WO2004007932A1 - 内燃機関の圧縮比可変装置 - Google Patents

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WO2004007932A1
WO2004007932A1 PCT/JP2003/008389 JP0308389W WO2004007932A1 WO 2004007932 A1 WO2004007932 A1 WO 2004007932A1 JP 0308389 W JP0308389 W JP 0308389W WO 2004007932 A1 WO2004007932 A1 WO 2004007932A1
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WO
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piston
compression ratio
locking
ratio position
high compression
Prior art date
Application number
PCT/JP2003/008389
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English (en)
French (fr)
Inventor
Takashi Kondo
Makoto Hirano
Original Assignee
Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
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Publication date
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Priority to DE60330872T priority Critical patent/DE60330872D1/de
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Priority to US10/519,940 priority patent/US7353785B2/en
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Classifications

    • 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
    • F02D15/04—Varying compression ratio by alteration of volume of compression space without changing piston stroke
    • 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

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 with an outer end face facing a combustion chamber. And a piston that can move between the low compression ratio position and the high compression ratio position near the combustion chamber. The piston rotor is moved to the low compression ratio position to lower the engine compression ratio and operate to the high compression ratio position. And to improve the compression ratio.
  • variable compression ratio device for an internal combustion engine
  • (1) a piston rotor is screwed onto the outer periphery of a piston inner, and the piston rotor is rotated forward and backward to advance and retreat with respect to a piston inner, thereby achieving a low compression ratio position
  • (2) A piston piston is fitted to the outer periphery of the piston inner so as to be slidable in the axial direction, for example, one that operates at a high compression ratio position (for example, see Japanese Patent Application Laid-Open No. 117-17797).
  • the upper hydraulic chamber and the lower hydraulic chamber are formed between the piston inner and the hydraulic chamber, and the hydraulic pressure is alternately supplied to these hydraulic chambers, so that the piston and the hydraulic cylinder are operated at the low compression ratio position and the high compression ratio position.
  • Japanese Patent Publication No. 7-111330 Japanese Patent Publication No. 7-111330.
  • the piston rotor in order to operate the piston rotor at the low compression ratio position and the high compression ratio position. It cannot be set freely according to the surface shape and the arrangement of the intake and exhaust valves, making it difficult to sufficiently increase the engine compression ratio at high compression ratio positions.
  • the large thrust load received by the piston rotor during the expansion stroke of the engine is supported by the hydraulic pressure in the upper hydraulic chamber.
  • the high compression ratio position of the piston rotor becomes unstable, so it is necessary to provide a means for removing such air bubbles. I can't help but getting high.
  • 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.
  • the purpose is to:
  • a variable compression ratio apparatus for an internal combustion engine comprises a piston inner connected to a connector via a piston pin, and slidably fitted to the outer periphery of the piston inner only in the axial direction.
  • the piston outer can move between a low compression ratio position near the piston piston and a high compression ratio position near the combustion chamber while the outer end face faces the combustion chamber, and the piston inner is interposed between the piston inner and the outer.
  • the piston rotates between the non-raised position allowing the movement of the piston to the low compression ratio position and the raised position holding the piston rotor at the high compression ratio position around the axes of the piston and the rotor.
  • a raising member that allows the piston rotor to move between a low compression ratio position and a high compression ratio position due to a natural external force, and an actuator connected to the raising member. It is provided between Yue and the piston inner and piston piston, and prevents the piston rotor from moving beyond the high compression ratio position, but allows the piston rotor to move to the low compression ratio position. And a piston and low piston compression ratio position sensor disposed between the piston and the piston piston to actuate when the piston piston reaches the low compression ratio position to prevent relative axial movement of the piston and piston piston. Stopping means for stopping the piston piston and the piston piston when the piston reaches the high compression ratio position to prevent relative movement in the axial direction of the piston piston and the piston piston.
  • the first feature is to provide locking means.
  • the natural external force includes the combustion pressure in the combustion chamber, the compression pressure of the air-fuel mixture, the frictional resistance of the piston out from the inner surface of the cylinder pore, the inertia of the piston out, and the negative intake air acting on the piston out.
  • the raising member when the raising member is rotated to the non-raising position by the actuator while releasing the operation of the piston-outer high-compression-ratio position locking means, the raising member becomes low in the piston position. Allows movement to the compression ratio position. So the piston When the auta moves to the low compression ratio position due to natural external force, the piston and low compression ratio position locking means activates the piston to maintain the low compression ratio position.
  • the piston rotor When the raising member is rotated from the non-raising position to the raising position by actuating while releasing the operation of the low locking ratio position locking means of the piston rotor, the piston rotor is moved by the piston rotor stopper means by natural external force. It moves to the regulated high compression ratio position and is held by the raising member at the raising position.
  • the piston rotor since the piston rotor does not rotate with respect to the piston inner, it can move between the low compression ratio position and the high compression ratio position, and the top surface of the piston facing the combustion chamber has the shape of the combustion chamber.
  • the compression ratio at the high compression ratio position of the piston auter can be effectively increased according to the shape.
  • the thrust of the piston received by the piston 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 the capacity and the size of the actuator can be reduced.
  • the present invention in addition to the first feature, further comprises a step of locking the piston-outer high compression ratio position by means of a first locking groove formed in an inner peripheral surface of the piston-outer in a circumferential direction; A first position which is supported by the toner and which moves between an operating position where the piston rotor can engage with the first locking groove when the piston rotor reaches the high compression ratio position and a retracted position which is disengaged from the first locking groove.
  • a second locking groove an operating position supported by the piston inner and capable of engaging with the second locking groove when the bistoner reaches a low compression ratio position, and detaching from the second locking groove.
  • a second feature is that a second locking member that moves between the retracted positions and a drive unit that drives the second locking member to the two positions are provided.
  • the first and second locking members both supported by the piston inner can lock the piston auta at the low compression ratio position and the high compression ratio position. This can contribute to simplification of the configuration of the specific position locking means and the piston ater high compression ratio position locking means.
  • the first and second locking members can be moved from a swing center portion of a single locking lever which is swingably supported by the piston piston.
  • the locking lever is constituted by a first arm and a second arm extending in opposite directions, and the locking lever is swung by a single driving means, so that the first and second arms are connected to the first and second locking grooves.
  • a third feature is that the springs are alternately engaged with each other.
  • the piston-outer low compression ratio position locking means and the piston-outer high compression ratio position locking means are shared by a single locking lever having first and second arms, This can contribute to further simplification of the configuration.
  • a fourth feature is that it is constituted by a hydraulic piston capable of receiving the hydraulic pressure and pressing the other of the first and second arms in the direction of engagement with the corresponding locking groove.
  • the first and second arms can be operated alternately in cooperation with the operating spring by simply controlling the supply and release of the hydraulic pressure to the hydraulic piston. Can be simplified. BRIEF DESCRIPTION OF THE FIGURES
  • FIG. 1 is a longitudinal sectional front view of an essential part of an internal combustion engine provided with a variable compression ratio device according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. 2 is an enlarged sectional view taken along line 2-2 of FIG.
