WO2002103178A1 - Variateur de rapport de compression de moteur a combustion interne - Google Patents

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WO2002103178A1
WO2002103178A1 PCT/JP2002/005702 JP0205702W WO02103178A1 WO 2002103178 A1 WO2002103178 A1 WO 2002103178A1 JP 0205702 W JP0205702 W JP 0205702W WO 02103178 A1 WO02103178 A1 WO 02103178A1
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piston
compression ratio
raising
internal combustion
combustion engine
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PCT/JP2002/005702
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Inventor
Makoto Hirano
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Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/044—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of an adjustable piston length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke

Definitions

  • the present invention relates to a compression ratio variable device for an internal combustion engine, and more particularly to a piston inner connected to a connecting rod via a piston pin, and a piston inner connected to the piston inner facing an outer end face to a combustion chamber.
  • the piston ratio can be moved between the low compression ratio position and the high compression ratio position near the combustion chamber.
  • the piston ratio is operated to the low compression ratio position to lower the engine compression ratio, and to the high compression ratio position. It relates to an improvement that operates to increase the compression ratio.
  • a piston shaft is screwed onto the outer periphery of the piston inner, and the piston rotor is rotated forward and reverse to advance and retreat with respect to the piston inner, thereby achieving a low compression ratio position and
  • the piston rotor is fitted to the outer periphery of the piston inner so that it can slide in the axial direction, for example, one that operates at the high compression ratio position (for example, see Japanese Patent Application Laid-Open No. H11-117779).
  • An upper hydraulic chamber and a lower hydraulic chamber are formed between the piston inner and the rotor, and the hydraulic pressure is alternately supplied to the hydraulic chambers to move the piston rotor to the low compression ratio position and the high compression ratio position. (For example, see Japanese Patent Publication No. 7-113133).
  • the present invention has been made in view of the above circumstances, and provides a variable compression ratio device for an internal combustion engine that can be easily and accurately operated at a low compression ratio position and a high compression ratio position without rotating a piston rotor. With the goal.
  • a variable compression ratio apparatus for an internal combustion engine includes a piston inner connected to a connector via a piston pin, and slidably fitted on the outer periphery of the piston inner only in the axial direction.
  • the piston can move between the low compression ratio position near the piston chamber and the high compression ratio position near the combustion chamber while the outer end face faces the combustion chamber.
  • a lifting member that is mounted to allow movement of the piston coater to the low compression ratio position and a raising member that moves between the raising positions that hold the piston toter at the high compression ratio position; and a lifting member that moves the piston member to the low compression ratio position.
  • the first feature is to have an actuary that alternately holds the position.
  • the raising member when the raising member is moved to the non-raising position by the actuator, the raising member allows the piston lifter to move to the low compression ratio position, so that the piston rotor is moved by the high pressure from the combustion chamber side. It can move to the low compression ratio position. Also, when the raising member is moved from the non-raising position to the raising position by the actuation, the piston shaft can be maintained at the high compression ratio position.
  • the piston rotor does not rotate with respect to the piston inner, so that the top shape of the piston rotor 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 piston is effectively reduced. Can be increased.
  • the large thrust received by the piston ater from the combustion chamber during the expansion stroke of the engine is received by the raising member. Therefore, the effect of the above-mentioned thrust on the actuator is also avoided, so that it is possible to reduce the output of the actuator and further downsize the actuator.
  • the present invention provides, in addition to the first feature, a natural external force that acts to move the raising member and the actuator over and over in the axial direction while the piston inner and the outer reciprocate.
  • the second feature is that the piston rod is configured to allow the piston to move between the low compression ratio position and the high compression ratio position.
  • the natural external force includes a frictional resistance received by the piston and the inner surface of the cylinder pore, an inertial force of the piston and an intake negative pressure acting on the piston and the like. According to this second feature, natural external force can be used to move the piston 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. In the evening, it is sufficient to have an output that simply moves the raising member between the non-raising position and the raising position, so that the capacity and size of the actuator can be reduced.
  • the raising member is interposed between the piston finner and the filter so as to be rotatable between the non-raising position and the raising position around their axes.
  • a first cam and a second cam formed in a convex shape on an axially facing surface of the raising member and one of the piston inner and the outer, respectively, and the first and second cams are formed by the raising member;
  • a third aspect is to have a slope that slides so as to separate from each other in the axial direction when rotating from the non-raising position to the raising position, and a flat top surface that abuts each other when the raising member reaches the raising position.
  • the first and second cams slide away from each other in the axial direction while sliding on the slopes, thereby causing the piston rotor to have a high compression ratio.
  • the first cam and the second cam contact the flat top surfaces of each other when the raising member reaches the raising position, so that the piston rotor receives from the combustion chamber during the expansion stroke of the engine. This thrust acts perpendicularly on the flat top surface, and can reliably prevent the raising member from acting as a rotating torque.
  • the raising member is interposed between the non-raising position and the raising position around the axis between the piston inner and the outer, and the raising member is provided.
  • Shaft of member and one of piston inner and outer A first cam and a second cam, each of which is formed in a convex shape, are formed on the opposing surfaces, and the first and second cams have a flat top surface that comes into contact with each other when the raising member reaches the raising position.
  • the fourth feature is that it has a steep wall that descends almost perpendicularly to the root of each cam from both sides ⁇ in the circumferential direction of the surface.
  • the working stroke angle of the raising member is set small, and the top surface of each cam is formed wide.
  • the responsiveness of the raising members can be improved, and the surface pressure acting on the top surface can be reduced, so that their durability can be improved.
  • the piston inner is engaged with the piston inner during the piston inner and the piston outer when the piston outer comes to a low compression ratio position.
  • a fifth feature is that a biston coater locking means for stopping is provided.
  • the piston chamber is disposed between the piston inner and the piston outer when the piston outer reaches a high compression ratio position with respect to the combustion chamber with respect to the piston inner.
  • a sixth feature is that a piston rotor restricting means for restricting movement to the piston is provided.
  • the integrated operation of the piston tonner and the piston auta can be guaranteed.
  • the present invention further comprises: a hydraulic actuating means for actuating the actuating unit by hydraulic pressure of a hydraulic source to move the raising member to a raising position;
  • a seventh feature is that the return spring is biased to the non-raised position side.
  • the hydraulic actuation means requires only one hydraulic chamber, Simplification can be achieved.
  • the piston valve locking means further includes an operating position supported by the piston inner and engaged with a locking groove on the inner peripheral surface of the piston rotor.
  • a locking member that moves between a retracted position that separates from the locking groove; an operating spring that urges the locking member to the operating position;
  • An eighth feature is that it is constituted by a hydraulic pressure return means operating to the pressure. According to the eighth feature, only one hydraulic chamber is sufficient for the piston-outer locking means, and the configuration can be simplified.
  • the actuating unit is actuated by hydraulic pressure of a hydraulic source to move a raising member to a raising position; And a return spring for urging the non-raised position side.
  • the piston-outer locking means includes an operating position supported by a piston-inner and engaged with a locking groove on an inner peripheral surface of the piston-outer. A locking member that moves between the retracted positions to be disengaged, an operating spring that urges the locking member to the operating position, and hydraulic pressure return means that operates the locking member to the retracted position by operating the hydraulic pressure of the hydraulic power source.
  • the present invention is configured to simultaneously supply the hydraulic pressure of a hydraulic source to the hydraulic operating means and the hydraulic return means.
  • the actuator and the piston rotor locking means can be operated rationally with a common hydraulic pressure, and the hydraulic circuit can be simplified.
  • the present invention has a tenth feature in that, in addition to the first feature, a plurality of sets of the actuators are arranged along a circumferential direction of the raising member.
  • the present invention further provides that
  • the first feature is that a plurality of sets are arranged at equal intervals along the circumferential direction of the member. According to this eleventh feature, during the operation of a plurality of factories, the lifting member can be smoothly rotated without applying an eccentric load to the raising member.
  • the present invention is characterized in that, in addition to the tenth or eleventh features, two sets of the actuators are arranged with the piston pin interposed therebetween.
  • the two sets of factories can be arranged at equal intervals in the circumferential direction of the raising member without interference with the piston pin, and the piston can be inserted into the narrow interior of the piston.
  • the installation of akuchiyue can be done more easily.
  • the actuating unit is provided so as to be slidable on the same axis along the rotation direction of the raising member in the screwdriver, so that the actuating member can be slid.
  • An operating member and a return member opposed to each other with the pressure receiving portion interposed therebetween, and the operating member and the return member are alternately operated so that the raising member is alternately rotated to the non-raising position and the raising position. Is the 13th feature.
