. Further, an upper liquid chamber 5 is provided between the outer piston 4 and the upper part of the inner piston 3, and an annular portion 7 screwed onto the inner periphery of the lower part of the outer piston 4 and the inner piston 3 are connected to each other.
A lower liquid chamber 8 is formed between each of the liquid chambers 5 and 8, and a hydraulic pressure switching valve 10 and each spring 11a and 12 disposed in the middle of the hydraulic circuit 9 are located in each of the liquid chambers 5 and 8.
Check valves 11 and 12 biased in the closing direction by a
Pressure oil is supplied through the outer piston 4 to move the outer piston 4 up and down as the volumes change. Further, the hydraulic pressure switching valve 10 is controlled by sensors 13, 13 that detect the operating conditions of the engine, and a control circuit 15 that issues commands to the pressurizing device 14 from the signals thereof. In the figure, 6 is a seal member that seals the lower liquid chamber 8, and 16 is an oil pan.

考案が解決しようとする問題点 しかしながら、上記従来の圧縮比可変装置にあ
つては、アウタピストン４が長孔４ａ，４ｂを介
してピストンピン２の両端部２ａ，２ｂに支持さ
れているものの、該アウタピストン４がインナピ
ストン３を中心として周方向へ自由に回転可能に
なつている。このため、アウタピストン４の斯か
る継続的な正逆回転作用によつてピストンピン２
の両端部２ａ，２ｂが長孔４ａ，４ｂの孔縁に繰
り返し干渉して、該長孔４ａ，４ｂの孔縁が摩耗
し円周方向に拡大してしまう。これにより、アウ
タピストン４は、インナピストン３に対する自由
な回転が助長され、したがつてアウタピストン４
とインナピストン３との間のシール部材１７，１
８が摩耗し易くなり、両ピストン３，４間に〓間
が発生する。この結果、高圧縮比を得るために上
部液室５に供給された圧油が両ピストン３，４間
から多量にリークしてしまい、高圧縮比状態を精
度良く創成することが困難になる。Problems to be Solved by the Invention However, in the conventional variable compression ratio device described above, although the outer piston 4 is supported by both ends 2a and 2b of the piston pin 2 via the long holes 4a and 4b, The outer piston 4 can freely rotate around the inner piston 3 in the circumferential direction. Therefore, due to such continuous forward and reverse rotation of the outer piston 4, the piston pin 2
The ends 2a, 2b repeatedly interfere with the edges of the elongated holes 4a, 4b, causing the edges of the elongated holes 4a, 4b to wear out and expand in the circumferential direction. As a result, the outer piston 4 is encouraged to rotate freely relative to the inner piston 3, and therefore the outer piston 4 is encouraged to rotate freely relative to the inner piston 3.
and the inner piston 3.
8 becomes easy to wear, and a gap occurs between both pistons 3 and 4. As a result, a large amount of the pressure oil supplied to the upper liquid chamber 5 to obtain a high compression ratio leaks from between the pistons 3 and 4, making it difficult to accurately create a high compression ratio state.

而して、一般に高圧縮比の内燃機関にあつて
は、吸・排気バルブの傘部とピストン冠部との衝
突を防止し、バルブのリフト量を十分に確保する
ために、ピストンの冠部上面の所定位置に略三日
月状の窪みである所謂バルブリセスを形成したも
のが知られており、特にこのようなバルブリセス
を形成するものでは前述のようにアウタピストン
４の自由な回転に伴い吸気・排気バルブの傘部と
バルブリセスの位置ずれが生じ、この結果、アウ
タピストン４の冠部上面４ｃと図外の吸・排気バ
ルブの傘部が上死点付近で激しく衝突し、アウタ
ピストン４や吸・排気バルブが破損するといつた
問題がある。また、ピストンピンによつてアウタ
ピストンをせずに、単にインナピストンにアウタ
ピストンを被嵌したものにあつては、アウタピス
トンのインナピストンに対する自由な回転が一層
促進されるため、前述の問題をさらに招来し易く
なる。 Generally, in internal combustion engines with high compression ratios, in order to prevent collisions between the intake/exhaust valve caps and the piston crowns and to ensure sufficient lift of the valves, the piston crowns are It is known that a so-called valve recess, which is an approximately crescent-shaped recess, is formed at a predetermined position on the upper surface.In particular, in a valve recess formed with such a valve, as mentioned above, the intake and exhaust air flow is caused by the free rotation of the outer piston 4. A misalignment occurs between the valve head and the valve recess, and as a result, the crown upper surface 4c of the outer piston 4 and the head of the intake/exhaust valve (not shown) collide violently near the top dead center, causing damage to the outer piston 4 and the intake/exhaust valve. There is a problem when the exhaust valve is damaged. In addition, in the case where the outer piston is simply fitted onto the inner piston without using a piston pin to connect the outer piston, the free rotation of the outer piston relative to the inner piston is further promoted, and the above-mentioned problem is avoided. It becomes even easier to invite people.