  • 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 is a cross-sectional view taken along the line 7-7 in Fig. 2
  • Fig. 8 shows a state of high compression ratio, corresponding to Fig. 2, Fig.
  • FIG. 9 is a cross-sectional view of Fig. 8 Is a sectional view taken along the line 10-10 in FIG. 8,
  • FIG. 11A to FIG. 11C are explanatory views of the function of the raising member
  • FIG. 12 is a sectional view of FIG.
  • FIGS. 13C to 13C show a second embodiment of the present invention and correspond to FIGS.
  • an engine body 1 of an internal combustion engine E includes a cylinder block 2 having a cylinder pore 2a, a crankcase 3 connected to a lower end of the cylinder block 2, and a combustion chamber connected to the cylinder pore 2a.
  • a small end 7a of a connecting rod 7 is attached to a piston 5 slidably fitted in a cylinder pore 2a and having a cylinder head 4 connected to the upper end of a cylinder block 2 having a 4a.
  • 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 pore 2a. And a piston ring 5b whose top surface faces the combustion chamber 4a.
  • a plurality of piston rings slidably contact the outer circumference of the piston outer 5b and the inner circumference of the cylinder bore 2a. 10 a to l 0 c are attached. As shown in Figs.
  • a plurality of spline teeth 11a and spline grooves 1a 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. 1b are formed respectively, and Bistonina and Auta 5a, 5b cannot be rotated relative to their axes.
  • the pivot 12 includes a plurality (four in the figure) of blocks 12 a, for receiving the small end 7 a of the connecting rod 7.
  • Raising member 14 has a non-raising position A and a raising position set around its axis.
  • the piston rotor 5b can be reciprocated between B and the piston compressor 5b can be moved to the low compression ratio position L near the piston inner 5a (see Fig. 2) and the high compression ratio position H close to the combustion chamber 4a. (Refer to FIG. 8).
  • a cam mechanism 15 for alternately holding the cam mechanism 15 is provided between the raising member 14 and the screw counter 5b.
  • the cam mechanism 15 is
  • the two cams 16 and 17 are arranged so that when the raising member 14 is at the non-raising position A, the pistons 5b are allowed to shift to the low compression ratio position L or the high compression ratio position H in the circumferential direction alternately. It has become.
  • the flat top surfaces 16b, 17b connecting the upper edges of the steep walls 16a, 17a are brought into contact with each other when the raising member 14 reaches the raising position B, and move the piston rotor 5b to the high compression ratio position H. It is designed to hold. In this way, by setting the side surfaces of the first and second cams 16 and 17 to the steep wall surfaces 16a and 17a, it is possible to reduce the interval between the adjacent cams 16 and 17 arranged in the circumferential direction.
  • each cam 16 is set to the side surfaces of the first and second cams 16 and 17 to the steep wall surfaces 16a and 17a, it is possible to reduce the interval between the adjacent cams 16 and 17 arranged in the circumferential direction.
  • each cam 16 is set to the side surfaces of the first and second cams 16 and 17 to the steep wall surfaces
  • the total area of the top surfaces 16b, 17b of 17 can be set large.
  • the lower end face of the piston inner 5a is used as a restricting means for preventing the piston rotor 5 from moving beyond the high compression ratio position H toward the combustion chamber 4a. Stopper ring 18 that contacts the piston Locked to the inner peripheral surface of the lower end of the gear 5b.
  • FIG. 1 Between the piston inner 5a and the raising member 14, an actuator 20 for rotating the raising member 14 to the non-raising position A or the raising position B is provided.
  • the actuator 20 will be described with reference to FIGS. 2, 5, and 6. FIG.
  • the piston inner 5a has a pair of bottomed cylinder holes 21 and 21 extending in parallel with the piston pin 6 therebetween, and elongated holes 54 and 54 penetrating through the upper wall in the middle of the cylinder holes 21 and 21.
  • the pressure receiving pins 14a, 14a are provided integrally with the lower surface of the raising member 14, and a pair of pressure receiving pins 14a, 14a arranged on the diameter line pass through the elongated holes 54, 54 so as to face the cylinder holes 21, 21. It is.
  • the slots 54, 54 do not prevent the pressure receiving pins 14a, 14a from moving between the non-raising position A and the raising position B together with the raising member 1.
  • Operating plungers 23, 23 and cylindrical return plungers 24, 24 with bottoms are slidably fitted in the cylinder holes 21, 21 with the corresponding pressure receiving pins 14a, 14a interposed therebetween.
  • the operating plungers 23, 23 and the return plungers 24, 24 are arranged point-symmetrically with respect to the axis of the piston 5, respectively.
  • a first hydraulic chamber 25 facing the inner end of the operating plunger 23 is defined in each cylinder hole 21.
  • the operating plunger 23 receives the hydraulic pressure and receives the hydraulic pressure via the pressure receiving pin 14a.
  • the raising member 14 is rotated to the raising position B.
  • the non-raising position A of the raising member 1 is defined by the pressure receiving pin pieces 14a, 14a abutting the tips of the operating plungers 23, 23 abutting on the bottom surfaces of the cylinder holes 21, 21 (see Fig. 5).
  • the raising position B of the raising member 14 is defined by the contact of the pressure receiving pin 14a with the tip of the return plunger 24 which contacts the skirt portion 52a of the spring retaining ring 52 (see FIG. 10). In this way, at the non-raised position A of the raised member 14, side contact between the adjacent first and second cams 16 and 17 is avoided (see FIG. 11A), and the high compression ratio position H of the piston auter 5 b is prevented. It is possible to move smoothly.
  • the raising member 14 and the actuator 20 are used for the combustion pressure in the combustion chamber 4a, the compression pressure of the air-fuel mixture, the one-force force of the piston 5b, and the piston Due to frictional resistance received from the inner surface of the damper 2a, intake negative pressure acting on the piston 5a, and natural external force acting on the piston inner and the rotors 5a and 5b to axially separate or approach each other. Allows piston piston 5b to move between low compression ratio position L and high compression ratio position H.
  • first locking grooves 31 On the inner peripheral surface of the piston inner 5a, there are a plurality of (two in the illustrated example) first locking grooves 31 extending in the circumferential direction, and a plurality of circumferentially extending below the first locking grooves 31a. (The same number as the first locking grooves 31a) and the second locking grooves 31b are formed at regular intervals in the circumferential direction.
  • a plurality of (the same number as the first locking grooves 31a) locking levers 32 are provided in the plurality of (the same number as the first locking grooves 3la) receiving grooves 28 on the peripheral wall of the piston inner 5a. Each is pivotally mounted via a pivot shaft 33.
  • Each locking lever 32 is provided with first and second arms 32a and 32b extending in opposite directions from the center of swing thereof.
  • the locking lever 32 has a piston rotor 5b.
  • the piston When the piston reaches the low compression ratio position L, the first arm 32a is moved to the first locking groove 31a, and when the piston arm 5b is moved to the high compression ratio position H, the second arm 32b is moved to the second engagement groove 31a.
  • a driving means 39 for swinging the lever 32 is connected so as to alternately engage with the locking groove 31b.