  • the actuator is slidably disposed on the piston inner on the same axis along the rotation direction of the raising member, and sandwiches the pressure receiving portion of the raising member. Since the actuator is composed of the operating member and the return member that face each other, the size of the actuator can be reduced, and the arrangement of the actuator in the narrow interior of the piston can be facilitated.
  • the actuating member and the return member are slidably fitted in the same cylinder hole formed in the piston piston and face each other with the pressure receiving portion interposed therebetween.
  • the 14th feature is that it consists of an operating plunger and a return plunger.
  • simplification of processing and simplification of the configuration can be achieved by common use of the cylinder holes of the operating plunger and the return plunger.
  • the present invention further provides the actuating member and the return member on the same axis which intersects at right angles to a radius line of the raising member passing through the center of the pressure receiving portion.
  • the arrangement is a fifteenth feature.
  • the operating force of the operating member and the returning force of the returning member are transmitted to the pressure receiving portion.
  • the first aspect is that a plurality of the actuators are arranged at equal intervals along the circumferential direction of the raising member.
  • the actuation of a plurality of factories can smoothly rotate the raised member without applying an uneven load to the raised member.
  • the piston-outer regulating means corresponds to a stop ring 18, 118 in an embodiment of the present invention described later.
  • the hydraulic operating means corresponds to the operating plungers 23, 123 and first hydraulic chambers 25, 125 described later, and the hydraulic pressure returning means corresponds to the second hydraulic chambers 37, 133, Corresponds to pistons 38, 1 38.
  • a seventeenth feature is that two sets of the actuators are arranged with the piston pin interposed therebetween. According to the seventeenth feature, two sets of factories can be arranged at equal intervals in the circumferential direction of the raising member without interference with the piston pin, so that the piston can be inserted into the narrow interior of the piston. It is easy to set up an event.
  • FIG. 1 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 first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line 2-2 of FIG.
  • 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. 2
  • Fig. 6 is a sectional view taken along line 6-6 in Fig. 2.
  • Fig. 7, Fig. 7 shows the state of high compression ratio
  • Fig. 2 is a sectional view taken along line 8-8 in Fig. 7, Fig.
  • FIG. 11 is a vertical 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 12-2 of FIG.
  • Fig. 13 is a sectional view taken along the line 13--13 in Fig. 2
  • Fig. 14 is a sectional view taken along the line 14- 14 in Fig. 12
  • Fig. 15 is a sectional view taken along the line 15--1 in Fig. 12.
  • Fig. 16 is a sectional view taken along the line 16--16 in Fig. 12, Fig.
  • FIG. 16 is a sectional view taken along the line 17--17 in Fig. 12, Fig. 18 Shows the state of high compression ratio.
  • the engine body 1 of the internal combustion engine E includes a cylinder block 2 having a cylinder bore 2a, a crankcase 3 coupled to a lower end of the cylinder block 2, and a cylinder bore 2a.
  • a cylinder head 4 having a combustion chamber 4a connected to the upper end of a cylinder block 2 and having a small end of a connecting rod 7 attached to a piston 5 slidably fitted in a cylinder pore 2a. 7a is connected via a piston pin 6, and the large end 7b of the connecting rod 7 is connected to a crankshaft 9 of a crankshaft 9 rotatably supported by a crankcase 3 via a pair of left and right bearings 8, 8 '. Linked to 9a.
  • the piston 5 is slidable on a piston inner 5a connected to a small end 7a of a connecting rod 7 via a piston pin 6, and on an outer peripheral surface of the piston inner 5a and an inner peripheral surface of the cylinder hole 2a.
  • the piston ring has a top surface facing the combustion chamber 4a and a piston ring 5b.
  • a plurality of piston rings slidably contact the outer circumference of the piston outer 5b and the inner circumference of the cylinder pore 2a. 10 a to l 0 c are attached. As shown in Fig. 2 and Fig.
  • a plurality of spline teeth 11a and spline teeth extending in the axial direction of the piston 5 and engaging with each other are provided on the sliding engagement surfaces of the piston inner and the outer 5a, 5b. Grooves 11b are formed respectively, so that the piston finner and the gears 5a and 5b cannot rotate relative to each other about their axes.
  • annular raising member 14 which is rotatably fitted to a pivot portion 12 integrally protruding from the upper surface is placed.
  • the pivot 12 is divided into a plurality (two in the figure) of blocks 12a, 12a to receive the small end 7a of the connecting rod 7.
  • the raising member 14 is capable of rotating between the first and raising positions A and B set around its axis, and moves the piston outer 5b to the low compression ratio position near the piston inner 5a with the reciprocating rotation.
  • L see Figures 2 and 10A
  • a cam mechanism 15 for alternately moving to the specific position H is provided between the raising member 14 and the piston outer 5b.
  • the cam mechanism 15 has a plurality of convex first cams 16 formed on the upper surface of the raising member 14 and the lower surface of the top wall of the piston coater 5b. It is composed of a plurality of convex second cams 17 formed, and these first cams 16 and second cams 17 are circumferentially connected to each other when the raising member 14 is at the non-raising position A.
  • the piston rotor 5b is allowed to shift to the low compression ratio position L alternately.
  • the first cam 16 and the second cam 17 have slopes 16a, 16a, which slide so that they are separated from each other in the axial direction when the raising member 14 rotates from the non-raising position A to the raising position B.
  • FIG. 1 Between the inner piston 5a and the raising member 14, there is provided an actuator 20 for rotating the raising member 14 to the first and raising positions A and B.
  • the case 20 will be described with reference to FIGS. 2, 5, and 6. FIG.
  • 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 2 are provided in these cylinder holes 21 and 22. 3, 24 are slidably fitted.
  • the tips of the actuating and returning plungers 23 and 24 project in the same direction from the first and second cylinder holes 21 and 22 and the first and second pressure receiving pieces 1 abutting on these tips are disposed.
  • 4 a and 14 b project from the lower surface of the raising member 14.
  • a first hydraulic chamber 25 facing the inner end of the operating plunger 23 is defined in the first cylinder hole 21.
  • the operating plunger 23 receives the hydraulic pressure and is actuated.
  • the raising member 14 is rotated to the raising position B via the first pressure receiving piece 14a.
  • a spring chamber 25 is defined in the second cylinder hole 22 so that the inner end of the return plunger 24 faces the return cylinder 27.
  • the adjuster 24 urges the raising member 14 toward the non-raising position A via the second pressure receiving piece 14b.
  • the 'non-raised position A' of the raised member 14 is defined by the first pressure receiving piece 14a abutting the tip of the operating plunger 23 abutting the bottom surface of the first cylinder hole 21 (see Fig. 5). ),
  • the raised position B of the raised member 14 is defined by the contact of the second pressure receiving piece 14b with the tip of the return plunger 24 that contacts the bottom surface of the second cylinder hole 22 (see Fig. 9). ).
  • the raising member 14 and the actuator 20 are used for the inertia force of the piston rotor 5b, the frictional resistance of the piston rotor 5b from the inner surface of the cylinder pore 2a, and the negative pressure of the intake air acting on the piston rotor 5b.
  • the piston 5a moves between the low compression ratio position L and the high compression ratio position H due to a natural external force acting on the piston inner and the outer 5a, 5b so as to axially separate or approach each other. To allow.
  • a piston outer locking means 30 for locking the piston outer 5b to the piston inner 5a when the piston outer 5b reaches the low compression ratio position L is provided.
  • Can be The piston means locking means 30 will be described with reference to FIGS.
  • a plurality of circumferentially extending locking grooves 31 are formed at equal intervals on the inner peripheral surface of the piston inner 5a, and when the piston outer 5b comes to the low compression ratio position L, these locking grooves 3 are formed.
  • a plurality of locking levers 32 are swingably attached to the piston inner 5a via the pivot shaft 33 so that they can be engaged with and disengaged from 1. That is, the locking lever 32 swings between an operating position C (see FIG. 4) engaging with the locking groove 31 and a retreating position D (see FIG. 8) disengaging from the locking groove 31. can do.
  • Each locking lever 32 has a long arm 3 2a that engages with and disengages from the locking groove 31 and a short arm 3 that extends opposite to the long arm 3 2a with the pivot shaft 33 interposed therebetween.
  • An operating spring 34 for urging the long arm 32a in the direction of engagement with the locking groove 31 is contracted between the long arm 32a and the piston inner 5a.
  • a positioning projection 35 is formed on the long arm 32a to fit into the inner periphery of the operating spring 34 and hold it at a fixed position.
  • a plurality of cylinder holes 36 are formed in the piston inner 5a corresponding to the respective short arm portions 32b, and a plurality of pistons 3 slidably fitted in these cylinder holes 36 are formed.
