図面 (/)

この項目の情報は公開日時点(2012年5月24日)のものです。
また、この項目は機械的に抽出しているため、正しく解析できていない場合があります

図面 (14)

課題

シリンダブロッククランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、燃焼圧シリンダヘッドに作用して取付ボルトを介してシリンダブロックに作用しても、シリンダブロックの下部から外側へ突出するように一体的に形成された可変圧縮比機構のための軸受サポート塑性変形を抑制可能とする。

解決手段

シリンダブロック2には、シリンダブロックの端面2aにシリンダヘッド3を固定するための取付ボルトSRが螺合するネジ穴SHがシリンダ軸線方向に形成され、端面からネジ穴と取付ボルトとの螺合長中心SCまでの距離D1は、端面から軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より長くされている。

概要

背景

シリンダブロッククランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である(特許文献1参照)。

このような可変圧縮比機構は、一般的に、カム機構又はリンク機構を利用するものであるために、シリンダブロックの下部にはカム機構又はリンク機構の軸を収容するための軸受サポートが外側へ突出するように一体的に形成されている。

ところで、シリンダブロックにはシリンダヘッド取付ボルトを使用して固定される。それにより、内燃機関の燃焼時にシリンダ内に発生する燃焼圧は、シリンダヘッドに作用することにより取付ボルトを介して、可変圧縮比機構の軸により支持されたシリンダブロックをシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する。

概要

シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、燃焼圧がシリンダヘッドに作用して取付ボルトを介してシリンダブロックに作用しても、シリンダブロックの下部から外側へ突出するように一体的に形成された可変圧縮比機構のための軸受サポートの塑性変形を抑制可能とする。シリンダブロック2には、シリンダブロックの端面2aにシリンダヘッド3を固定するための取付ボルトSRが螺合するネジ穴SHがシリンダ軸線方向に形成され、端面からネジ穴と取付ボルトとの螺合長中心SCまでの距離D1は、端面から軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より長くされている。

目的

本発明の目的は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、燃焼圧がシリンダヘッドに作用して取付ボルトを介してシリンダブロックに作用しても、シリンダブロックの下部から外側へ突出するように一体的に形成された可変圧縮比機構のための軸受サポートの塑性変形を抑制可能とすることである

効果

実績

技術文献被引用数
0件
牽制数
0件

この技術が所属する分野

ライセンス契約や譲渡などの可能性がある特許掲載中! 開放特許随時追加・更新中 詳しくはこちら

請求項1

シリンダブロッククランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記シリンダブロックの下部からは外側へ突出するように前記可変圧縮比機構のための軸受サポートが一体的に形成され、前記シリンダブロックには、前記シリンダブロックの端面にシリンダヘッドを固定するための取付ボルト螺合するネジ穴シリンダ軸線方向に形成され、前記端面から前記ネジ穴と前記取付ボルトとの螺合長中心までの距離は、前記端面から前記軸受サポートの軸孔中心までの距離より長くされていることを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。

技術分野

0001

本発明は、可変圧縮比機構を備える内燃機関に関する。

背景技術

0002

シリンダブロッククランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である(特許文献1参照)。

0003

このような可変圧縮比機構は、一般的に、カム機構又はリンク機構を利用するものであるために、シリンダブロックの下部にはカム機構又はリンク機構の軸を収容するための軸受サポートが外側へ突出するように一体的に形成されている。

0004

ところで、シリンダブロックにはシリンダヘッド取付ボルトを使用して固定される。それにより、内燃機関の燃焼時にシリンダ内に発生する燃焼圧は、シリンダヘッドに作用することにより取付ボルトを介して、可変圧縮比機構の軸により支持されたシリンダブロックをシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する。

先行技術

0005

特開2009−062866
特開2005−041524

発明が解決しようとする課題

0006

前述の押圧力の大部分が、可変圧縮比機構の軸により支持された軸受サポートに引張力として作用すると、軸孔長円となるように軸受サポートが塑性変形して可変圧縮比機構を破損させることがある。

0007

従って、本発明の目的は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関において、燃焼圧がシリンダヘッドに作用して取付ボルトを介してシリンダブロックに作用しても、シリンダブロックの下部から外側へ突出するように一体的に形成された可変圧縮比機構のための軸受サポートの塑性変形を抑制可能とすることである。

課題を解決するための手段

0008

本発明による請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、前記シリンダブロックの下部からは外側へ突出するように前記可変圧縮比機構のための軸受サポートが一体的に形成され、前記シリンダブロックには、前記シリンダブロックの端面にシリンダヘッドを固定するための取付ボルトが螺合するネジ穴がシリンダ軸線方向に形成され、前記端面から前記ネジ穴と前記取付ボルトとの螺合長中心までの距離は、前記端面から前記軸受サポートの軸孔中心までの距離より長くされていることを特徴とする。