  • the driving means 39 is a coil mounted between the bottom of the accommodation groove 28 and the first arm 32a to bias the first arm 32a in the direction of engagement with the first locking groove 31a.
  • Shaped spring 3 and a cylinder hole 36 formed in the piston inner 5a and pressed against the tip of the second arm 32b to press it against the second locking groove 3lb side.
  • a hydraulic piston 38 in contact with it.
  • a positioning projection 35 is formed on the first arm 32a to prevent the operation spring 34 from being deflected.
  • the cylinder bore 36 of the piston inner 5a is The two sides of the groove 28 are cut to form a larger diameter than the width of the housing groove 28 so as to open to the outer peripheral surface of the piston inner 5a.
  • a notch 52 is provided at the tip to receive the tip of the second arm 32b. Therefore, even if a part of the hydraulic piston 38 is exposed in the housing groove 28, the hydraulic piston 38 can be supported on the inner peripheral surface of the cylinder hole 36 over its entire length, and the hydraulic piston 38 can be supported. Since the load of the second arm 32b on the piston 38 acts on the intermediate point in the axial direction of the hydraulic piston 38, the operation of the hydraulic piston 38 can be stabilized.
  • a second hydraulic chamber 37 is defined in which the inner end of the corresponding piston 38 faces.
  • the hydraulic pressure piston receives the hydraulic pressure. 38 presses the second arm 3 2b to swing the locking lever 32 against the force of the operating spring 34, and moves the first arm 32a into the first locking groove 31. After being disengaged from a, the second arm 32b can be engaged with the second locking groove 31b.
  • the hydraulic pressure in the second hydraulic chamber 37 is released, the locking lever 32 swings due to the urging force of the operating spring 34, and the second arm 32b disengages from the second locking groove 3lb. After that, the first arm 32a can be engaged with the first locking groove 31a.
  • the first locking groove 3 la, the first arm 32 a and the driving means 39 form a piston wheel low compression ratio position locking means 30 a
  • the arm 32b and the driving means 39 constitute a piston-high compression ratio position locking means 30b. Therefore, the driving means 39 is shared by both locking means 30a and 30b.
  • 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 this oil passage 44 is connected to the oil passage 44 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 directional control 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 pressure receiving pin 14a with the urging force of the return spring 27 to rotate the raising member 14 to the non-raising position A.
  • the first arm 32a is urged by the urging force of the operating spring 34 toward the inner peripheral surface side of the piston inner 5a, and the piston arm 3a is thereby locked.
  • the second arm 32b is released from the second locking groove 31b force.
  • 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 rotor 5b is pressed against the piston inner 5a by the pressure on the side of the piston a, or when the piston 5 rises, 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 descending stroke of the piston 5
  • the piston inner 5a is pressed against the piston inner 5a by its inertia due to the deceleration of the piston inner 5a.
  • the piston cam 5b descends with respect to the piston inner 5a while engaging the first cam 16 and the second cam 17 with each other, and can move down to the low compression ratio position L.
  • the locking lever 3 2 Swings with the urging force of the operating spring 34, and engages the first arm 32a with the first locking groove 31 (see FIGS. 2 and 4).
  • Low compression ! The dangling position L is maintained.
  • the solenoid 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 passes through the oil passage 44 and the oil chamber 41 so that the first oil is discharged. Since the pressure is supplied to the pressure chamber 25 and the second hydraulic chamber 37, first, as shown in FIG. 9, the hydraulic piston 38 receives the hydraulic pressure of the second hydraulic chamber 37 to operate the locking lever 32. Swing against the biasing force of 3 4 to release the first arm 32 a from the first locking groove 31 a and then press the second arm 32 b against the inner peripheral surface of the piston coater 5 b I do. When the first arm 32a is disengaged from the locking groove 31, the piston auter 5b can be moved to the high compression ratio position H.
  • the piston rotor 5b moves to the high compression ratio position H by the following natural external force. That is, when the piston 5b is drawn toward the combustion chamber 4a by the intake negative pressure in the intake stroke of the engine, or when the piston 5 descends, the distance between the piston ring 10a to 10c and the inner surface of the cylinder pore 2a is increased.
  • piston piston 5b is about to be left behind piston inner 5a due to the frictional resistance that occurs during piston stroke, or when piston inner 5a decelerates in the second half of the upward stroke of piston 5, piston inerter 5b causes piston inner 5b to move due to its inertia.
  • 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 rotor 5b and slidably engages with each other. Since the rotation with respect to the piston inner 5a is restricted by the mating spline teeth 1 1a and the spline grooves 11, the top shape of the piston outer 5b facing the combustion chamber 4a corresponds to the shape of the combustion chamber 4a. As a result, the compression ratio at the high compression ratio position H of the piston rotor 5b can be effectively increased.
  • the large thrust received by the piston rotor 5b from the combustion chamber 4a during the expansion of the engine is applied to the first cam 16 and the second cam 17 mutually. Since it acts perpendicularly on the contacting flat top surfaces 16b and 17b, the thrust does not rotate the raising member 14 and, therefore, the hydraulic pressure supplied to the first hydraulic chamber 25 is equal to the aforementioned hydraulic pressure. There is no hindrance because the piston rotor 5b can be stably held at the high compression ratio position H even if it does not require a high pressure to withstand the force and even if there are some bubbles in the first hydraulic chamber 25. No.
  • the movement of the piston outer 5b between the low compression ratio position L and the high compression ratio position H is caused by moving the piston 5 between the piston inner and the outer 5a, 5b in the axial direction, or moving them closer to each other. Since the natural external force acting to make it work is generated, it is sufficient for the actuary 20 to exhibit the output simply rotating the raising member 14 between the non-raising position A and the raising position B. As a result, the capacity and size of the actuator 20 can be reduced.
  • the frictional resistance between the piston ring 10a to 10c and the inner surface of the cylinder bore 2a and the inertial force of the piston outer 5b are particularly effective. Also, while the above frictional resistance changes relatively little with changes in engine speed, Since the inertia force of the piston auter 5b increases in a quadratic curve as the engine speed increases, the above-mentioned frictional resistance is dominant in the low engine speed region for the position change of the piston auter 5b. In the high engine speed range, the inertia of Biston Outer 5b is dominant.
  • Each actuator 20 is operated by the hydraulic pressure in the first hydraulic chamber 25 to move the raising member 14 from the non-raising position A to the raising position B.
  • the return spring 27 is operated by the urging 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 one set of actuators is provided. Only one hydraulic chamber 25 is required, and the configuration can be simplified.
  • first and second arms 32a, 32b at both ends of the locking levers 32 which are pivotally supported by the piston inner 5a, are provided with the piston-auter low-compression-ratio position locking means 30 and the piston-auter high-compression. Since it is a component of the relative position locking means 30b, the configuration of both locking means 30a and 30b can be simplified. Further, since both locking means 30a and 30b are provided with a common driving means 39, the structure can be further simplified. Furthermore, since the driving means 39 is composed of an operating spring 34 and a hydraulic piston 38 that press the first and second arms 32a and 32b, respectively, the second hydraulic pressure for applying hydraulic pressure to the hydraulic piston 38 is provided. Room 37 is enough in the room, and the configuration is simple.