  • Each cylinder bore 36 defines a second hydraulic chamber 37 facing the inner end of the corresponding piston 38.
  • the second hydraulic chamber 37 receives the hydraulic pressure and receives the piston 38
  • the lock lever 32 is actuated so that it can be disengaged from the lock groove 31 by staking the force of the spring 34.
  • 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, 43 connected to the first and second hydraulic chambers 25, 37 are provided across the piston pin 6 and the piston inner 5a.
  • the oil chamber 41 is connected to an oil passage 44 provided between the piston pin 6, the connecting rod 7, and the crankshaft 9, and the oil passage 44 is connected to the solenoid valve 45 via an electromagnetic switching valve 45.
  • the pump is connected to an oil pump 46 as a hydraulic pressure source and an oil sump 47 so as to be switchable.
  • the solenoid valve 45 is de-energized as shown in Fig. 1 and the oil passage 44 is filled with oil. 4 Connect to 7.
  • 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 in FIG.
  • the return plunger 24 presses the second pressure receiving piece 14b with the urging force of the return spring 27 to rotate the raising member 14 to the non-raising position A.
  • the first cam 16 and the second cam 17 of the cam mechanism 15 are arranged with their tops shifted from each other, so that the combustion chamber can be moved during the expansion stroke or the compression stroke of the engine. 4
  • the piston auter 5b is pressed against the piston inner 5a by the pressure on the side a, or when the piston 5 ascends, the frictional resistance generated between the piston ring 10a to 10c and the inner surface of the cylinder pore 2a
  • the piston outer 5b is pressed against the piston inner 5a, or in the latter half of the downward stroke of the piston 5 as the piston inner 5a is decelerated, the piston outer 5b is pressed against the piston inner 5a due to its inertia.
  • the piston lever locking means 30 includes a locking lever 32 pivotally supported by the piston inner 5a and a locking groove 31 of the piston outer 5b. Since they face each other, the locking lever 32 swings by the urging force of the operating spring 34 so as to engage the long arm 32a with the locking groove 31.
  • the low compression ratio position L of piston piston 5b is maintained by engagement of stop groove 31.
  • the electromagnetic switching valve 45 is energized and the oil passage 44 is connected to the oil pump 46.
  • the discharge hydraulic pressure of 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.
  • the piston 38 receives the oil pressure in the second hydraulic chamber 37 to swing the locking lever 32 to the retracted position D against the urging force of the operating spring 34, as shown in FIG. Remove the long arm 3 2a from the locking groove 31 of the piston 5b.
  • the piston rotor 5b when moving between the low compression ratio position L and the high compression ratio position H, the piston rotor 5b is formed on the mating surface of the piston inner 5a and the piston outer 5b, and moves toward each other.
  • the rotation of the piston inner 5a relative to the piston inner 5a is restricted by the spline teeth 11a and the spline grooves 11 slidably engaged with the piston.
  • the compression ratio at the high compression ratio position H of the piston rotor 5b can be effectively increased.
  • the piston rotor 5b at the high compression ratio position H of the piston rotor 5b, during the expansion stroke of the engine, the piston rotor 5b
  • the large thrust received from 4a acts perpendicularly on the flat top surfaces 16b, 17b of the first and second cams 16 and 17 which abut each other, so that the lifting member 14 is caused by the thrust. It is not rotated, so the hydraulic pressure supplied to the first hydraulic chamber 25 does not need to be high enough to resist the thrust, and there are some air bubbles in the first hydraulic chamber 25. However, there is no problem because the piston counter 5b can be stably held at the high compression ratio position H.
  • the piston 5b When the piston 5b rises from 5a, it rises from the piston inner 5a and can easily reach the high compression ratio position H. As a result, in conjunction with the operation of Actuator 20, the piston 5b can be quickly moved to the high compression ratio position H, contributing to improved responsiveness.
  • the friction between the piston ring 10a to 10c and the inner surface of the cylinder pore 2a are particularly effective. Also, while the above-mentioned frictional resistance changes relatively little with changes in engine speed, the inertia force of the piston 5b increases quadratically as the engine speed increases. Therefore, the frictional resistance is dominant in the low engine speed range for the position change of the piston rotor 5b, and the piston speed is high in the high engine speed range. The inertia force of b is dominant.
  • the actuator 20 is operated by the hydraulic pressure of the first hydraulic chamber 25 to move the raising member 14 from the non-raising position A to the raising position B, and an operating plunger 23 and a first hydraulic chamber 2.
  • the return chamber 27 is operated by the biasing force of the return spring 27 to return the raising member 14 from the raising position B to the non-raising position A, so that the hydraulic chamber 2 5 Is sufficient in one room, and the configuration can be simplified.
  • the piston lock mechanism 30 is provided between the operating position C, which is supported by the piston inner 5a and engages with the locking groove 31 of the piston outer 5b, and the retracted position D, which is disengaged from the locking groove 31.
  • the lock lever 32 that moves the lock lever, the operating spring 34 that urges the lock lever 32 to the operating position C, and the hydraulic lever in the second hydraulic chamber 37 move the lock lever 32 backward. Since it is composed of the piston 38 that moves to the position D, only one hydraulic chamber 37 is required in this locking means 30, and the configuration can be simplified.
  • first and second hydraulic chambers 25 and 37 are switchably connected to the oil pump 46 and the oil reservoir 47 via a common electromagnetic switching valve 45, they have a common hydraulic pressure.
  • the actuator 20 and the piston abutment locking means 30 can be operated rationally, the hydraulic circuit can be simplified, and a variable compression ratio device can be provided at low cost.
  • FIGS. 11 to 21C Next, a second embodiment of the present invention shown in FIGS. 11 to 21C will be described.
  • the piston 105 is composed of a piston inner 105 a connected to the small end 107 a of the connecting rod 107 via a piston pin 106, A piston rotor 105b, which is slidably fitted to the outer peripheral surface of the inner 105a and the inner peripheral surface of the cylinder pore 102a, and whose top surface faces the combustion chamber 104a.
  • a plurality of piston rings 110a to 110c that are slidably in close contact with the inner peripheral surface of the cylinder bore 102a are mounted on the outer periphery of the piston bore 105b. Further, as shown in FIGS.
  • a plurality of spline teeth 1 extending in the axial direction of the piston 105 and engaging with each other are provided on the axially engaging surfaces of the piston inner and the outer 5a, 5a.
  • 11a and spline grooves 1 11b are formed respectively, so that the biston finner and the outer layers 105a and 105b cannot rotate relative to each other about their axes.
  • 12 and 17 on the upper surface of the piston inner 105a, an annular raising member 114 rotatably fitted to the pivot 12 protruded integrally from the upper surface is mounted.
  • a holding ring 150 that holds the upper surface of the 114 and prevents it from coming off the pivot 112 is fixed to the upper surface of the pivot 112 with a screw 151.
  • the pivot 12 is divided into a plurality (four in the figure) of blocks 112a, 112a to receive the small end 107a of the connecting rod 107.
  • the raising member 114 is capable of rotating between the first and raising positions A and B set around its axis, and moves the piston rotor 105b to the low compression ratio position L near the piston inner 105a with the reciprocating rotation. (See Fig. 12 and Fig. 21A) and the force mechanism 115 that alternately moves between the high compression ratio position H near the combustion chamber 104a (see Fig. 18 and Fig. 21C). It is provided between them.
  • 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 first cams 116 formed on the lower surface of the top wall of the piston coater 105b.
  • both side surfaces of the first cam 116 and the second cam 117 which are arranged in the circumferential direction of the raising member 114, are steep wall surfaces 116a, 117a which stand vertically from the roots of the cams 116, 117, respectively.
  • the flat top surfaces 116b and 117b connecting the upper and lower sides of the two walls 1 16a and 117a are brought into contact with each other when the raising member 114 reaches the raising position B and pressurize the piston rotor 105b at a high compression ratio.
  • the piston inner 105b 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.
  • the retaining ring 118 that contacts the lower end of a Locked to the inner peripheral surface of the lower end of the piston 105b.
  • a plurality of sets 120 for rotating the raising member 114 to the first and raising positions A and B are provided between the piston inner 105a and the raising member 114.
  • two sets are provided between the piston inner 105a and the raising member 114.
  • the structure in the case where two sets of Actuyue 1/20 are arranged is described below.
  • the piston inner 105a has a pair of bottomed cylinder holes 121, 121 extending in parallel with the piston pin 106 therebetween, and a long hole 154 penetrating through the upper wall in the middle of each cylinder hole 121, 121.
  • 154 are provided integrally with the lower surface of the raising member 114, and a pair of pressure receiving pins 114a, 114a are arranged on the diameter line. It is facing.