問題点を解決するための手段 この考案は、上記従来の圧縮比可変装置の問題
点に鑑み案出されたもので、コンロツドに連結さ
れたピストンピンの両端部に支持された内周面が
上記インナピストンの外周面に軸方向へ摺動可能
に被嵌し、かつ外周面がシリンダボアの内周面に
沿つて軸方向へ摺動するアウタピストンと、該ア
ウタピストンと上記インナピストンとの間に形成
され、かつ内部に給排される圧油により上記アウ
タピストンを上下方向に移動させる上記液室とを
備えた圧縮比可変装置であつて、上記シリンダボ
アの軸心と同心上に設けられたアウタピストンの
軸方向の中心線を、インナピストンの軸方向の中
心線と偏心して配置しかつアウタピストンの周方
向の肉厚を異ならせたことを特徴としている。Means for Solving the Problems This invention was devised in view of the problems of the conventional variable compression ratio device described above. An outer piston that is slidably fitted in the outer circumferential surface of the inner piston in the axial direction and whose outer circumferential surface slides in the axial direction along the inner circumferential surface of the cylinder bore, and between the outer piston and the inner piston. and the fluid chamber that moves the outer piston in the vertical direction by means of pressure oil that is formed and supplied and discharged inside the compression ratio variable device, the outer piston being provided concentrically with the axis of the cylinder bore. The piston is characterized in that the axial center line of the piston is eccentric to the axial center line of the inner piston, and that the outer piston has a different wall thickness in the circumferential direction.

作 用 上記構成を有するこの考案によれば、機関の運
転状態に応じて高圧縮比あるいは低圧縮比を得る
には、上部液室に所定油圧回路などを介して圧油
を給排することにより、アウタピストンのインナ
ピストンに対する軸方向への摺動によつて行なわ
れる。一方、アウタピストンに円周方向への回転
力が加わつても、該アウタピストンと、ピストン
ピンを介してコンロツドに連結されたインナピス
トンとが偏心状態になつているため、アウタピス
トンがインナピストンを中心に回転しようとする
と、該アウタピストンの厚肉部位の外周面がシリ
ンダボアの内周面に当たつて、その自由な回転が
確実に規制される。このため、アウタピストンと
インナピストンとの摩耗の発生が防止されると共
に、バルブリセスの周方向への位置ずれが防止さ
れるのである。According to this invention having the above configuration, in order to obtain a high compression ratio or a low compression ratio depending on the operating state of the engine, pressurized oil is supplied and discharged to and from the upper liquid chamber via a predetermined hydraulic circuit, etc. , by sliding the outer piston in the axial direction with respect to the inner piston. On the other hand, even if a rotational force is applied to the outer piston in the circumferential direction, the outer piston and the inner piston, which is connected to the connecting rod via the piston pin, are eccentric, so the outer piston moves against the inner piston. When the outer piston attempts to rotate around the center, the outer circumferential surface of the thick portion of the outer piston comes into contact with the inner circumferential surface of the cylinder bore, and its free rotation is reliably restricted. This prevents wear between the outer piston and the inner piston, and also prevents the valve recess from shifting in the circumferential direction.