  • first and second hydraulic chambers 25, 37 are switchably connected to an oil pump 46 and an oil sump 47 via a common electromagnetic switching valve 45, so that a common hydraulic pressure is applied to the actuators. Evening 20 and the biston counter 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.
  • the actuary 20 is arranged at equal intervals in the circumferential direction of the raising member 14, it is smoothly rotated around the pivot 12 without imparting an uneven load to the raising member 14. Since the total output of multiple sets of actuators 20 is large, it is possible to reduce the capacity of each set of actuators 20 and further reduce the size.
  • the operating plunger 23 and the return which are components of each group Since the plunger 24 is fitted in the common cylinder hole 21 formed in the piston inner 5a, the structure is simple, and the drilling is simple, which can contribute to cost reduction.
  • two sets of actuators 20 When two sets of actuators 20 are provided, the cylinder bores 21 and 21 are formed in the piston inner 5a in parallel with the piston pin 6, so that the cylinder pin 21 does not interfere with the piston pin 6. In the narrow interior of the piston inner 5a, two sets of actuators 20, 20 can be arranged at equal intervals in the circumferential direction of the raising member 14.
  • the axes of the actuation and return plungers 23 and 24 are arranged so as to intersect the axis of each pressure receiving pin 14a at a right angle to the radius line of the pivot 12, so that the actuation and return plungers 23 and 24 are arranged.
  • This pressing force can be efficiently transmitted to the raising member 14 via the pressure receiving pin 14, which can contribute to the compactness of the actuator 20.
  • FIGS. 138 to 13C Next, a second embodiment of the present invention shown in FIGS. 138 to 13C will be described.
  • the first cam 116 and the second cam 117 formed on the raising member 114 and the piston shaft 105b respectively include a shaft when the raising member 114 rotates from the non-raising position A to the raising position B.
  • the structure is the same as that of the previous embodiment except that slopes 116a and 117a are formed so as to slide away from each other.
  • the reference numerals obtained by adding 100 to the reference numerals of the previous embodiment are given, and the description thereof is omitted.
  • each of the cams 116 and 117 is a slope 116a and 117a
  • the interval between the adjacent cams 116 and 117 is wider than that of the previous embodiment, and the height is increased.
  • the working stroke angle of the member 114 increases, and the area of the top surfaces 116b, 117b of the cams 116, 117 decreases, but the natural external force for moving the piston rotor 105b to the high compression ratio position H is weak.
  • the rotating power to the raising position B is applied to the raising member 114 by an actuating mechanism (not shown)
  • the piston 1105b can be pushed up to the high compression ratio position H by the mutual lifting action of the surfaces 1 16a and 1 17a.
  • 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 mode of the electromagnetic switching valve 45 may be reversed from that of the above embodiment. That is, the oil passage 44 can be connected to the oil pump 46 when the switching valve 45 is not energized, and the oil passage 44 can be connected to the oil reservoir 47 when energized.

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Abstract

ピストンインナ（５ａ）と，その外周に軸方向にのみ摺動可能に嵌合して低圧縮比位置（Ｌ）及び高圧縮比位置（Ｈ）間を移動し得るピストンアウタ（５ｂ）と，ピストンインナ及びアウタ（５ａ，５ｂ）の軸線周りで非嵩上げ位置（Ａ）及び嵩上げ位置（Ｂ）間を回動し得る嵩上げ部材（１４）と，該部材（１４）に連結されて，これを非嵩上げ位置（Ａ）及び嵩上げ位置（Ｂ）に回動するアクチュエータ（２０）とを備える内燃機関の圧縮比可変装置であって、ピストンインナ（５ａ）及びピストンアウタ（５ｂ）間には，ピストンアウタ（５ｂ）が高圧縮比位置（Ｈ）に到達したとき作動してピストンインナ（５ａ）及びピストンアウタ（５ｂ）の軸方向の相対移動を阻止するピストンアウタ高圧縮比位置係止手段（３０ｂ）を設けた。これにより、ピストンアウタを回転させることなく簡単，的確に低圧縮比位置及び高圧縮比位置に作動し得る，圧縮比可変装置を提供することができる。