  • the slots 154, 154 do not prevent the pressure receiving pins 114a, 114a from moving between the non-raising position A and the raising position B together with the raising member 114.
  • Actuating plungers 123, 123 and bottomed cylindrical return plungers 124, 124 are slidably fitted in the cylinder holes 121, 121 with the corresponding pressure receiving pins 114a, 114 interposed therebetween.
  • the operating plungers 123, 123 and the return plungers 124, 124 are arranged point-symmetrically with respect to the axis of the piston 105, respectively.
  • a first hydraulic chamber 125 is defined in which the end of the operating plunger 23 opposite to the pressure receiving pin 114a faces, and when the hydraulic pressure is supplied to the chamber 125, the hydraulic pressure is received.
  • the operating plunger 23 rotates the raising member 114 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 the oil passage 144 is connected to an oil pump 146 serving as a hydraulic pressure source via a solenoid-operated switching valve 145. And the oil sump 147 are switchably connected.
  • spring retaining rings 152, 152 are locked by stopper rings 153, 153, and a return spring is provided between the spring retaining rings 152, 152 and the return plungers 124, 124.
  • a return spring 127 made of a coil spring urges the plungers 124, 124 toward the pressure receiving pins 114a, 114a, respectively.
  • the return plungers 124, 124 can rotate the raising member 114 to the non-raising position A via the pressure receiving pins 114a, 114a by the urging force of the return springs 127, 127.
  • Each of the operating plungers 123 is made of a hollow plunger body 123a and a hard material cap 123b that is pressed into and fixed to the open end of the plunger body 123a in order to reduce the weight.
  • the cap 123b is arranged so as to contact the pressure receiving pin 114a.
  • Each return plunger 124 also has a cup shape to reduce its weight, and is arranged so that its bottom wall is in contact with the pressure receiving pin 114a.
  • Each spring retaining ring 152 is provided with a cylindrical skirt 152a inside the return spring 127 and entering the return plunger 124, thereby preventing the return spring 127 from buckling.
  • the non-raising position A of the raising member 114 is defined by the pressure receiving pin pieces 114a, 114a abutting the tips of the operating plungers 123, 123 abutting on the bottom surfaces of the cylinder holes 121, 121 (see Fig. 15).
  • the raised position B of the raising member 114 is defined by the contact of the pressure receiving pin 114a with the distal end of the return plunger 24 which contacts the sliding portion 152a of the spring retaining ring 152 (see FIG. 20). In this way, in the non-raising position A of the raising member 114, the first and second forces 116, 117 that are in contact with each other are prevented from coming into contact with the side surfaces, and the piston auter 105b moves smoothly to the high compression ratio position H. Becomes possible.
  • FIGS. 11 to 21C Since other configurations such as the piston-outer locking means 130 and the like are the same as those of the first embodiment, in FIGS. 11 to 21C, the parts corresponding to the first embodiment are denoted by the reference numerals of the first embodiment. The reference number obtained by adding 100 to the number of, is omitted.
  • the movement of the piston 105b from the low compression ratio position L to the high compression ratio position H and the movement of the piston 105b from the high compression ratio position H to the low compression ratio position L are caused by the reciprocating movement of the piston 105. It uses only the natural external force acting on the inner and inner pistons 105a and 105b to move them apart or close in the axial direction (see Fig. 21B). Therefore, factory 120 simply moves raising member 114 between non-raising position A and raising position B, as shown in Figure 21C. It is sufficient if the output is as high as possible, and the capacity and size of the actuator 120 can be reduced.
  • both side surfaces arranged in the direction of movement can be made the sloped surfaces 116a and 117a, and the slopes 16a and 17a as in the first embodiment described above. Because of the lack of, the working stroke angle of the raising member 114 can be set small, and the top surfaces 116b and 117b of each of the cams 116, 117 can be formed wider. The surface pressure acting on the top surfaces 116b and 117b can be reduced, and their durability can be improved.
  • the factories 120 for operating the raising members 114 are arranged at equal intervals in a plurality of sets. Since it is possible to rotate around smoothly, and since the total output of multiple sets of actuators 120 is large, it is possible to reduce the capacity of each set of actuators 120 and further reduce the size.
  • the operating plunger 123 and the return plunger 124 which are the components of the actuator 120 of each set, are fitted into the common cylinder hole 121 formed in the piston inner 105a, so that the structure is simple and the hole is simple. Processing is simple and can contribute to cost reduction.
  • the cylinder holes 121 and 121 are formed in the piston inner 105a in parallel with the piston pin 106, so that the cylinder pin 121 does not interfere with the piston pin 106.
  • Two sets of actuators 120, 120 can be arranged at equal intervals in the circumferential direction of the piston 105.
  • the axes of the actuation and return plungers 123 and 124 are arranged so as to intersect the axis of each pressure receiving pin 114a at a right angle to the radius line of the pivot 112, the actuation and return plungers 123 and 124 The pressing force 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.
  • the contact area is the same as in the case of the first embodiment.
  • the surface pressure is wider than that of, and it can contribute to the improvement of durability.
  • the present invention is not limited to the above embodiment, and various design changes can be made without departing from the gist of the present invention.