実施例 以下、この考案の実施例を図面に基づいて詳述
する。Embodiments Hereinafter, embodiments of this invention will be described in detail based on the drawings.

第１図〜第３図はこの考案の第１実施例を示
し、図中２１はピストンの外殻を形成するアウタ
ピストンであつて、このアウタピストン２１は、
外周面が図外のシリンダブロツク内に形成された
シリンダボアの内周面に沿つて軸方向へ摺動自在
に設けられていると共に、軸方向の中心線Ｙがシ
リンダボアの軸心と同心上に配置されている。ま
た、このアウタピストン２１は、第２図に示すよ
うに周方向の肉厚が図中右側が最大に左側が最小
となるように漸次周方向に沿つて異なるように形
成されている。さらに、このアウタピストン２１
は、冠部上面２１ａの所定位置２個所に図外の
吸・排気バルブの傘部との衝突を防止する略三日
月状のバルブリセス２１ｂが形成されていると共
に、下部内周に円環部２２が螺着されている。２
３はコンロツド２４に連結されたピストンピンで
あつて、このピストンピン２３は、内部に図中右
側が小径な円筒状の作動液室２５と、該作動液室
２５内を左右に摺動する後述の切替弁たるスプー
ル弁２６が設けられていると共に、両端部には、
中央に通孔２７ａ，２８ａを有する円環状のスト
ツパ２７，２８が固定されている。また、図中２
９は第３図にも示すようにこのピストンピン２３
にボス部３０，３０を介して固定されたインナピ
ストンであつて、このインナピストン２９は、第
２図に示すように上記アウタピストン２１の周方
向の肉厚変化に伴い軸方向の中心線Ｘがアウタピ
ストン２１の軸方向の中心線Ｙより図中右側位置
に偏心して配置されていると共に、外周面２９
ａ，アウタピストン２１の内周面２１ｃが軸方向
へ摺動可能に被嵌している。また、このアウタピ
ストン２１の上方移動に伴い該アウタピストン２
１の冠部下面２１ｄとインナピストン２９の上面
２９ｂとの間に上部液室３１が形成される一方、
下方移動に伴いアウタピストン２１の側面と該ア
ウタピストン２１の最大上方移動を規制する上記
円環部２２の上面とインナピストン２９の下面と
の間に円環状の下部液室３２が形成されており、
この各液室３１，３２に油圧回路３３を介して圧
油が供給・排出されて容積が変化し、アウタピス
トン２１を上下動させるようになつている。 1 to 3 show a first embodiment of this invention, in which numeral 21 denotes an outer piston forming the outer shell of the piston, and this outer piston 21 includes:
The outer peripheral surface is slidable in the axial direction along the inner peripheral surface of a cylinder bore formed in a cylinder block (not shown), and the axial center line Y is arranged concentrically with the axis of the cylinder bore. has been done. Further, as shown in FIG. 2, the outer piston 21 is formed so that the wall thickness in the circumferential direction is the largest on the right side of the figure and the smallest on the left side. Furthermore, this outer piston 21
In this example, approximately crescent-shaped valve recesses 21b are formed at two predetermined positions on the upper surface 21a of the crown portion to prevent collision with the umbrella portion of an intake/exhaust valve (not shown), and an annular portion 22 is formed on the inner periphery of the lower portion. It is screwed on. 2
3 is a piston pin connected to the connecting rod 24, and this piston pin 23 has a cylindrical hydraulic fluid chamber 25 with a small diameter on the right side in the figure inside, and a piston pin that slides left and right inside the hydraulic fluid chamber 25, which will be described later. A spool valve 26 is provided as a switching valve, and at both ends,
Annular stoppers 27 and 28 having through holes 27a and 28a in the center are fixed. Also, 2 in the figure
9 is this piston pin 23 as shown in FIG.
As shown in FIG. 2, the inner piston 29 is fixed to the outer piston 21 via the boss portions 30, 30, and as shown in FIG. is arranged eccentrically to the right side in the figure from the axial center line Y of the outer piston 21, and the outer peripheral surface 29
a, the inner circumferential surface 21c of the outer piston 21 is fitted so as to be slidable in the axial direction. Additionally, as the outer piston 21 moves upward, the outer piston 2
An upper liquid chamber 31 is formed between the lower surface 21d of the crown 1 and the upper surface 29b of the inner piston 29,
An annular lower liquid chamber 32 is formed between the side surface of the outer piston 21 as it moves downward, the upper surface of the annular portion 22 that restricts the maximum upward movement of the outer piston 21, and the lower surface of the inner piston 29. ,
Pressure oil is supplied to and discharged from each of the liquid chambers 31 and 32 via a hydraulic circuit 33 to change the volume, thereby causing the outer piston 21 to move up and down.