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， ピ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で構成し， ピストン ァウタを低圧縮比位置に作動して機関の圧縮比を下げ， 高圧縮比位置に作動して 同圧縮比を高めるようにしたもの、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 ) ピストンァウタをピス 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ビス トンィ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， これらピストンィ ンナ及びァゥ夕間に， 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， ピストンァゥ夕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， ピストンァウタを低圧縮比位置及び高圧縮 比位置に作動するために， ピストンァゥ夕を回転させる必要があるので， ピスト ンァウタの頂面の形状を， 燃焼室の天井面形状や吸気及び排気弁の配置に対応し て自由に設定することができず， 高圧縮比位置で機関の圧縮比を充分に高めるこ とが困難である。 また上記 ( 2 ) の装置では， 特にピストンァウタが高圧縮比位 置にあるとき， 機関の膨張行程でピストンァゥ夕が受ける大なるスラスト荷重を 上部油圧室の油圧で支えるので， 上部油圧室には高圧に耐えるシールが必要とな り， その上， 上部油圧室に気泡が発生するとピストン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 卜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， このピストンィンナの 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， 前記ピ 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， これらピストンインナ及びァウタ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， ピストンァウタを高 圧縮比位置に保持する嵩上げ位置間をビストンィンナ及ぴァゥ夕の軸線周りに回 動し， 且つその非嵩上げ位置では自然外力によるピストンァウタの低圧縮比位置 及び高圧縮比位置間での移動を許容する嵩上げ部材と， この嵩上げ部材に連接さ れるァクチユエ一夕と， 前記ピストンインナ及びピストンァゥ夕間に設けられて， ピストンァウタの高圧縮比位置を超える移動は阻止するが， ピストンァゥ夕の低 圧縮比位置側への移動は許容するピストンァゥタストッパ手段と， また前記ピス トンィンナ及びビストンァウタ間に配設されて， ピストンァゥ夕が低圧縮比位置 に到達したとき作動してピストンィンナ及びピストンァゥ夕の軸方向の相対移動 を阻止するピストンァゥ夕低圧縮比位置係止手段とを備え， さらに前記ビストン ィンナ及びビストンァゥ夕間には， ピストンァウタが高圧縮比位置に到達したと き作動してピストンィンナ及びピストンァウタの軸方向の相対移動を阻止するピ ストンァゥ夕高圧縮比位置係止手段を設けることを第 1の特徴とする。
尚， 前記自然外力には， 燃焼室での燃焼圧力， 混合気の圧縮圧力， ピストンァ ウタがシリンダポアの内面から受ける摩擦抵抗， ピストンァウタの慣性力， ピス トンァウタに作用する吸気負圧等がある。
この第 1の特徴によれば， ピストンァウタ'高圧縮比位置係止手段の作動を解除 しながら， ァクチユエ一夕により嵩上げ部材を非嵩上げ位置に回動すると， 嵩上 げ部材が， ピストンァゥ夕の低圧縮比位置への移動を許容する。 そこでピストン ァウタが自然外力により低圧縮比位置まで移動すると， ピストンァゥ夕低圧縮比 位置係止手段の作動により， そのビストンァゥ夕を低圧縮比位置に保持すること がでさる。
またピストンァウタ低圧縮比位置係止手段の作動を解除しながら， ァクチユエ —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回動すると， ピストン ァゥ夕は自然外力によりピストンァゥタストッパ手段で規制される高圧縮比位置 まで移動して， 嵩上げ位置の嵩上げ部材によって保持される。
また上記のようにピストンァウタが高圧縮比位置に到達したときは， ピストン ァゥ夕高圧縮比位置係止手段の作動により， ピストンィンナ及びピストンァウタ の軸方向の相対移動が阻止されるので， ピストンァウタ低圧縮比位置係止手段の 作動を解除して， 自然外力によりピストンァウタを低圧縮比位置から高圧縮比位 置に移動させたとき， 嵩上げ部材の嵩上げ位置への作動遅れがあって， ピストン ァウタがピストンァゥタストッパ手段から反動を受けても， その反動をピストン ァウタ高圧縮比位置係止手段が支えることにより， ピストンァウタの高圧縮比位 置からの跳ね返りを防いで， ビストンァウタを高圧縮比位置に的確に保持するこ とができる。
ところで， 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， 低圧縮比位置及び高圧縮比位置間で移動することができ， 燃焼室に臨むピス トンァゥ夕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。 しかもピストンァゥ夕の低圧縮 比位置， 高圧縮比位置の何れにおいても， 機関の膨張行程時， ピストンァウタが 燃焼室から受ける犬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 小容量化， 延いては小型化が可能となる。 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ビ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， 前記ピストンァウタ高圧縮比位置係止手 段を， 前記ピストンァゥ夕の内周面に形成した周方向の第 1係止溝と， 前記ピス トンィンナに支持されて， 前記ピストンァウタが高圧縮比位置に到達したとき前 記第 1係止溝に係合し得る作動位置と， 同第 1係止溝から離脱する後退位置間を 移動する第 1係止部材と， この第 1係止部材を上記二位置に駆動する駆動手段と で構成し， また前記ピストンァウタ低圧縮比位置係止手段を， 前記ピストンァゥ 夕の内周面に形成した周方向の第 2係止溝と， 前記ピストンインナに支持されて, 前記ビストンァウタが低圧縮比位置に到達したとき前記第 2係止溝に係合し得る 作動位置と， 該第 2係止溝から離脱する後退位置間を移動する第 2係止部材と, この第 2係止部材を上記二位置に駆動する駆動手段とで構成したことを第 2の特 徴とする。
この第 2の特徴によれば， ピストンインナに何れも支持される第 1及び第 2係 止部材により， ピストンァウタを低圧縮比位置及び高圧縮比位置に係止すること ができ， ピストンァゥ夕低圧縮比位置係止手段及びピストンァウタ高圧縮比位置 係止手段の構成の簡素化に寄与し得る。
さらに本発明は， 第 2の特徴に加えて， 前記第 1及び第 2係止部材を， 前記ピ ストンィンナに揺動可能に軸支される単一の係止レバ一の， 揺動中心部から反対 方向に延びる第 1アーム及び第 2アームによりそれぞれ構成し， この係止レバ一 を単一の駆動手段に揺動させて， 前記第 1及び第 2アームを前記第 1及び第 2係 止溝に交互に係合させるようにしたことを第 3の特徴とする。
この第 3の特徴によれば， ピストンァウタ低圧縮比位置係止手段及びピストン ァウタ高圧縮比位置係止手段を， 第 1及び第 2アームを持つ単一の係止レバーと， 上記両アームに共通な駆動手段とで構成することができ， その構成の更なる簡素 化に寄与し得る。
さらにまた本発明は， 第 3の特徴に加えて， 前記駆動手段を， 前記第 1及び第 2アームの一方を対応する係止溝との係合方向に付勢する作動ばねと， 油圧源か らの油圧を受けて前記第 1及び第 2アームの他方を対応する係止溝との係合方向 に押圧し得る油圧ピストンとで構成したことを第 4の特徴とする。
この第 4の特徴によれば， 油圧ピストンへの油圧の供給及び解放を単に制御す ることにより， 作動ばねとの協働で第 1及び第 2アームを交互に作動することが でき， 駆動手段の構成の簡素化を図ることができる。 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線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。 図 3は図 2の 3 - 3線断面図， 図 4は図 2の 4— 4線断面図， 図 5は図 2の 5— 5線断面図， 図 6は図 2の 6— 6線断面図， 図 7.は図 2の 7— 7線断面図， 図 8は高圧縮比状 態を示す， 図 2との対応図， 図 9は図 8の 9一 9泉断面図， 図 1 0は図 8の 1 0 ― 1 0線断面図， 図 1 1 A〜図 1 1 Cは嵩上げ部材の作用説明図， 図 1 2は図 9 の 1 2— 1 2 It断面図， 図 1 3 A〜図 1 3 Cは本発明の第 2実施例を示す， 図 1 1との対応図である。
発明を実施するための最良の形態
本発明の実施の形態を， 添付図面に示す本発明の一実施例に基づいて以下に説 明する。