  • the operation of the solenoid operated directional control valves 45 and 145 may be reversed from that of the above embodiment. That is, the oil passages 44, 144 can be connected to the oil pumps 46, 146 when the switching valves 45, 145 are not energized, and the oil passages 44, 144 can be connected to the oil reservoirs 47, 147 when the switching valves 45, 145 are energized.

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Description

明細書 内燃機関の圧縮比可変装置
発明の分野
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， ビストンィ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ァウタとで構成し， ピストン ァゥ夕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、改良に関する。
背景技術
従来， か る内燃機関の圧縮比可変装置として， （1 ) ピストンァゥ夕をピスト ンインナの外周に螺合して， ピストンァウタを正， 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 （例えば日本特開平 1 1— 1 1 7 7 7 9号公報参照） と， （2 ) ピストンァ 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 及びァウタ間に， 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， ピストンァ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 （例えば日本特公平 7 - 1 1 3 3 3 0号公報参照） とが知 られている。
ところで， 上記 （1 ) の装置では， ピストンァゥ夕を低圧縮比位置及び高圧縮 比位置に作動するために， ピストンァウタを回転させる必要があるので， ピスト ンァゥ夕の頂面の形状を， 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， 特にピストンァゥ夕が高圧縮比位 置にあるとき， 機関の膨張行程でピストンァウタが受ける犬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ァ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。
発明の開示
本発明は， か る事情に鑑みてなされたもので， ピストンァウタを回転させる 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。
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， ビスト ンィ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 トンァゥ夕と， 前記ピストンインナ及びァゥ夕間に介装されてピストンァウタの 低圧縮比位置への移動を許容する非嵩上げ位置及び， ビストンァウタを高圧縮比 位置に保持する嵩上げ位置間を移動する嵩上げ部材と， この嵩上げ部材を非嵩上 げ位置及び嵩上げ位置に交互に保持するァクチユエ一夕とを備えることを第 1の 特徴とする。
この第 1の特徴によれば， ァクチユエ一夕により嵩上げ部材を非嵩上げ位置に 移動すると， 嵩上げ部材が， ピストンァウタの低圧縮比位置への移動を許容する ので， ピストンァ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。 またァクチユエ一夕により嵩上げ部材を非嵩上げ位置から嵩上げ位置 へと移動すると， ピストンァゥ夕を高圧縮比位置に保持することができる。
この間， ピストンァウタは， 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ァウタの頂面形状を燃焼室の形状に対応させて， ピスト ンァ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。 しかもピス トンァウタの高圧縮比位置では， 機関の膨張行程時， ピストンァウタが燃焼室か 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， 上記推力のァ クチユエ一夕への作用も回避されることになるから， ァクチユエ一夕の小出力化 ， 延いてはコンパクト化が可能となる。 またァクチユエ一夕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ァウタの高圧縮比位置を不安定にさせ ることもない。 また本発明は， 第 1の特徴に加えて， 前記嵩上げ部材及びァクチユエ一夕を， 前記ピストンインナ及びァウタの往復動中， 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ァゥ夕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， ピストンァゥ夕がシリンダポアの内面から受ける摩擦抵 抗ゃピストンァウタの慣性力， ピストンァゥ夕に作用する吸気負圧等がある。 この第 2の特徴によれば， ビストンァゥ夕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， したがってァクチユエ一夕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， ァクチユエ一 夕の小容量化及び小型化を図ることができる。
さらに本発明は， 第 1又は第 2の特徴に加えて， 前記嵩上げ部材を， 前記ピス トンィンナ及びァゥタ間にそれら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装し， この嵩上げ部材と， 前記ピストンインナ及びァウタの 一方との軸方向対向面にそれぞれ凸状に形成した第 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と， 前記嵩上げ部材が嵩上 げ位置に到達したとき互いに当接する平坦な頂面とを有することを第 3の特徴と する。
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 ， ピストンァウタを高圧縮比位置まで押し上げることができ， しかも嵩上げ部材 の嵩上げ位置への到達時には， 第 1カム及び第 2カムが互いに平坦な頂面を当接 させるので， 機関の膨張行程時， ピストンァウタが燃焼室から受ける大なる推力 は上記平坦な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。
さらにまた本発明は， 第 2の特徴に加えて， 前記嵩上げ部材を， 前記ピストン ィンナ及びァウタ間にそれらの軸線周りに非嵩上げ位置及び嵩上げ位置間を回動 し得るよう介装し， この嵩上げ部材と， ピストンインナ及びァウタの一方との軸 方向対向面にそれぞれ凸状に形成した第 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， 嵩上げ部材が嵩上げ位置に到達したとき互いに当接する平坦 な頂面と， 各頂面の周方向両側緣から各カムの根元に略垂直に下りる絶壁面を有 することを第 4の特徴とする。
この第 4の特徵によれば， 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。
しかもピストンァ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 ストンィ ナ及びピストンァ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。
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 ナ及びピストンァゥ夕間には， ピストンァウタが低圧縮比位置に来たとき， ビス トンァウタをピストンィンナに対して係止するビストンァウタ係止手段を設けた ことを第 5の特徴とする。
この第 5の特徴によれば， ピストンァゥ夕が低圧縮比位置に来たとき， ピスト ンィンナ及びピストンァゥ夕の一体作動を保証し得る。
さらにまた本発明は， 第 1〜第 5の特徴の何れかに加えて， 前記ビストンイン ナ及びピストンァウタ間には， ピストンァウタが高圧縮比位置に来たとき， 該ピ ストンァ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ァ ウタ規制手段を設けたことを第 6の特徴とする。
この第 6の特徴によれば， ピストンァウタが高圧縮比位置に達したときも， ピ ストンィンナ及びピストンァウタの一体作動を保証し得る。
さらにまた本発明は， 第 1〜第 6の特徴の何れかに加えて， 前記ァクチユエ一 夕を， 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。
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。
さらにまた本発明は， 第 1〜第 7の特徴の何れかに加えて， 前記ピストンァゥ 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ァウタ内周面の係 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。 この第 8の特徴によれば， ピストンァ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。
さらにまた本発明は， 第 1〜第 8の特徴の何れかに加 て， 前記ァクチユエ一 夕を， 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 ピストンァウタ係止手段を， ビストンィンナに支持されてピス卜ンァウタ内周面 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。
この第 9の特徴によれば， 共通の油圧をもってァクチユエ一夕及びピストンァ 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。
さらにまた本発明は， 第 1の特徴に加えて， 前記ァクチユエ一夕を前記嵩上げ 部材の周方向に沿つて複数組配設したことを第 1 0の特徴とする。
この第 1 0の特徴によれば， ァクチユエ一夕が嵩上げ部材の周方向に沿って複 数組配設されることから， 嵩上げ部材の周方向複数箇所にァクチユエ一夕の作動 力を付与して， 嵩上げ部材を非嵩上げ位置から嵩上げ位置へ， 或いは嵩上げ位置 から非嵩上げ位置へ確実に回動することができ， しかも各ァクチユエ一夕の小型 化が可能となり， ピストンの狭小な内部へのァクチユエ一夕の配設が容易となる さらにまた本発明は， 第 1 0の特徴に加えて， 前記ァクチユエ一夕を， 嵩上げ 部材の周方向に沿って複数組， 等間隔に配設したことを第 1 1の特徴とする。 この第 1 1の特徴によれば， 複数組のァクチユエ一夕の作動時， 嵩上げ部材に 偏荷重を加えることがなく， 該部材をスムーズに回動することができる。
さらにまた本発明は， 第 1 0又は第 1 1の特徴に加えて， 前記ァクチユエ一夕 を， 前記ピストンピンを挟んで 2組配設したことを第 1 2の特徴とする。
この第 1 2の特徴によれば， ピストンピンに干渉されることなく， 2組のァク チユエ一夕を嵩上げ部材の周方向等間隔に配設することができ， ピストンの狭小 な内部へのァクチユエ一夕の配設をより簡単に行うことができる。
さらにまた本発明は， 第 1の特徴に加えて， 前記ァクチユエ一夕を， 前記ビス トンィンナにおいて前記嵩上げ部材の回動方向に沿う同一軸線上でそれぞれ摺動 可能に配設されて前記嵩上げ部材の受圧部を挾んで互いに対向する作動部材及び 戻し部材より構成し， これら作動部材及び戻し部材を交互に作動することにより 前記嵩上げ部材を非嵩上げ位置及び嵩上げ位置へ交互に回動するようにしたこと を第 1 3の特徴とする。
この第 1 3の特徴によれば， ァクチユエ一夕を， 前記ピストンインナにおいて 前記嵩上げ部材の回動方向に沿う同一軸線上でそれぞれ摺動可能に配設されて前 記嵩上げ部材の受圧部を挟んで互いに対向する作動部材及び戻し部材より構成し たことから， ァクチユエ一夕の小型化が可能となり， ピストンの狭小な内部への ァクチユエ一夕の配設が容易となる。
さらにまた本発明は， 第 1 3の特徴に加えて， 前記作動部材及び戻し部材を， ビストンィンナに形成される同一のシリンダ孔に摺動可能に嵌装されて前記受圧 部を挟んで互いに対向する作動ブランジャ及び戻しブランジャで構成したことを 第 1 4の特徴とする。
この第 1 4の特徴によれば， 作動プランジャ及び戻しプランジャのシリンダ孔 の共通ィ匕により， 加工の単純化と構成の簡素化を図ることができる。
さらにまた本発明は， 第 1 3又は第 1 4の特徴に加えて， 前記受圧部の中心を 通る前記嵩上げ部材の半径線に対して略直角に交わる同一軸線上に前記作動部材 及び戻し部材を配置したことを第 1 5の特徴とする。
この第 1 5の特徴によれば， 作動部材の作動力及び戻し部材の戻し力を受圧部 を介して嵩上げ部材に効率良く伝達することができ， したがってァクチユエ一 夕の小容量化， 小型化を図ることができる。
さらにまた本発明は， 第 1 3〜第 1 5の特徴の何れかの加えて， 前記ァクチュ ェ一タを， 嵩上げ部材の周方向に沿って複数組， 等間隔に配設したことを第 1 6 の特徵とする。