発明の効果

0009

本発明による請求項1に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、シリンダブロックをクランクケースに対して相対移動させる可変圧縮比機構を備える内燃機関であって、シリンダブロックの下部からは外側へ突出するように可変圧縮比機構のための軸受サポートが一体的に形成され、シリンダブロックには、シリンダブロックの端面にシリンダヘッドを固定するための取付ボルトが螺合するネジ穴がシリンダ軸線方向に形成され、シリンダブロックの端面からネジ穴と取付ボルトとの螺合長中心までの距離は、シリンダブロックの端面から軸受サポートの軸孔中心までの距離より長くされているために、燃焼圧が、シリンダヘッドに作用して取付ボルトを介して、可変圧縮比機構の軸により支持されたシリンダブロックをシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する際に、押圧力の大部分が、軸受サポートに引張力としてではなくせん断力として作用するようになり、軸受サポートが引張力によって軸孔を長円とするように塑性変形することはなく、可変圧縮比機構を破損させる軸受サポートの塑性変形を抑制することができる。

図面の簡単な説明

0010

内燃機関の全体図である。
可変圧縮比機構の分解斜視図である。
図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
可変バルブタイミング機構を示す図である。
吸気弁および排気弁リフト量を示す図である。
機械圧縮比実圧縮比および膨張比を説明するための図である。
理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
通常のサイクルおよび超高膨張比サイクルを説明するための図である。
機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
シリンダヘッドのシリンダブロックへの取付構造を示す図である。
シリンダヘッドの取付ボルトの従来の螺合位置を示す図である。
軸受サポートの塑性変形を示す図である。
取付ボルトとネジ穴との螺合長中心を説明するための図である。

実施例

0011

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

0012

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

0013

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

0014

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

0015

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

0016

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

0017

図2に示されるように一対のカムシャフト54,55が設けられており、各カムシャフト54,55上には一つおきに各カム挿入孔53内に回転可能に挿入される円形カム58が固定されている。これらの円形カム58は各カムシャフト54,55の回転軸線と共軸をなす。一方、各円形カム58の両側には図3に示すように各カムシャフト54,55の回転軸線に対して偏心配置された偏心軸57が延びており、この偏心軸57上に別の円形カム56が偏心して回転可能に取付けられている。図2に示されるようにこれら円形カム56は各円形カム58の両側に配置されており、これら円形カム56は対応する各カム挿入孔51内に回転可能に挿入されている。また、図2に示されるようにカムシャフト55にはカムシャフト55の回転角度を表す出力信号を発生するカム回転角度センサ25が取付けられている。

0018

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

0019

なお、図3(A)、図3(B)、図3(C)には夫々の状態における円形カム58の中心aと偏心軸57の中心bと円形カム56の中心cとの位置関係が示されている。

0020

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

0021

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

0022

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

0023

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

0024

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

0025

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

0026

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

0027

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

0028

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

0029

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

0030

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

0031

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

0032

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

0033

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

0034

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

0035

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

0036

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

0037

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

0038

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

0039

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

0040

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

0041

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

0042

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

0043

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

0044

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

0045

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

0046

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

0047

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

0048

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

0049

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

0050

ところで、シリンダブロック2の下部には、前述したように、可変圧縮比機構Aのカムシャフト54(55)を収納するカム挿入孔51を有する突出部50が一体的に形成されている。こうして、突出部50は、カムシャフ54のような軸を収納するための軸孔51を有する軸受サポートとして機能する。可変圧縮比機構Aが、カム機構ではなく、リンク機構を利用する場合にも、シリンダブロック2の下部には、同様な突出部50として、リンク機構の軸を収納するための軸孔51を有する軸受サポート50が一体的に形成される。

0051

図10に示すように、シリンダブロック2の端面2aには、シリンダヘッド3が取付ボルトSRを使用して固定される。取付ボルトSRは、比較的長く、先端にネジ部を有している。シリンダブロック2には、取付ボルトSRのネジ部が螺合するネジ穴SHがシリンダ軸線方向に形成されている。図10においてWは冷却水通路である。

0052

本実施例において、シリンダブロック2の端面2aからネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SC(詳しくは後述する)までの距離D1は、シリンダブロック2の端面2aから軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より長くされている。

0053

内燃機関の燃焼時にシリンダ内に発生する燃焼圧は、シリンダヘッド3に作用することにより取付ボルトSRを介して、可変圧縮比機構Aの軸により支持されたシリンダブロック2をシリンダ軸線方向に沿って押し上げようとする押圧力として作用する。