先ず， 図 1〜図 1 2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 るシリンダブロック 2と， このシリンダブロック 2の下端に結合されるクランク ケース 3と， シリンダポア 2 aに連なる燃焼室 4 aを有してシリンダブ口ック 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。 図 2及び図 3に示すように， ピストンィンナ及びァウタ 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， ビストンィンナ及びァウタ 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 12に回動可能に嵌合する円環状の嵩上げ部材 14が載置され， この嵩上げ部材 14の上面を押さえて， これの枢軸部 12からの離脱を阻止する 押さえリング 50が枢軸部 12の上面にビス 51で固着される。 枢軸部 12は， コンロッドン 7の小端部 7 aを受容すべく複数 （図では 4個） のブロック 12 a,
12 aに分害 ijされている。
嵩上げ部材 14は， その軸線周りに設定される非嵩上げ位置 A及び嵩上げ位置
B間を往復回動し得るもので， その往復回動に伴いピストンァウタ 5 bをビスト ンインナ 5 a寄りの低圧縮比位置 L (図 2参照） と， 燃焼室 4 a寄りの高圧縮比 位置 H (図 8参照） とに交互に保持するカム機構 15が嵩上げ部材 14及びビス トンァウタ 5 b間に設けられる。
図 7及び図 11 A〜図 11Cに明示するように， カム機構 15は， 嵩上げ部材
14の上面に形成される複数の凸状第 1カム 16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 17とからなっており， これら第 1及び第
2カム 16， 17は， 嵩上げ部材 14が非嵩上げ位置 Aにあるときは， 周方向に 交互に並んでピストンァゥ夕 5 bの低圧縮比位置 L又は高圧縮比位置 Hへの移行 を許容するようになっている。
これら第 1カム 16及び第 2カム 17の， 嵩上げ部材 14の周方向に並ぶ両側 面は， 各カム 16， 17の根元から略垂直に起立する絶壁面 16 a, 17 aとな つており， 両絶壁面 16 a, 17 aの上縁間を接続する平坦な頂面 16b, 17 bは， 嵩上げ部材 14が嵩上げ位置 Bに到達したとき互いに当接してピストンァ ウタ 5 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 16, 17の両側面を絶壁面 16 a, 17 aとしたことで， 周方向に並 ぶ各カム 16, 17の隣接間隔を狭くすることが可能となり， また各カム 16，
17の頂面 16b, 17bの総合面積を大きく設定することができる。
ピストンァウタ 5 bが高圧縮比位置 Hに達したときは， ピストンァウタ 5 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， ビストンインナ 5 aの下端面に当接するストッパリング 18がピストン ァゥ夕 5 bの下端部内周面に係止される。
ピストンインナ 5 a及び嵩上げ部材 14間には， 嵩上げ部材 14を非嵩上げ位 置 A又は嵩上げ位置 Bへ回動させるァクチユエ一夕 20が設けられる。 このァク チユエ一タ 20について図 2, 図 5及び図 6を参照しながら説明する。
ビストンインナ 5 aには， ピストンピン 6を挟んでそれと平行に延びる一対の 有底のシリンダ孔 21， 21と， 各シリンダ孔 21, 21の中間部の上壁を貫通 する長孔 54， 54と力 S設けられ， 嵩上げ部材 14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 14a, 14 aがこれら長孔 54， 54を通 してシリンダ孔 21， 21に臨ませてある。 長孔 54， 54は， 受圧ピン 14 a， 14aが嵩上げ部材 1 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 21, 21には， 対応する受圧ピン 14 a, 14aを挟んで作動プ ランジャ 23， 23及び有底円筒状の戻しブランジャ 24, 24が摺動可能に嵌 装される。 その際， 作動プランジャ 23, 23同士及び戻しプランジャ 24， 2 4同士は， それぞれピストン 5の軸線に関して点対称に配置される。
各シリンダ孔 21内には， 作動ブランジャ 23の内端が臨む第 1油圧室 25が 画成され， 該室 25に油圧を供給すると， その油圧を受けて作動プランジャ 23 が受圧ピン 14 aを介して嵩上げ部材 14を嵩上げ位置 Bへ回動するようになつ ている。
嵩上げ部材 1 の非嵩上げ位置 Aは， 各シリンダ孔 21, 21の底面に当接す る作動プランジャ 23， 23の先端に受圧ピン片 14 a, 14 aが当接すること により規定され （図 5参照） ， 嵩上げ部材 14の嵩上げ位置 Bは， ばね保持環 5 2のスカート部 52 aに当接する戻しプランジャ 24の先端に受圧ピン 14 aが 当接することにより規定される （図 10参照） 。 こうすることにより， 嵩上げ部 材 14の非嵩上げ位置 Aでは， 隣接する第 1及び第 2カム 16， 17の側面接触 を回避して （図 11 A参照） , ピストンァウタ 5 bの高圧縮比位置 Hへのスムー ズな移動が可能となる。
而して， 嵩上げ部材 14及びァクチユエ一夕 20は， 燃焼室 4 aでの燃焼圧力, 混合気の圧縮圧力， ピストンァゥ夕 5 bの 1貫性力や， 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， ピストンァゥ夕 5 bに作用する吸気負 圧等， ピストンィンナ及びァウタ 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， ピストンァウタ 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及びピストンァゥ夕 5 b間には， ピストンァゥ夕 5 b が低圧縮比位置 Lに来たとき， このピストンァゥ夕 5 bをピストンインナ 5 aに 対して軸方向に係止するビストンァウタ低圧縮比位置係止手段 3 0 aと， ピスト ンァゥ夕 5 bが高圧縮比位置 H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に対して軸方向に係止するピストンァウタ高圧縮比位置係止手段 3 0 bとが設けられる。 これら係止手段 3 0 a， 3 O bについて， 図 2， 図 4， 図 8 , 図 9， 図 1 2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 （図示例では 2条） の 第 1係止溝 3 1と， これら第 1係止溝 3 1 aの下方で周方向に延びる複数 （第 1 係止溝 3 1 aと同数） の第 2係止溝 3 1 bとがそれぞれ周方向等間隔置きに形成 される。 一方， ピストンインナ 5 aには， その周壁の複数 （第 1係止溝 3 l aと 同数） の収容溝 2 8において複数 （第 1係止溝 3 1 aと同数） の係止レバー 3 2 がそれぞれピボット軸 3 3を介して揺動自在に取り付けられる。 各係止レバ一 3 2は， その揺動中心部から互いに反対方向に延びる第 1及び第 2アーム 3 2 a， 3 2 bを備えており， この係止レバー 3 2には， ピストンァウタ 5 bが低圧縮比 位置 Lに来たとき第 1アーム 3 2 aを第 1係止溝 3 1 aに， またピストンァゥ夕 5 bが高圧縮比位置 Hに来たとき第 2アーム 3 2 bを第 2係止溝 3 1 bに交互に 係合させるように， 該レバー 3 2を揺動させる駆動手段 3 9が接続される。
駆動手段 3 9は， 収容溝 2 8底部及び第 1アーム 3 2 a間に装着されて第 1ァ ーム 3 2 aを第 1係止溝 3 1 aとの係合方向に付勢するコイル状の作動ばね 3 4 と， ピストンインナ 5 aに形成されたシリンダ孔 3 6に嵌装されて第 2アーム 3 2 bの先端に， それを第 2係止溝 3 l b側に押圧すべく当接する油圧ピストン 3 8とから構成される。 その際， 第 1ァ一ム 3 2 aには， 作動ばね 3 4の妄動を防 ぐ位置決め突起 3 5が形成される。
また特に図 1 2に示すように， ピストンインナ 5 aのシリンダ孔 3 6は， 収容 溝 2 8の両側壁を削ってピストンインナ 5 aの外周面に開口するように， 収容溝 2 8の溝幅より大径に形成され， このシリンダ孔 3 6に嵌合する油圧ビストン 3 8の先端部には， 第 2アーム 3 2 bの先端を受容する切欠き 5 2が設けられる。 したがって， 油圧ピストン 3 8の一部が収容溝 2 8に露出していても， 油圧ピス トン 3 8をその全長に渡りシリンダ孔 3 6の内周面で支承することができると共 に， 油圧ピストン 3 8に対する第 2アーム 3 2 bの荷重が油圧ビストン 3 8の軸 方向中間点に作用することになるから， 油圧ピストン 3 8の作動の安定化をもた らすことができる。