この第 1 6の特徴によれば， 複数組のァクチユエ一夕の作動により， 嵩上げ部 材に偏荷重を加えることがなく， 該部材をスムーズに回動することができる。 尚， 前記ピストンァウタ規制手段は， 後述する本発明の実施例における止環 1 8 , 1 1 8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 2 3 , 1 2 3及び第 1油圧室 2 5 , 1 2 5に対応し， 前記油圧油圧戻し手段は後述の第 2 油圧室 3 7 , 1 3 7及びピストン 3 8， 1 3 8に対応する。
さらにまた本発明は， 第 1 3〜第 1 6の特徴の何れかに加えて， 前記ァクチュ エー夕を， 前記ピストンピンを挟んで 2組配設したことを第 1 7の特徴とする。 この第 1 7の特徴によれば， ピストンピンに干渉されることなく， 2組のァク チユエ一夕を嵩上げ部材の周方向等間隔に配設することができ， ピストンの狭小 な内部へのァクチユエ一夕の配設を容易に行うことができる。
本発明の上記， その他の目的， 特徴及び利点は添付の図面に沿って以下に詳述 する好適な実施例の説明から明らかとなろう。
図面の簡単な説明
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線拔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 9一 9線断面図， 図 1 0 A〜図 1 0 C は嵩上げ部材の作用説明図である。 また図 1 1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 1 2は図 1 1の 1 2— 1 2線 拡大断面図で低圧縮比状態を示す， 図 1 3は図 2の 1 3— 1 3線断面図， 図 1 4 は図 1 2の 1 4— 1 4線断面図， 図 1 5は図 1 2の 1 5— 1 5線断面図， 図 1 6 は図 1 2の 1 6— 1 6線断面図， 図 1 7は図 1 2の 1 7— 1 7線断面図， 図 1 8 は高圧縮比状態を示す， 図 1 2との対応図， 図 1 8は図 1 7の 1 8— 1 8線断面 図， 図 1 9は図 1 8の 1 9一 1 9線断面図， 図 2 0は図 1 8の 2 0— 2 0線断面 図， 図 2 1 A〜図 2 1 Cは嵩上げ部材の作用説明図である。
発明を実施するための最良の形態
先ず， 図 1〜図 1 0 C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， シリンダポア 2 aを有す るシリンダブ口ック 2と， このシリンダブ口ック 2の下端に結合されるクランク ケース 3と， シリンダポア 2 aに連なる燃焼室 4 a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へッド 4とからなり， シリンダポア 2 a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 7 a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 7 b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 9 a に連結される。
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 7 aに連結 されるピストンインナ 5 aと， このピストンインナ 5 aの外周面及びシリンダポ ァ 2 aの内周面に摺動自在に嵌合し， 頂面を燃焼室 4 aに臨ませるピストンァゥ 夕 5 bとからなっており， ピストンァウタ 5 bの外周に， シリンダポア 2 aの内 周面に摺動自在に密接する複数のピストンリング 1 0 a〜l 0 cが装着される。 また図 2及び図 3に示すように， ピストンインナ及びァウタ 5 a , 5 b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 1 1 a及びスプライン溝 1 1 bがそれぞれ形成され， ピストンィンナ及びァゥ夕 5 a , 5 b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。
図 2及び図 6において， ピストンインナ 5 aの上面には， その上面に一体に突 設された枢軸部 1 2に回動可能に嵌合する円環状の嵩上げ部材 1 4が載置される 。 枢軸部 1 2は， コンロッド 7の小端部 7 aを受容すべく， 複数 （図では 2個） のブロック 1 2 a , 1 2 aに分割される。
嵩上げ部材 1 4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ァウタ 5 bをピストンインナ 5 a寄りの低圧縮比位置 L (図 2及び図 1 0 A参照） と， 燃焼室 4 a寄りの高圧縮 比位置 H (図 7及び図 1 0 C参照） とに交互に移動させるカム機構 1 5が嵩上げ 部材 1 4及びピストンァウタ 5 b間に設けられる。
図 1 O A〜図 1 0 Cに明示するように， カム機構 1 5は， 嵩上げ部材 1 4の上 面に形成される複数の凸状第 1カム 1 6と， ピストンァウタ 5 bの頂壁下面に形 成される複数の凸状第 2カム 1 7とからなっており， これら第 1カム 1 6及び第 2カム 1 7は， 嵩上げ部材 1 4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ァウタ 5 bの低圧縮比位置 Lへの移行を許容するようにな つている。 これら第 1カム 1 6及び第 2カム 1 7には， 嵩上げ部材 1 4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 1 6 a， 1 7 aと， 嵩上げ部材 1 4が嵩上げ位置 Bに到達したとき互いに当接 してピストンァウタ 5 bを高圧縮比位置 Hに保持する平坦な頂面 1 6 b , 1 7 b とが設けられる。 そして， ピストンァゥ夕 5 bが高圧縮比位置 Hに達したときは , ピストンァゥ夕 5 bが高圧縮比位置 Hを越えて燃焼室 4 a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 5 aの下端面に当接する止環 1 8がビストンァウタ 5 bの下端部内周面に係止される。
ビストンインナ 5 a及び嵩上げ部材 1 4間には， 嵩上げ部材 1 4を第 1及び嵩 上げ位置 A, Bへ回動させるァクチユエ一夕 2 0が設けられる。 このァクチユエ —夕 2 0について図 2 , 図 5及び図 6を参照しながら説明する。
ピストンインナ 5 a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 2 2が設けられ， これらシリンダ孔 2 1 , 2 2に第 1及 び第 2プランジャ 2 3， 2 4が摺動自在に嵌装される。 作動及び戻しプランジャ 2 3 , 2 4の先端は， 第 1及び第 2シリンダ孔 2 1 , 2 2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 1 4 a , 1 4 bが嵩 上げ部材 1 4の下面に突設されている。
第 1シリンダ孔 2 1内には， 作動プランジャ 2 3の内端が臨む第 1油圧室 2 5 が画成され， 該室 2 5に油圧を供給すると， その油圧を受けて作動プランジャ 2 3が第 1受圧片 1 4 aを介して嵩上げ部材 1 4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 2 2には， 戻しプランジャ 2 4の内端が臨むば ね室 2 5が画成され， 該室 2 5に収容される戻しばね 2 7の力をもって戻しプラ ンジャ 2 4が第 2受圧片 1 4 bを介して嵩上げ部材 1 4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 1 4の'非嵩上げ位置 Aは， 第 1シリンダ 孔 2 1の底面に当接する作動プランジャ 2 3の先端に第 1受圧片 1 4 aが当接す ることにより規定され （図 5参照)， 嵩上げ部材 1 4の嵩上げ位置 Bは， 第 2シリ ンダ孔 2 2の底面に当接する戻しプランジャ 2 4の先端に第 2受圧片 1 4 bが当 接することにより規定される （図 9参照)。
而して， 嵩上げ部材 1 4及びァクチユエ一夕 2 0は， ピストンァウタ 5 bの慣 性力や， ピストンァウタ 5 bがシリンダポア 2 aの内面から受ける摩擦抵抗， ピ ストンァウタ 5 bに作用する吸気負圧等， ピストンインナ及びァウタ 5 a , 5 b 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 , ピストンァゥ夕 5 b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。
またピストンインナ 5 a及びピストンァウタ 5 b間には， ピストンァウタ 5 b が低圧縮比位置 Lに来たとき， このピストンァウタ 5 bをピストンインナ 5 aに 対して係止するピストンァウタ係止手段 3 0が設けられる。 このピストンァウタ 係止手段 3 0について， 図 2及び図 4を参照しながら説明する。
'ピストンインナ 5 aの内周面には， 周方向に延びる複数の係止溝 3 1が等間隔 置きに形成され， ピストンァウタ 5 bが低圧縮比位置 Lに来たとき， これら係止 溝 3 1に係合， 離脱し得るように複数の係止レバー 3 2がピストンインナ 5 aに ピボット軸 3 3を介して揺動自在に取り付けられる。 即ち， 係止レバー 3 2は， 係止溝 3 1に係合する作動位置 C (図 4参照） と， 係止溝 3 1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。
各係止レバー 3 2は， 係止溝 3 1に係合， 離脱する長腕部 3 2 aと， ピポッ卜 軸 3 3を挟んで長腕部 3 2 aと反対側に延びる短腕部 3 2 bとからなっており， 長腕部 3 2 aを係止溝 3 1との係合方向へ付勢する作動ばね 3 4が長腕部 3 2 a 及びピストンインナ 5 a間に縮設される。 その際， 長腕部 3 2 aには， 作動ばね 3 4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 3 5が形成される。 一方， ピストンインナ 5 aには， 各短腕部 3 2 bに対応して複数のシリンダ孔 3 6が形成され， これらシリンダ孔 3 6の摺動自在に嵌装される複数のピストン 3 8の先端が短腕部 3 2 bの先端に当接配置される。 各シリンダ孔 3 6には， 対応 するピストン 3 8の内端が臨む第 2油圧室 3 7が画成され， この第 2油圧室 3 7 に油圧を供給すると， その油圧を受けてピストン 3 8が係止レバー 3 2を作動ば ね 3 4の力に杭して係止溝 3 1から離脱させるようになつている。
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 4 0との間に筒状の油室 4 1が画成され， この油室 4 1を前記第 1及び 第 2油圧室 2 5 , 3 7に接続する第 1及び第 2分配油路 4 2， 4 3がピストンピ ン 6及びピストンインナ 5 aに渡り設けられる。 また油室 4 1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 4 4に接続され， この油路 4 4は， 電磁切換弁 4 5を介して油圧源たるオイルボン プ 4 6と， 油溜め 4 7とに切換可能に接続される。
次に， この実施例の作用について説明する。
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 4 5を図 1に示すように非通電状態にして， 油路 4 4 を油溜め 4 7に連通する。 こうすれば， 第 1油圧室 2 5及び第 2油圧室 3 7は， 何れも油室 4 1及び油路 4 4を通して油溜め 4 7に開放されるので， ァクチユエ 一夕 2 0では， 図 5に示すように， 戻しブランジャ 2 4が戻しばね 2 7の付勢力 で第 2受圧片 1 4 bを押圧して， 嵩上げ部材 1 4を非嵩上げ位置 Aまで回動する 。 その結果， 図 1 0 Aに示すように， カム機構 1 5の第 1カム 1 6及び第 2カム 1 7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 4 a側の圧力でピストンァウタ 5 bがピストンインナ 5 a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 1 0 a〜 1 0 c及びシリンダ ポア 2 a内面間に生ずる摩擦抵抗によりピストンァウタ 5 bがピストンインナ 5 a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 5 aの減速に伴いピストンァウタ 5 bがその慣性力によりピストンインナ 5 aに対 して押圧されたときに， ピストンァウタ 5 bは第 1カム 1 6及び第 2カム 1 7を 相互に嚙み合せながら， ピストンインナ 5 aに対して下降し， 低圧縮比位置 に 達することができる。 このとき， ピストンァウタ係止手段 3 0では， ピストンィ ンナ 5 aに軸支される係止レバー 3 2と， ピストンァウタ 5 bの係止溝 3 1とが 互いに対向するため， 係止レバー 3 2は作動ばね 3 4の付勢力をもって長腕部 3 2 aを係止溝 3 1に係合させるように揺動し， それら長腕部 3 2 a及び係止溝 3 1の係合により， ピストンァウタ 5 bの低圧縮比位置 Lは保持される。 かくして , カム機構 1 5での遊びは無くなり， ピストンィンナ及びァウタ 5 a , 5 bは， 圧縮比を下げながら一体となってシリンダポア 2 a内を昇降することができる。 