上記油圧回路３３は、コンロツド２４の内部軸
方向に形成されて上記作動液室２５と連通する主
通路３４と、ピストンピン２３とインナピストン
２９に上下方向に沿つて貫通形成されて、圧油を
作動液室２５から上部液室３１に供給する第１油
通路３５と、該第１油通路３５から図中左側位置
に略平行に貫通形成されて作動液室２５から上部
液室３１内に圧油を供給する第２油通路３６と、
該第２油通路３６と対向した位置に貫通形成され
作動液室２５から下部液室３２に圧油を供給する
第３油通路３７と、第１油通路３５の図中右側近
傍位置に平行に貫通形成されて上部液室３１から
作動液室２５と通孔２８ａ及びアウタピストン２
１側部の排出口２１ｅを介して外部に圧油を排出
する第４油通路３８とから構成されている。ま
た、第２油通路３６の通路断面積は、他の油通路
３５，３７，３８よりも小さく形成されている。
更に、上記第１油通路３５と第３油通路３７の
夫々には、前後の油圧によつて開閉作動するチエ
ツクボール３９，３９と切欠路を有する円環状の
通路構成部４０，４０とからなる逆止弁４１，４
２が設けられている。 The hydraulic circuit 33 includes a main passage 34 formed in the internal axial direction of the connecting rod 24 and communicating with the hydraulic fluid chamber 25, and a main passage 34 that passes through the piston pin 23 and the inner piston 29 in the vertical direction. A first oil passage 35 that supplies oil from the hydraulic fluid chamber 25 to the upper liquid chamber 31, and a first oil passage 35 that is formed to penetrate approximately parallel to the left side in the figure from the first oil passage 35 to supply pressure from the hydraulic fluid chamber 25 into the upper liquid chamber 31. a second oil passage 36 that supplies oil;
A third oil passage 37 is formed to pass through and supply pressure oil from the hydraulic fluid chamber 25 to the lower liquid chamber 32 at a position facing the second oil passage 36, and a third oil passage 37 is formed in parallel to a position near the right side of the first oil passage 35 in the figure. A through hole is formed from the upper liquid chamber 31 to the working liquid chamber 25, the through hole 28a and the outer piston 2.
The fourth oil passage 38 discharges pressure oil to the outside via the discharge port 21e on the first side. Further, the passage cross-sectional area of the second oil passage 36 is smaller than that of the other oil passages 35, 37, and 38.
Further, each of the first oil passage 35 and the third oil passage 37 includes check balls 39, 39 which are opened and closed by front and rear hydraulic pressure, and annular passage forming portions 40, 40 having cutout passages. Check valve 41, 4
2 is provided.