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， その油圧を受けて油圧ピス トン 3 8が第 2ァ一ム 3 2 bを押圧して係止レバ一 3 2を作動ばね 3 4の力に抗 して揺動させ， 第 1アーム 3 2 aを第 1係止溝 3 1 aから離脱させた後， 第 2ァ ーム 3 2 bを第 2係止溝 3 1 bに係合させ得るようになつている。 また第 2油圧 室 3 7の油圧を解放すると， 今度は作動ばね 3 4の付勢力で係止レバー 3 2が揺 動して， 第 2アーム 3 2 bを第 2係止溝 3 l bから離脱させた後， 第 1アーム 3 2 aを第 1係止溝 3 1 aに係合させ得るようになつている。
而して， 第 1係止溝 3 l a, 第 1アーム 3 2 a及び駆動手段 3 9によりピスト ンァウタ低圧縮比位置係止手段 3 0 aが構成され 第 2係止溝 3 1 b， 第 2ァー ム 3 2 b及び駆動手段 3 9によりビストンァウタ高圧縮比位置係止手段 3 0 bが 構成される。 したがって駆動手段 3 9は， 両係止手段 3 0 a , 3 0 bに共有され ることになる。
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及ぴピストンインナ 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， この第 1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 で受圧ピン 1 4 aを押圧して， 嵩上げ部材 1 4を非嵩上げ位置 Aまで回動し， ピ ストンァゥ夕低圧縮比位置係止手段 3 0 aでは作動ばね 3 4の付勢力で第 1ァ一 ム 3 2 aをピストンインナ 5 aの内周面側に付勢し， それに伴ないピストンァゥ 夕高圧縮比位置係止手段 3 0 bでは第 2アーム 3 2 bを第 2係止溝 3 1 b力、ら離 脱させる。
その結果， 図 1 1 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ビストンァウタ 5 bがビストンインナ 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 Lに 下がることができる。 このとき， ピストンインナ 5 aに軸支される係止レバ一 3 2の第 1アーム 3 2 aと， ピストンァウタ 5 bの第 1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の付勢力をもって揺動して， 第 1ァー ム 3 2 aを第 1係止溝 3 1に係合させ （図 2及び図 4参照） ， これによりピスト ンァウタ 5 bの低圧縮!:匕位置 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 は， 圧縮比を下げながら一体 となってシリンダボア 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， 図 9に示すように， 油圧 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 付勢力に抗して揺動させ， 第 1アーム 3 2 aを第 1係止溝 3 1 aから離脱させて から第 2アーム 3 2 bをピストンァウタ 5 bの内周面側に押圧する。 第 1アーム 3 2 a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 移動が可能となる。
そこで， ピストンァウタ 5 bは， 次のような自然外力の作用で高圧縮比位置 H への移動する。 即ち， 機関の吸気行程で吸気負圧によりピストンァゥ夕 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及びシリンダポア 2 a内面間に生ずる摩擦抵抗によりピストンァゥ 夕 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インナ 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， ピストンァウタ 5 b下端部のストッパ リング 1 8がピストンインナ 5 aの下端面に当接することにより， ピストンァゥ 夕 5 bは所定の高圧縮比位置 Hでその上昇は止まる （図 1 1 B参照） 。
こうしてピストンァウタ 5 bが高圧縮比位置 Hに到達すると， 既に， ァクチュ エー夕 2 0では， 作動ブランジャ 2 3が第 1油圧室 2 5の油圧を受けて受圧ピン 1 4 aを嵩上げ位置 Bに向かって押圧しているので， その押圧力により嵩上げ部 材 1 4を図 1 0に示すように非嵩上げ位置 Aから嵩上げ位置 Bへと回動するので, 図 1 1 Cに示すように， 嵩上げ部材 1 4のカム 1 6とピストンァウタ 5 bのカム 1 7とは互いに平坦の頂面 1 6 b, 1 7 bを当接させることになり （図 1 1 C参 照） ， ピストンァウタ 5 bを高圧縮比位置 Hに保持することができる。
また上記のようにピストンァウタ 5 bが高圧縮比位置 Hに到達すると， ビスト ンァゥ夕 5 bの第 2係止溝 3 1 bが係止レバー 3 2の第 2アーム 3 2 bに対向す るため， 第 2アーム 3 2 bは油圧ピストン 3 8の押圧力をもって第 2係止溝 3 1 bに係合して （図 8 , 図 9 ) ， ピストンインナ 5 a及びピストンァゥ夕 5 bの軸 方向の相対移動を阻止する。 したがって， 自然外力によりピストンァウタ 5 bを 低圧縮比位置 Lから高圧縮比位置 Hに移動させたとき， 嵩上げ部材 1 4の嵩上げ 位置 Bへの作動遅れがあって， ピストンァウタ 5 が， ストツパリング 1 8のピ ストンインナ 5 a下端面への衝撃的な当接により反動を受けても， その反動を第 2アーム 3 2 bが支えることにより， ピストンァウタ 5 bの高圧縮比位置 Hから の跳ね返りを防ぎ， それを高圧縮比位置 Hに的確に保持することができる。
そして嵩上げ部材 1 4が嵩上げ位置 Bに回動すれば， 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 a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 タ 5 bの高圧縮比位置 Hでは， 機関の膨張行禾呈時， 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。
しかもピストンァウタ 5 bの低圧縮比位置 L及び高圧縮比位置 H間での移動は, ピストン 5の往復動中， ピストンインナ及びァウタ 5 a， 5 bに， それらを軸方 向に離間させたり近接させようと作用する自然外力を禾拥するものであるから， ァクチユエ一夕 2 0は嵩上げ部材 1 4を， 単に非嵩上げ位置 A及び嵩上げ位置 B 間で回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 2 0 の小容量化及び小型化を図ることができる。
ところで， 上記自然外力のうち， ピストンリング 1 0 a〜l 0 c及びシリンダ ボア 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， ピストンァウタ 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ビストンァウタ 5 bの慣 性力が支配的である。
また各ァクチユエ一夕 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へ回動し得る作動ブランジャ 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， 1組のァクチユエ一タ 2 0にっき油圧室 2 5が 1室で足り， その構成の簡素 化を図ることができる。
またピストンインナ 5 aに軸支される係止レバ一 3 2の両端の第 1及び第 2ァ ーム 3 2 a , 3 2 bがピストンァウタ低圧縮比位置係止手段 3 0 及びピストン ァウタ高圧縮比位置係止手段 3 0 bの各構成部材となるので， 両係止手段 3 0 a , 3 0 bの構成の簡素化を図ることができる。 さらに両係止手段 3 0 a , 3 0 bは 共通の駆動手段 3 9を備えるので， その構成の更なる簡素化を図ることができる。 さらにまた駆動手段 3 9は， 第 1及び第 2アーム 3 2 a， 3 2 bをそれぞれ押圧 する作動ばね 3 4及び油圧ピストン 3 8からなるので， 油圧ピストン 3 8に油圧 を付与する第 2油圧室 3 7がー室で足り， その構成も簡単である。
また第 1及び第 2油圧室 2 5 , 3 7には， 共通の電磁切換弁 4 5を介してオイ 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， 共通の油圧をもって ァクチユエ一夕 2 0及びビ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， 油圧回路の簡素ィ匕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。