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 4 5に通電して， 油路 4 4をオイルポンプ 4 6に接続する。 こ うすると， オイルポンプ 4 6の吐出油圧が油路 4 4及び油室 4 1を通して第 1油 圧室 2 5及び第 2油圧室 3 7に供給されるので， 先ず， ピストンァウタ係止手段 3 0において， 図 8に示すように， ピストン 3 8が第 2油圧室 3 7の油圧を受け て係止レバー 3 2を作動ばね 3 4の付勢力に抗して後退位置 Dへと揺動させ， 長 腕部 3 2 aをピストンァゥ夕 5 bの係止溝 3 1から離脱させる。 係止レバ一 3 2 が係止溝 3 1から離脱すると， ピストンァウタ 5 bの高圧縮比位置 Hへの移動が 許容されるので， ァクチユエ一夕 2 0では， 図 9に示すように， 作動プランジャ 2 3が第 1油圧室 2 5の油圧を受けて第 1受圧片 1 4 aを押圧して， 嵩上げ部材 1 4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 1 5では， 第 1カム 1 6及び第 2カム 1 7は， 互いに斜面 1 6 a , 1 7 aを滑ら せながら軸方向に離間していき （図 1 0 B参照)， 嵩上げ部材 1 4が嵩上げ位置に 到達すると， 図 7に示すように， 両カム 1 6， 1 7は互いに平坦の頂面 1 6 b， 1 7 bを当接させるに至り （図 1 0 C参照）， ピストンァウタ 5 bを高圧縮比位置 Hまで押し上げることになる。 このとき， ピストンァウタ 5 bの止環 1 8がピス トンインナ 5 aの下端面に当接して， ピストンァゥ夕 5 bの燃焼室 4 a側へのそ れ以上の移動を阻止するので， ピストンァウタ 5 bの高圧縮比位置 Hは， 両カム 1 6， 1 7の頂面 1 6 b， 1 7 bの当接と， 止環 1 8のピストンインナ 5 a下端 面への当接とにより保持される。 かくして， カム機構 1 5での遊びは無くなり， ピストンインナ及びァウタ 5 a， 5 bは， 圧縮比を高めながら一体となってシリ ンダポア 2 内を昇降することができる。
而して， ピストンァゥ夕 5 b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 5 a及びピストンァウタ 5 b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 1 1 a及びスプライン溝 1 1 により， ピス トンインナ 5 aに対する回転が拘束されているから， 燃焼室 4 aに臨むピストン ァウタ 5 bの頂面形状を燃焼室 4 aの形状に対応させて， ピストンァウタ 5 b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。 しかもピストンァゥ 夕 5 bの高圧縮比位置 Hでは， 機関の膨張行程時， ピストンァウタ 5 bが燃焼室
4 aから受ける大なる推力は， 第 1カム 1 6及び第 2カム 1 7の互いに当接する 平坦な頂面 1 6 b， 1 7 bに垂直に作用するので， 該推力により嵩上げ部材 1 4 が回動されることはなく， したがって第 1油圧室 2 5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 2 5に多少の気泡が存在して も， ピストンァウタ 5 b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。
ところで， 係止レバー 3 2が係止溝 3 1から離脱すると， 次のような自然外力 がピストンァウタ 5 b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ァウタ 5 bが燃焼室 4 a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 1 0 a〜l 0 c及びシリンダポ ァ 2 a内面間に生ずる摩擦抵抗によりピストンァウタ 5 bがピストンインナ 5 a 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 5 aの減速に伴いピストンァウタ 5 bがその慣性力によりピストンィンナ
5 aから浮き上がろうとしたときに， ピストンァゥ夕 5 bはピストンインナ 5 a 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， ァクチ ユエ一夕 2 0の作動と相俟ってピストンァゥ夕 5 b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。
上記のようにピストンァウタ 5 b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 1 0 a〜l 0 c及びシリ ンダポア 2 a内面間の摩擦抵抗と， ピストンァウタ 5 b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， ピストンァゥ夕 5 b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， ピストンァウタ 5 b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ァゥ夕 5 bの慣性力が支配的である。
またァクチユエ一夕 2 0は， 第 1油圧室 2 5の油圧で作動して嵩上げ部材 1 4 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 2 3と， 第 1油 圧室 2 5の油圧解放時， 戻しばね 2 7の付勢力で作動して嵩上げ部材 1 4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 2 4とで構成されるので ， 油圧室 2 5が 1室で足り， その構成の簡素ィ匕を図ることができる。
またピストンァゥ夕係止手段 3 0は， ピストンインナ 5 aに軸支されてピスト ンァウタ 5 bの係止溝 3 1に係合する作動位置 C及び係止溝 3 1から離脱する後 退位置 D間を移動する係止レバ一 3 2と， この係止レバー 3 2を作動位置 Cへ付 勢する作動ばね 3 4と， 第 2油圧室 3 7の油圧で作動して係止レバー 3 2を後退 位置 Dへ作動するピストン 3 8とで構成されるので， この係止手段 3 0において も油圧室 3 7が 1室で足り， その構成の簡素化を図ることができる。
さらに第 1及び第 2油圧室 2 5 , 3 7には， 共通の電磁切換弁 4 5を介してォ ィルポンプ 4 6及び油溜め 4 7に切換可能に接続されるので， 共通の油圧をもつ てァクチユエ一夕 2 0及びピストンァウタ係止手段 3 0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。
次に， 図 1 1〜図 2 1 Cに示す本発明の第 2実施例について説明する。
図 1 1及び図 1 2において， ピストン 1 0 5は， ピストンピン 1 0 6を介して コンロッドン 1 0 7の小端部 1 0 7 aに連結されるピストンインナ 1 0 5 aと， このピストンインナ 1 0 5 aの外周面及びシリンダポア 1 0 2 aの内周面に摺動 自在に嵌合し， 頂面を燃焼室 1 0 4 aに臨ませるピストンァウタ 1 0 5 bとから なっており， ピストンァゥ夕 1 0 5 bの外周に， シリンダポア 1 0 2 aの内周面 に摺動自在に密接する複数のピストンリング 1 1 0 a〜l 1 0 cが装着される。 また図 1 2及び図 1 3に示すように， ピストンインナ及びァウタ 5 a , 5 の 搢動嵌合面には， ピストン 1 0 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 1 1 1 a及びスプライン溝 1 1 1 bがそれぞれ形成され， ビストンィンナ 及びァウタ 1 0 5 a， 1 0 5 b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。 図 12及び図 17において， ピストンインナ 105 a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 107 aを受容すべく複数 （図で は 4個） のブロック 112 a, 112 aに分割されている。
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ァウタ 105 bをピストンィ ンナ 105 a寄りの低圧縮比位置 L (図 12及び図 21 A参照） と， 燃焼室 10 4 a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力 ム機構 115が嵩上げ部材 114及びピストンァウタ 105 b間に設けられる。 図 21A〜図 21 C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， ピストンァウタ 105 b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力 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ァウタ 105 bの低圧縮比位置しへの 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 田各垂直に起立する絶壁面 116 a, 117 aとなっており， 両絶壁面 1 16 a, 117 aの上緣間を接続する平坦な頂面 116 b， 117 bは， 嵩上げ部材 11 4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ァウタ 105 b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 116 a, 117 aとしたことで， 周方向に並ぶ各力 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 116 b, 117 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。
ピストンァウタ 105 bが高圧縮比位置 Hに達したときは， ピストンァウタ 1 05 bが高圧縮比位置 Hを越えて燃焼室 104 a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 105 aの下端面に当接する止環 118が ピストンァゥ夕 105 bの下端部内周面に係止される。
図 12， 図 15及び図 16に示すように， ピストンインナ 105 a及び嵩上げ 部材 1 14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 ァクチユエ一夕 120が複数組， 図示例では 2組設けられる。 ァクチユエ一夕 1 20を 2組配設した場合の構造について以下に説明する。
ピストンインナ 105 a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 114 a， 114 a力 Sこれら長孑し 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 114 a， 114 a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つて いる。
シリンダ孔 121, 121には， 対応する受圧ピン 114a, 114 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， 12 4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。
シリンダ孔 121の底部には， 作動プランジャ 23の， 受圧ピン 114 a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 114 a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。
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 114 a， 114 a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 114 a， 114 a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。
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 123 aと， このプランジャ本体 123 aの開放端に圧入， 固着される硬質材の キャップ 123 bとで中空に構成されており， そのキャップ 123 bを受圧ピン 114 a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 114 aに当接させ るように配置される。
各ばね保持環 152は， 戻しばね 127の内側にあって戻しブランジャ 124 内に入り込む円筒状のスカート部 152 aを備えており， これにより戻しばね 1 27の座屈を防ぐことができる。
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 114 a, 114 a 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のス力一ト部 152 aに当接する戻しプランジャ 24の先 端に受圧ピン 114 a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， 瞵接する第 1及び第 2力 ム 116， 117の側面接触を回避して， ピストンァウタ 105 bの高圧縮比位 置 Hへのスムーズな移動が可能となる。