更に、上記スプール弁２６は、軸部２６ａの図
中左端部に断面略コ字形の第１スライド弁体２６
ｂが形成されていると共に、図中右端部には、第
１スライド弁体２６ｂよりも小径な円柱状の第２
スライド弁体２６ｃが形成されており、上記第１
スライド弁体２６ｂとストツパ２７との間に装着
されたスプリング４３によつて図中右方向へ付勢
されている。すなわち、作動液室２５内に大きな
油圧が作用しない場合は、スプリング４３のばね
力によつて第１油通路３５のみを開く位置に付勢
され、大きな油圧が作用するとスプリング４３の
ばね力に抗して左側に移動して第１油通路３５を
閉じ、第２，第３，第４油通路３６，３７，３８
を開くように切替え作動するようになつている。
尚、円環部２２とインナピストン２９との間に
は、シール部材等が存在せず、したがつて下部液
室３２内に供給された圧油は、摺動部位から僅か
にリークするようになつている。 Further, the spool valve 26 has a first slide valve body 26 having a substantially U-shaped cross section at the left end in the figure of the shaft portion 26a.
b is formed, and at the right end in the figure, there is a second cylindrical valve body having a smaller diameter than the first slide valve body 26b.
A slide valve body 26c is formed, and the first
A spring 43 installed between the slide valve body 26b and the stopper 27 biases it toward the right in the figure. That is, when a large oil pressure does not act in the hydraulic fluid chamber 25, only the first oil passage 35 is biased to a position where only the first oil passage 35 is opened by the spring force of the spring 43, and when a large oil pressure acts, it resists the spring force of the spring 43. and move to the left side to close the first oil passage 35 and open the second, third, and fourth oil passages 36, 37, 38.
It is designed to switch and operate in such a way that it opens.
Note that there is no sealing member or the like between the annular portion 22 and the inner piston 29, so that the pressure oil supplied to the lower liquid chamber 32 leaks slightly from the sliding portion. It's summery.

また、上記主通路３４に供給される圧油は、機
関のオイルパン４４から加圧装置たる一般のオイ
ルポンプ４５によつて圧送される。また、オイル
ポンプ４５で送出される圧油は、リリーフ通路４
６に配設された圧力調整弁４７によつて制御され
るようになつており、この圧力調整弁４７は、車
速センサ（図示せず）等からの出力信号を入力し
て機関運転状態を検出する制御回路４８によつて
開閉制御されている。 Further, the pressure oil supplied to the main passage 34 is pumped from an oil pan 44 of the engine by a general oil pump 45, which is a pressurizing device. Further, the pressure oil sent out by the oil pump 45 is transmitted to the relief passage 4.
This pressure regulating valve 47 detects the engine operating state by inputting an output signal from a vehicle speed sensor (not shown) or the like. The opening/closing is controlled by a control circuit 48.

以下、この実施例の作用について説明する。ま
ず、機関始動時や低負荷時などにおいて高圧縮比
を得る場合は、制御回路４８からの信号を受けた
圧力調整弁４７の開度が大きくなり、低圧力の圧
油が、第１図に示すように主通路３４から作動液
室２５に送られ、ここから第１油通路３５とこの
油圧で開かれた逆止弁４１を経て上部液室３１に
供給される。そして、この時点ではスプール弁２
６の各スライド弁体２６ｂ，２６ｃが第２，第
３，第４油通路３６，３７，３８を閉塞している
ため、上部液室３１の容積が速やかに増大し、こ
れに伴いアウタピストン２１が上昇して高圧縮比
状態となる。尚、圧縮あるいは膨張工程時に、ア
ウタピストン２１に圧縮圧あるいは燃焼圧力が作
用しても、逆止弁４１によつて圧油の逆流が防止
され、僅かにアウタピストン２１とインナピスト
ン２９との摺動部位からリークするにすぎない。
これも、排気工程時にアウタピストン２１が慣性
力で上昇した際、第１油通路３５から上部液室３
１内に補給されるため、高圧縮比状態が維持され
る。尚、上記上部液室３１へ圧油を供給する際
に、油圧によつてスプール弁２６を作動させる必
要がないので、オイルポンプ４５の負荷が小さく
て済むことは云うまでもない。 The operation of this embodiment will be explained below. First, in order to obtain a high compression ratio when starting the engine or under low load, the opening degree of the pressure regulating valve 47 increases upon receiving a signal from the control circuit 48, and the low-pressure pressure oil flows as shown in FIG. As shown, the oil is sent from the main passage 34 to the hydraulic fluid chamber 25, from where it is supplied to the upper liquid chamber 31 via the first oil passage 35 and the check valve 41 opened by this oil pressure. At this point, spool valve 2
Since each of the slide valve bodies 26b and 26c of No. 6 closes the second, third, and fourth oil passages 36, 37, and 38, the volume of the upper liquid chamber 31 increases rapidly, and as a result, the outer piston 21 increases, resulting in a high compression ratio state. Note that even if compression pressure or combustion pressure acts on the outer piston 21 during the compression or expansion process, the check valve 41 prevents the pressure oil from flowing back, and the sliding between the outer piston 21 and the inner piston 29 is slightly reduced. It just leaks from moving parts.
This also occurs when the outer piston 21 rises due to inertia during the exhaust process, from the first oil passage 35 to the upper liquid chamber 3.
Since the fuel is replenished within 1 hour, a high compression ratio state is maintained. It goes without saying that when supplying pressure oil to the upper liquid chamber 31, there is no need to operate the spool valve 26 by hydraulic pressure, so the load on the oil pump 45 can be reduced.