0054

もし、図11に示すように、シリンダブロック2の端面2aからネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SCまでの距離D1’が、シリンダブロック2の端面2aから軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より短くされていると、燃焼時にシリンダブロック2に作用する押圧力の大部分が、可変圧縮比機構Aの軸54(55)により支持位置51bにおいて支持された軸受サポート50に引張力として作用することとなり、図12に示すように、軸孔51が長円となるように軸受サポート50が塑性変形して可変圧縮比機構Aを破損させることがある。ここで、支持位置51bは、軸受サポート50の軸孔51における最もクランクケース側の位置となる。

0055

これに対して、本実施例では、シリンダブロック2の端面2aからネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SCまでの距離D1は、シリンダブロック2の端面2aから軸受サポート50の軸孔中心51aまでの距離D2より長くされ、好ましくは、シリンダブロック2の端面2aから可変圧縮比機構Aの軸54(55)による軸受サポート50の支持位置51bまでの距離と等しくされている。それにより、燃焼時にシリンダブロック2に作用する押圧力の大部分は、軸受サポート50に引張力としてではなくせん断力として作用するために、軸受サポート50が引張力によって軸孔51を長円とするように塑性変形することはなく、可変圧縮比機構Aを破損させる軸受サポート50の塑性変形を抑制することができる。

0056

図13は、ネジ穴SHと取付ボルトSRとの螺合長中心SCを説明する拡大図である。ネジ穴SHに対して取付ボルトSRの先端のネジ部が螺合するシリンダ軸線方向の長さLの中心が螺合長中心SCであり、ネジ穴SHのネジ長さL1の中心でも取付ボルトSRのネジ部の長さL2の中心でもない。

0057

もし、シリンダブロック2にシリンダ軸線方向の貫通穴を形成して、シリンダブロック2のクランクケース側からボルトを挿入してシリンダヘッド3に形成されたネジ穴に対してボルトを螺合させるようにすれば、ボルトの頭部の位置が、軸受サポート50の軸孔中心51aよりクランケース側となり、燃焼時にシリンダヘッド3を介してシリンダブロック2に作用する押圧力の大部分は、軸受サポート50にせん断力として作用するようになり、軸受サポート50が引張力によって軸孔51を長円とするように塑性変形することはない。

0058

2シリンダブロック
2a 端面
3シリンダヘッド
50軸受サポート
SRボルト
SHネジ穴
SC螺合長中心
A 可変圧縮比機構

ページトップへ

この技術を出願した法人

この技術を発明した人物

ページトップへ

関連する挑戦したい社会課題

関連する公募課題

該当するデータがありません

ページトップへ

おススメ サービス

おススメ astavisionコンテンツ

新着 最近 公開された関連が強い技術

  • リカルドユーケーリミテッドの「 スプリットサイクルエンジン」が 公開されました。( 2020/09/24)

    【解決手段】 スプリットサイクル内燃エンジンは、圧縮ピストンを収容する圧縮シリンダと、燃焼ピストンを収容する燃焼シリンダと、燃焼シリンダに作動流体を供給するように、圧縮シリンダと燃焼シリンダとの間に... 詳細

  • 日産自動車株式会社の「 内燃機関」が 公開されました。( 2020/09/24)

    【課題】ノッキングの要因となる吸気の吹き返しを抑制しつつ希薄燃焼に必要なタンブルを確保して、燃料消費率の向上を図る。【解決手段】内燃機関は、筒内直噴型火花点火内燃機関であり、過給を行いつつ希薄燃焼を行... 詳細

  • トヨタ自動車株式会社の「 排気再循環バルブ暖機装置」が 公開されました。( 2020/09/24)

    【課題】排気再循環バルブの暖機を早期に完了する。【解決手段】排気通路14の途中に設けられた排気スロットル16と、排気通路14における排気スロットル16よりも上流側から延びて吸気通路13に接続された排気... 詳細

この 技術と関連性が強い人物

関連性が強い人物一覧

この 技術と関連する社会課題

関連する挑戦したい社会課題一覧

この 技術と関連する公募課題

該当するデータがありません

astavision 新着記事

サイト情報について

本サービスは、国が公開している情報(公開特許公報、特許整理標準化データ等)を元に構成されています。出典元のデータには一部間違いやノイズがあり、情報の正確さについては保証致しかねます。また一時的に、各データの収録範囲や更新周期によって、一部の情報が正しく表示されないことがございます。当サイトの情報を元にした諸問題、不利益等について当方は何ら責任を負いかねることを予めご承知おきのほど宜しくお願い申し上げます。

主たる情報の出典

特許情報…特許整理標準化データ(XML編)、公開特許公報、特許公報、審決公報、Patent Map Guidance System データ