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技術 内燃機関の圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法

出願人 日立オートモティブシステムズ株式会社
発明者 中村信庄司真敬
出願日 2015年9月3日 (5年2ヶ月経過) 出願番号 2015-173660
公開日 2017年3月9日 (3年8ヶ月経過) 公開番号 2017-048751
状態 特許登録済
技術分野 特殊操作のための弁装置 機関出力の制御及び特殊形式機関の制御 特殊用途機関の応用、補機、細部
主要キーワード ギヤ歯車 切り替え作動 動作応答 制御位相 ピストン作動 位相変換角 ノッキング現象 温度負荷
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重要な関連分野

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図面 (11)

課題

耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できる新規内燃機関圧縮比調整装置を提供することにある。

解決手段

内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を相対的に小さくすると共に、この時の機械膨張比を相対的に大きく調整する構成とした。これによれば、内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を小さくすると共に、この時の機械膨張比を大きくする制御を行なうので、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できるので、排気系部品の熱害を少なくすることができる。

概要

背景

従来の内燃機関圧縮比調整装置としては、内燃機関の幾何学的な圧縮比、つまり機械圧縮比可変制御する可変圧縮比機構と、実圧縮比を左右する吸排気弁開閉時期を可変制御する可変動弁機構との制御の組み合わせによって、機関の諸性能を改善することが提案されている。例えば、特開2002‐276446号公報(特許文献1)に記載の内燃機関の圧縮比調整装置には、吸気弁閉時期を可変制御するために可変動弁機構を備えると共に、圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を備えている。

概要

耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できる新規な内燃機関の圧縮比調整装置を提供することにある。内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を相対的に小さくすると共に、この時の機械膨張比を相対的に大きく調整する構成とした。これによれば、内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を小さくすると共に、この時の機械膨張比を大きくする制御を行なうので、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できるので、排気系部品の熱害を少なくすることができる。

目的

本発明の目的は、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できる新規な内燃機関の圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法を提供する

効果

実績

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請求項1

4サイクル式の内燃機関におけるピストンストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域において、前記機械圧縮比を相対的に小さくすると共に、この時の前記機械膨張比を相対的に大きく設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項2

請求項1に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域における前記機械圧縮比を、前記内燃機関の部分負荷領域における前記機械圧縮比より小さく設定すると共に、前記内燃機関の高負荷領域における前記機械膨張比を、前記内燃機関の部分負荷領域における前記機械膨張比より小さく設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項3

請求項2に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域において、排気吸気上死点ピストン位置圧縮上死点のピストン位置より高く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項4

請求項3に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域における圧縮上死点の前記ピストン位置を、前記内燃機関の部分荷領域における圧縮上死点の前記ピストン位置より低く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項5

請求項3に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域における膨張下死点の前記ピストン位置を、前記内燃機関の部分荷領域における膨張下死点の前記ピストン位置より高く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項6

請求項3に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域における排気(吸気)上死点の前記ピストン位置を、前記内燃機関の部分負荷領域における排気(吸気)上死点の前記ピストン位置より高く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項7

請求項3に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域における吸気下死点の前記ピストン位置を、前記内燃機関の部分負荷領域における吸気下死点の前記ピストン位置とほぼ同じに設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項8

4サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、アクセル開度所定開度以上において、圧縮ストロ−クに対して膨張ストロ−クが大きいことを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項9

請求項8に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域における前記ピストンの圧縮ストロークが、前記内燃機関の部分負荷領域における前記ピストンの圧縮ストロークより小さく、前記内燃機関の高負荷領域における前記ピストンの膨張ストロークが、前記内燃機関の部分負荷領域における前記ピストンの膨張ストロークより小さいことを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項10

請求項9に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域において、吸入ストロ−クを圧縮ストロ−クより大きく設定可能なことを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項11

請求項10に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の高負荷領域において、排気(吸気)上死点のピストン位置が圧縮上死点のピストン位置より高いことを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

請求項12

自動車用の4サイクル内燃機関における機械圧縮比と機械膨張比を異なって変更可能な内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法において、アクセル開度が所定の開度以上か否かを判定し、前記所定のアクセル開度以上と判断された場合に前記内燃機関の高負荷領域と判断し、前記所定のアクセル開度より低いと判断された場合に前記内燃機関の部分負荷領域と判断し、前記内燃機関の高負荷領域と判断した場合には、前記機械圧縮比を前記内燃機関の部分負荷領域における前記機械圧縮比より小さく制御すると共に、前記機械膨張比を前記内燃機関の部分負荷領域における前記機械膨張比より小さく制御することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法。

技術分野

0001

本発明は4サイクル式の内燃機関圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法係り、特にピストン上死点下死点の位置を変更する可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法に関するものである。

背景技術

0002

従来の内燃機関の圧縮比調整装置としては、内燃機関の幾何学的な圧縮比、つまり機械圧縮比可変制御する可変圧縮比機構と、実圧縮比を左右する吸排気弁開閉時期を可変制御する可変動弁機構との制御の組み合わせによって、機関の諸性能を改善することが提案されている。例えば、特開2002‐276446号公報(特許文献1)に記載の内燃機関の圧縮比調整装置には、吸気弁閉時期を可変制御するために可変動弁機構を備えると共に、圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を備えている。