一方、高負荷時などに低圧縮比を得る場合は、
制御回路４８からの信号を受けた圧力調整弁４７
の開度が小さくなり、高圧力の圧油が主通路３４
から作動液室２５に送られ、この圧油によつて第
４図に示すようにスプール弁２６が図中左方向に
移動して第２〜第４油通路３６，３７，３８を開
き、同時に第１油通路３５を閉塞する。したがつ
てアウタピストン２１が燃焼圧力を受けた際に、
上部液室３１内の圧油は、第４油通路３８から外
部へ速やかに排出され、そして第３油通路３７を
通つて逆止弁４２を開きながら下部液室３２内に
供給される。したがつて、とりわけ第４油通路３
８からの圧油の排出作用により上部液室３１の容
積が速やかに減少しアウタピストン２１が下降し
て低圧縮比状態が応答性よく確保できる。 On the other hand, if you want to obtain a low compression ratio under high load,
Pressure regulating valve 47 receiving a signal from control circuit 48
The opening degree of the main passage 34 becomes smaller, and high pressure oil
This pressure oil moves the spool valve 26 to the left in the figure to open the second to fourth oil passages 36, 37, and 38, as shown in FIG. The first oil passage 35 is closed. Therefore, when the outer piston 21 receives combustion pressure,
The pressure oil in the upper liquid chamber 31 is quickly discharged to the outside from the fourth oil passage 38, and is supplied into the lower liquid chamber 32 through the third oil passage 37 while opening the check valve 42. Therefore, especially the fourth oil passage 3
8, the volume of the upper liquid chamber 31 is quickly reduced, the outer piston 21 is lowered, and a low compression ratio state can be ensured with good responsiveness.

また、この低圧縮比状態において下部液室３２
内の圧油によつて、排気行程時のアウタピストン
２１の上方慣性力によつてインナピストン２９と
円環部２２との干渉が防止される。一方、斯る排
気行程時においてアウタピストン２１が僅かに上
昇すると圧油が、第２油通路３６を通つて上部液
室３１に供給され、膨張行程時などに第４油通路
３８から排出されて上部液室３１内を循環するた
め、ピストン冠部の冷却作用が得られると共に、
圧油の劣化が防止される。尚、ここで第２油通路
３６は第４油通路３８よりも小径であるため、上
部液室３１に油が残留することがない。 In addition, in this low compression ratio state, the lower liquid chamber 32
The pressure oil inside prevents interference between the inner piston 29 and the annular portion 22 due to the upward inertial force of the outer piston 21 during the exhaust stroke. On the other hand, when the outer piston 21 rises slightly during the exhaust stroke, pressure oil is supplied to the upper liquid chamber 31 through the second oil passage 36, and is discharged from the fourth oil passage 38 during the expansion stroke. Since the liquid circulates within the upper liquid chamber 31, a cooling effect on the piston crown can be obtained, and
Deterioration of pressure oil is prevented. Note that since the second oil passage 36 has a smaller diameter than the fourth oil passage 38, no oil remains in the upper liquid chamber 31.