ピストンァウタ係止手段 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 C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。
この第 2実施例では， ピストンァゥ夕 105 b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ァゥ夕 105 a， 105 b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， ァクチユエ一夕 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， ァクチユエ一夕 120の小容量化 及び小型化を図ることができる。
また第 1及び第 2カム 116, 117においては， 撺動方向に並ぶ両側面を絶 壁面 1 16 a， 117 aとすることが可能となり， 前記第 1実施例のような斜面 16 a, 17 a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 1 16， 117の頂面 116 b, 1 17b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 1 16 b, 117 b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。
また図 15及び図 16に示すように， 嵩上げ部材 114を作動するァクチユエ 一夕 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 複数組のァクチユエ一夕 120の総合出力は大きいことから， 各組のァクチユエ 一夕 120の小容量化， 延いては小型化を図ることができる。
また各組のァクチユエ一夕 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 105 a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。
またァクチユエ一夕 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 105 a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組のァクチユエ一夕 1 20， 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。
また作動及び戻しプランジャ 123， 124の軸線は， 各受圧ピン 114 a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， ァクチユエ一夕 120のコ ンパクト化に寄与し得る。
また作動及び戻しプランジャ 123, 124の各端面と， 受圧ピン 114 a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。
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。

Claims

請求の範囲
1. 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 （5 a, 105 a) と， このピストンインナ （5 a, 105 a ) 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 （4 a， 104a) に臨ませながら， 前記ピストンインナ （5 a， 105 a) 寄りの低圧縮比位置 ( L) 及び燃焼室 （4 a) 寄りの高圧縮比位置 （H) 間を移動し得るピストンァゥ 夕 （5 b, 105 b) と， これらピストンインナ及びァゥ夕 （5 a, 5 b ； 10 5 a, 105 b) 間に介装されてピストンァウタ （5b, 105 b) の低圧縮比 位置 （L) への移動を許容する非嵩上げ位置 (A) 及び， ピストンァウタ （5 b , 105b) を高圧縮比位置 （H) に保持する嵩上げ位置 （B) 間を移動する嵩 上げ部材 （14， 114) と， この嵩上げ部材 （14， 114) を非嵩上げ位置 (A) 及び嵩上げ位置 （B) に交互に作動するァクチユエ一夕 （20, 120) とを備えることを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
2. クレーム 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) 及びァクチユエ一夕 （20, 120) を， 前 記ピストンインナ及びァウタ （5 a, 5b ; 105 a, 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 ピストンァウタ （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。
3. クレーム 1又は 2記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記嵩上げ部材 （14) を， 前記ピストンインナ及びァウタ （5 a, 5 b) 間 にそれら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 ように介装し， この嵩上げ部材 （14) と， 前記ピストンインナ及びァウタ （5 a, 5 b) の一方との軸方向対向面にそれぞれ凸状に形成した第 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) 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 (16 a, 17 a) と， 前記嵩上げ部 材 （14) が嵩上げ位置 （B) に到達したとき互いに当接する平坦な頂面 （16 b, 17 b) とを有することを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
4. クレーム 2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 （114) を， 前記ピストンインナ及びァウタ （105 a, 1 05 b) 間にそれらの軸線周りに非嵩上げ位置 （A) 及び嵩上げ位置 (B) 間を 回動し得るよう介装し， この嵩上げ部材 （114) と， 前記ピストンインナ及び ァウタ （105 a， 105b) の一方との軸方向対向面にそれぞれ凸状に形成し た第 1カム （116) 及び第 2カム （117) を形成し， これら第 1及び第 2力 ム （1 16， 117) は， 前記嵩上げ部材 （114) が嵩上げ位置 （B) に到達 したとき互いに当接する平坦な頂面 （116 b, 117 ) と， 各頂面 （116 b, 117 b) 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 （116 a, 117 a) を有することを特徴とする， 内燃機関の圧 縮比可変装置。
5. クレーム 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 （5 a, 105 a) 及びピストンァウタ （5 b, 105 b ) 間には， ピストンァウタ （5b, 105 b) が低圧縮比位置 (L) に来たとき , ピストンァゥ夕 （5b， 105b) をピストンインナ （5 a， 105 a) に対 して係止するピストンァウタ係止手段 （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。
6. クレーム 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 （5 a， 105 a) 及びピストンァウタ （5 b, 105 b ) 間には， ピストンァウタ （5b， 105 b) が高圧縮比位置 （H) に来たとき , ピストンァウタ （5b， 105b) のピストンインナ （5 a， 105 a) に対 する燃焼室 (4 a, 104 a) 側への移動を規制するピストンァウタ規制手段 （ 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。
7. クレーム 1〜 6の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において， 前記ァクチユエ一夕 （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。
8. クレーム 1〜 7の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において， 前記ピストンァウタ係止手段 （30, 130) を， 前記ピストンインナ （5 a , 105 a) に支持されて前記ピストンァウタ （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 （3 2, 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。
9. クレーム 1〜 8の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において， 前記ァクチユエ一夕 （20, 120) を， 前記油圧源 （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， 11 4) 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， また前記ピストンァウタ係止手段 (30, 130) を， 前記ピストンインナ (5 a， 105 a) に支持されて前記ピストンァウタ （5b， 105 b) 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。
10. クレーム 1に記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ァクチユエ一夕 （120) を前記嵩上げ部材 （114) の周方向に沿って 複数組配設したことを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
11. クレーム 10記載の内燃機関の圧縮比可変装置において， 前記ァクチユエ一夕 （120) を， 嵩上げ部材 （114) の周方向に沿って複 数組， 等間隔に配設したことを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
12. クレーム 10又は 11記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ァクチユエ一夕 （120) を， 前記ピストンピン （106) を挟んで 2組 配設したことを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
13. クレーム 1に記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ァクチユエ一夕 （120) を， 前記ピストンインナ （105 a) において 前記嵩上げ部材 (11 ) の回動方向に沿う同一軸線上でそれぞれ摺動可能に配 設されて前記嵩上げ部材 （114) の受圧部 （14 a) を挟んで互いに対向する 作動部材 (123) 及び戻し部材 （124) より構成し， これら作動部材 （12
3) 及び戻し部材 （124) を交互に作動することにより前記嵩上げ部材 （11
4) を非嵩上げ位置 (A) 及び嵩上げ位置 （B) へ交互に回動するようにしたこ とを特 ί敷とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
14. クレーム 13記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記作動部材 （123) 及び戻し部材 （124) を， ピストンインナ （105 a) に形成される同一のシリンダ孔 （121) に摺動可能に嵌装されて前記受圧 部 （1 14 a) を挟んで互いに対向する作動プランジャ （123) 及び戻しプラ ンジャ （124) 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。
15. クレーム 13又は 14記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記受圧部 （114 a) の中心を通る前記嵩上げ部材 （114) の半径線に対 して略直角に交わる同一軸線上に前記作動部材 （123) 及び戻し部材 （124 ) を配置したことを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
16. クレーム 13 ~ 15の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において 前記ァクチユエ一夕 （120) を， 嵩上げ部材 （114) の周方向に沿って複 数組， 等間隔に配設したことを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
17. クレーム 13〜 16の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において 前記ァクチユエ一夕 （120) を， 前記ピストンピン （106) を挟んで 2組 配設したことを特徴とする， 内燃機関の圧縮比可変装置。
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