またァクチユエ一夕 2 0は， 嵩上げ部材 1 4の周方向に複数組等間隔に配設さ れるので， 嵩上げ部材 1 4に偏荷重を与えることなく， これを枢軸 1 2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 2 0の総合出力は 大きいことから， 各組のァクチユエ一夕 2 0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 2 0の構成要素である作動プランジャ 2 3及び戻し プランジャ 24は， ピストンインナ 5 aに形成された共通のシリンダ孔 21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 20を 2組， 配設する場合には， それぞれのシリンダ孔 2 1， 21がピストンインナ 5 aにピストンピン 6と平行に形成されるので， ピス トンピン 6に干渉されることなく， ピストンインナ 5 aの狭小な内部において 2 組のァクチユエ一夕 20， 20を嵩上げ部材 14の周方向等間隔に配設すること ができる。
また作動及び戻しブランジャ 23， 24の軸線は， 各受圧ピン 14 aの軸線を 横切る， 枢軸 12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 23, 24の押圧力を受圧ピン 14を介して嵩上げ部材 1 4に効率良く伝達することができ， ァクチユエ一夕 20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 23, 24の各端面と， 受圧ピン 14 aの円筒状 外周面とは線接触で接触するので， その接触面積は比較的広く， 面圧の低減を図 り， 耐久性の向上に寄与し得る。
次に図 13八〜図13 Cに示す本発明の第 2実施例について説明する。
この第 2実施例は， 嵩上げ部材 114及びピストンァゥ夕 105 bにそれぞれ 形成される第 1カム 116及び第 2カム 117に， 嵩上げ部材 114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 116 a, 117 aを形成した点を除けば， 前実施例と同様の構成であり， 図 1 3 A〜図 13 C中， 前実施例と対応する部分には， 前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， 各カム 116， 117の一側面を斜面 116 a, 117 aとしたたことで， 前実施例に比して， 各カム 116， 117の隣接間隔が広が り， 嵩上げ部材 114の作動ストローク角度が増加し， また各カム 116, 11 7の頂面 116 b， 117bの面積が減少することになるが， ピストンァウタ 1 05bを高圧縮比位置 Hに移動させる自然外力が弱い場合でも， 図示しないァク チユエ一夕により嵩上げ部材 114に嵩上げ位置 Bへの回動力を付与すれば， 斜 面 1 1 6 a , 1 1 7 a相互のリフト作用によりピストンァゥ夕 1 0 5 bを高圧縮 比位置 Hへ押し上げることができる。
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 4 5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 4 5の非通電状態で油 路 4 4をオイルポンプ 4 6に接続し， 通電状態で油路 4 4を油溜め 4 7に接続す ることもできる。

Claims

請求の範囲
1. コンロッド (7) にピス卜ンピン (6) を介して連結されるビストンィンナ (5 a) と， このピストンインナ （5 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 (4a) に臨ませながら， 前記ピストンインナ (5 a) 寄り の低圧縮比位置 (L) 及び燃焼室 (4a) 寄りの高圧縮比位置 (H) 間を移動し 得るピストンァウタ (5 b, 105b) と， これらピストンィンナ及びァウタ
(5 a, 5b) 間に介裝されてピストンァウタ （5 b, 105b) 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 （5b, 105b) を高圧縮比位置 (H) に保持する嵩上げ位置 (B) 間をピストンイン ナ及びァウタ （5 a, 5b) の軸線周りに回動し， 且つその非嵩上げ位置 (A) では自然外力によるピストンァウタ （5b， 105b) の低圧縮比位置 (L) 及 び高圧縮比位置 (H) 間での移動を許容する嵩上げ部材 （14， 114) と， こ の嵩上げ部材 （14， 114) に連接されるァクチユエ一夕 （20) と， 前記ピ ストンインナ （5 a) 及びピストンァゥ夕 （5b， 105b) 間に設けられて， ピストンァゥ夕 （5b， 105b) の高圧縮比位置 (H) を超える移動は阻止す るが， ピストンァゥ夕 （5b， 105b) の低圧縮比位置 (L) 側への移動は許 容するピストンァゥ夕ストッパ手段 （18) と， また前記ピストンインナ （5 a) 及びピストンァウタ （5b， 105b) 間に配設されて， ピストンァゥ夕 (5b, 105b) が低圧縮比位置 (L) に到達したとき作動してピストンイン ナ （5 a) 及びピストンァゥ夕 （5b， 105b) の軸方向の相対移動を阻止す るピストンァウタ低圧縮比位置係止手段 （30 a) とを備え， さらに前記ピスト ンインナ （5 a) 及びピストンァウタ （5b, 105b) 間には， ピストンァゥ 夕 （5b， 105b) が高圧縮比位置 (H) に到達したとき作動してピストンィ ンナ （5 a) 及びピストンァゥ夕 （5b, 105b) の軸方向の相対移動を阻止 するピストンァウタ高圧縮比位置係止手段 (30b) を設けることを特徴とする, 内燃機関の圧縮比可変装置。
2. 請求項 1記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記ピストンァウタ高圧縮比位置係止手段 (30b) を， 前記ピストンァウタ (5b, 105b) の内周面に形成した周方向の第 1係止溝 （31 a) と， 前記 ピス卜ンインナ （5 a) に支持されて， 前記ピストンァウタ （5b， 105b) が高圧縮比位置 (H) に到達したとき前記第 1係止溝 （31 a) に係合し得る作 動位置と， 同第 1係止溝 （31 a) から離脱する後退位置間を移動する第 1係止 部材 （32 a) と， この第 1係止部材 （32 a) を上記二位置に駆動する駆動手 段 （39) とで構成し， また前記ピストンァウタ低圧縮比位置係止手段 （30 a) を， 前記ピストンァウタ （5b, 105b) の内周面に形成した周方向の第 2係止溝 (3 lb) と， 前記ピストンインナ （5a) に支持されて， 前記ピスト ンァウタ （5b, 105b) が低圧縮比位置 (L) に到達したとき前記第 2係止 溝 （31 b) に係合し得る作動位置と， 該第 2係止溝 (31 b) から離脱する後 退位置間を移動する第 2係止部材 （32b) と， この第 2係止部材 (32b) を 上記二位置に駆動する駆動手段 （39) 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。
3. 請求項 2に記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記第 1及び第 2係止部材を， 前記ピストンインナ （5 a) に揺動可能に軸支 される単一の係止レバ一 （32) の， 揺動中心部から反対方向に延びる第 1ァ一 ム （32 a) 及び第 2アーム （32 b) によりそれぞれ構成し， この係止レバー (32) を単一の駆動手段 （39) により揺動させて， 前記第 1及び第 2アーム 32 a, 32 bを前記第 1及び第 2係止溝 （31 a, 31 b) に交互に係合させ 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。
4. 請求項 3に記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
前記駆動手段 （39) を， 前記第 1及び第 2アーム 32 a, 32bの一方を対 応する係止溝 （31 a, 31 b) との係合方向に付勢する作動ばね (34) と， 油圧源 （46) からの油圧を受けて前記第 1及び第 2アーム 32 a， 32 bの他 方を対応する係止溝 （31 a， 31b) との係合方向に押圧し得る油圧ピストン (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。
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