更にまた、上記アウタピストン２１は、ピスト
ンピン２３を介してコンロツド２４に連結された
上記インナピストン２９が偏心状態に配置されて
いるため、機関駆動中において、アウタピストン
２１に円周方向への回転力が加わり、インナピス
トン２９を中心として回転しようとすると、該ア
ウタピストン２１の肉厚部位の外周面がシリンダ
ボアの内周面に突き当たつて斯かる自由な回転が
確実に規制される。したがつて、バルブリセス２
１ｂの位置ずれが防止される。この結果、アウタ
ピストン２１の摩耗が防止できると共に、アウタ
ピストン２１の冠部上面２１ａと吸・排気バルブ
の傘部との衝突が回避され、上記高圧縮比状態を
適確に維持することができる。しかも、この実施
例では、ピストンピン２３を従来のようにアウタ
ピストンの長孔まで延長してアウタピストンを支
持するのではなく、インナピストン２９のみを支
持するようになつているため、ピストンピン２３
の長さを十分に短尺化することができ、これによ
つてピストン全体の軽量化が図れる。また、ピス
トンピン２３とアウタピストン２１が非接触状態
となつているため、上記のようなアウタピストン
２１に円周方向に回転力が加わつても打音や摩耗
の発生が十分に防止できる。 Furthermore, since the inner piston 29 connected to the connecting rod 24 via the piston pin 23 is eccentrically arranged in the outer piston 21, the outer piston 21 is prevented from rotating in the circumferential direction while the engine is being driven. When a force is applied and the outer piston 21 attempts to rotate around the inner piston 29, the outer circumferential surface of the thick portion of the outer piston 21 abuts against the inner circumferential surface of the cylinder bore, thereby reliably restricting such free rotation. Therefore, valve recess 2
Misalignment of 1b is prevented. As a result, wear of the outer piston 21 can be prevented, and collisions between the crown upper surface 21a of the outer piston 21 and the umbrella parts of the intake and exhaust valves can be avoided, and the above-mentioned high compression ratio state can be maintained appropriately. . Moreover, in this embodiment, instead of extending the piston pin 23 to the long hole of the outer piston to support the outer piston as in the conventional case, the piston pin 23 supports only the inner piston 29.
The length of the piston can be made sufficiently short, thereby making it possible to reduce the weight of the entire piston. Further, since the piston pin 23 and the outer piston 21 are in a non-contact state, even if a rotational force is applied to the outer piston 21 in the circumferential direction as described above, the generation of hitting noise and wear can be sufficiently prevented.

尚、上記実施例ではアウタピストン２１の中心
線Ｙに対してインナピストン２９の中心線ｘを偏
心させているが、逆にインナピストン２９に対し
てアウタピストン２１を偏心させることも可能で
ある。 In the above embodiment, the center line x of the inner piston 29 is eccentric with respect to the center line Y of the outer piston 21, but it is also possible to make the outer piston 21 eccentric with respect to the inner piston 29.

考案の効果 以上の説明で明らかように、この考案に係る内
燃機関の圧縮比可変装置によれば、特に、シリン
ダボアの軸心と同心上に設けられたアウタピスト
ンの軸方向の中心線を、インナピストンの軸方向
の中心線と偏心して配置しかつアウタピストンの
周方向の肉厚を異ならせたため、機関駆動中にお
いてアウタピストンに円周方向の回転力が加わり
インナピストンを中心に回転しようとすると、該
アウタピストンの厚肉部位の外周面がシリンダボ
アの内周面に突き当たつて自由な回転が確実に規
制される。したがつて、アウタピストンの内周面
とインナピストンの外周面の摩耗の発生が防止さ
れる。これによつて、両ピストン間の良好なシー
ル性能が維持されて、上部液室に供給された作動
油の多量のリークが防止される。この結果、高圧
縮比状態が速やかに得られると共に、該高圧縮比
状態を安定かつ確実に維持できる。Effects of the invention As is clear from the above explanation, according to the variable compression ratio device for an internal combustion engine according to the invention, in particular, the axial center line of the outer piston, which is provided concentrically with the axis of the cylinder bore, is Because the outer piston is placed eccentrically from the axial center line of the piston and has a different thickness in the circumferential direction, when the outer piston is subjected to a rotational force in the circumferential direction and tries to rotate around the inner piston while the engine is running, The outer circumferential surface of the thick portion of the outer piston abuts against the inner circumferential surface of the cylinder bore, thereby reliably restricting free rotation. Therefore, the occurrence of wear on the inner circumferential surface of the outer piston and the outer circumferential surface of the inner piston is prevented. This maintains good sealing performance between both pistons and prevents a large amount of hydraulic fluid supplied to the upper fluid chamber from leaking. As a result, a high compression ratio state can be quickly obtained, and the high compression ratio state can be stably and reliably maintained.

また、アウタピストンの冠面に周方向へ間欠的
にバルブリセスを形成したもにあつては、アウタ
ピストンの自由な回転が規制されることにより、
上記バルブリセスの周方向の位置ずれが防止され
る。このため、アウタピストンの冠面と吸気・排
気バルブの傘部との衝突が回避され、可変制御に
よつて得られた高圧縮比状態を適確に維持でき
る。 In addition, in cases where valve recesses are formed intermittently in the circumferential direction on the crown surface of the outer piston, free rotation of the outer piston is restricted.
Displacement of the valve recess in the circumferential direction is prevented. Therefore, collision between the crown surface of the outer piston and the umbrella portion of the intake/exhaust valve is avoided, and the high compression ratio state obtained by variable control can be maintained appropriately.

【図面の簡単な説明】[Brief explanation of the drawing]

第１図はこの考案の第１実施例を示す全体構成
図、第２図はこの実施例のアウタピストンとイン
ナピストンの平面図、第３図は第１図の−線
断面図、第４図はこの実施例の低圧縮比状態を示
す断面図、第５図は従来の圧縮比可変装置を示す
全体構成図である。 ２１……アウタピストン、２１ａ……冠部上
面、２３……ピストンピン、２４……コンロツ
ド、２９……インナピストン、２９ａ……外周
面、３１……上部液室、ｘ……インナピストン中
心線、Ｙ……アウタピストン中心線。 Fig. 1 is an overall configuration diagram showing a first embodiment of this invention, Fig. 2 is a plan view of an outer piston and an inner piston of this embodiment, Fig. 3 is a cross-sectional view taken along the - line in Fig. 1, and Fig. 4 5 is a sectional view showing a low compression ratio state of this embodiment, and FIG. 5 is an overall configuration diagram showing a conventional compression ratio variable device. 21...Outer piston, 21a...Top surface of crown, 23...Piston pin, 24...Conrod, 29...Inner piston, 29a...Outer peripheral surface, 31...Upper liquid chamber, x...Inner piston center line , Y... Outer piston center line.

Claims (1)

【実用新案登録請求の範囲】[Scope of utility model registration request] コンロツドに連結されたピストンピンの両端部
に支持されたインナピストンと、内周面が上記イ
ンナピストンの外周面に軸方向へ摺動可能に被嵌
し、かつ外周面がシリンダボアの内周面に沿つて
軸方向へ摺動するアウタピストンと、該アウタピ
ストンと上記インナピストンとの間に形成され、
かつ内部に給排される圧油により上記アウタピス
トンを上下方向に移動させる上記液室とを備えた
圧縮比可変装置であつて、上記シリンダボアの軸
心と同心上に設けられたアウタピストンの軸方向
の中心線を、インナピストンの軸方向の中心線と
偏心して配置しかつアウタピストンの周方向の肉
厚を異ならせたことを特徴とする内燃機関の圧縮
比可変装置。 An inner piston is supported by both ends of a piston pin connected to a connecting rod, and the inner circumferential surface is slidably fitted in the outer circumferential surface of the inner piston in the axial direction, and the outer circumferential surface is fitted onto the inner circumferential surface of the cylinder bore. an outer piston that slides in the axial direction along the inner piston, and an outer piston that is formed between the outer piston and the inner piston;
and the liquid chamber for moving the outer piston in the vertical direction using pressure oil supplied and discharged therein, the compression ratio variable device comprising: an axis of the outer piston provided concentrically with the axis of the cylinder bore; 1. A compression ratio variable device for an internal combustion engine, characterized in that a directional center line is eccentrically arranged from an axial center line of an inner piston, and the outer piston has a different circumferential wall thickness.