先行技術

0003

特開2002‐276446号公報

発明が解決しようとする課題

0004

ところで、特許文献1の図8では圧縮上死点での機構姿勢を示している。図8の左図は、高機械圧縮比制御での圧縮上死点のピストン位置(ピストン位置はやや高い)を示し、右図は、低機械圧縮比制御での圧縮上死点のピストン位置(ピストン位置はやや低い)を示している。そして、排気上死点の位置について考察すると、高機械圧縮比制御、及び低機械圧縮比制御の両方とも、排気上死点のピストン位置は図8に示す各々の圧縮上死点のピストン位置と一致している。

0005

この理由は、特許文献1の可変圧縮比機構は、クランク角360°で1サイクルとなる機構なので、原理的に圧縮上死点のピストン位置と排気(吸気)上死点のピストン位置とは一致するからである。また、同様の理由で、吸気下死点のピストン位置と膨張下死点のピストン位置も一致する。これは、吸気下死点のピストン位置から圧縮上死点のピストン位置に至る間の圧縮ストロークと、圧縮上死点のピストン位置から膨張下死点のピストン位置に至る間の膨張ストロークも常に一致することを意味する。したがって、機械圧縮比と機械膨張比も原理的に一致するものである。

0006

そして、このような構成の圧縮比調整装置においては、以下に述べるような不都合が生じる場合がある。

0007

例えば、内燃機関の高負荷領域において、耐ノッキング性能を高めるために機械圧縮比を低減しようとした場合において、機械圧縮比と機械膨張比が一致するものであるため、これに付随して機械膨張比が機械圧縮比と同じ値にまで低減してしまうことになる。その結果、内燃機関の高負荷領域で排気ガスの温度が高まり、排気マニフォルド排気ガス浄化触媒のような排気系部品の熱害が発生しやすくなるといった課題が新たに発生するおそれがある。

0008

本発明の目的は、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できる新規な内燃機関の圧縮比調整装置及び内燃機関の圧縮比調整装置の制御方法を提供することにある。

課題を解決するための手段

0009

本発明の特徴は、内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を相対的に小さくすると共に、この時の機械膨張比を相対的に大きく調整する構成とした、ところにある。

発明の効果

0010

本発明よれば、内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を小さくすると共に、この時の機械膨張比を大きくする制御を行なうので、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できるようになるものである。

図面の簡単な説明

0011

本発明に係る圧縮比調整装置の全体概略図である。
本発明に係る圧縮比調整装置の一部を断面して示す要部側面図である。
ピストン位置変更機構フロントカバーを外した正面図であって、(A)は最遅角制御状態、(B)は最進角状態を示している。
第1乃至第2の実施形態に使用される可変圧縮比機構におけるコントロールシャフト位相変換の動作を示し、圧縮上死点付近クランクピンがほぼ真上を向いたクランクシャフト回転角度(X=360°)において、(A)はコントロルシャフトの偏心回転位相制御位相αa(例えば43°)、(B)は制御位相αb(例えば71°)、(C)は制御位相αc(例えば100°)に各々制御された状態を示している。
第1の実施形態におけるクランクシャフト回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。
第1実施形態における可変圧縮比機構の作動説明図であって、(A)〜(D)は最遅角状態(制御位相αa)にある場合のピストン位置を示し、(A)は排気(吸気)上死点位置、(B)は吸気下死点位置、(C)は圧縮上死点位置、(D)は膨張下死点位置である。また、(E)〜(H)は中間角状態(制御位相αb)にある場合のピストン位置を示し、(E)は排気(吸気)上死点位置、(F)は吸気下死点位置、(G)は圧縮上死点位置、(H)は膨張下死点位置である状態を示している。
第1の実施形態になる制御を実行する制御フローチャートである。
第2実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。
第2の実施形態における可変圧縮比機構の作動説明図であって、(A)〜(D)は最遅角状態(制御位相αa)にある場合のピストン位置を示し、(A)は排気(吸気)上死点位置、(B)は吸気下死点位置、(C)は圧縮上死点位置、(D)は膨張下死点位置である。また、(E)〜(H)は最進角状態(制御位相αc)にある場合のピストン位置を示し、(E)は排気(吸気)上死点位置、(F)は吸気下死点位置、(G)は圧縮上死点位置、(H)は膨張下死点位置である状態を示している。
第2の実施形態になる制御を実行する制御フローチャートである。

0012

以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。

0013

先ず、本発明の第1の実施形態について説明する。図1及び図2は可変圧縮比機構の概略の構成を示している。ここで、図1は、図2において右側から見た図となっている。

0014

内燃機関01は、シリンダブロック02内に形成されたシリンダボア03に沿って上下方向へ往復運動するピストン2と、ピストン2の上下運動によって、ピストンピン3や可変圧縮比機構1の後述するリンク機構5を介して回転駆動するクランクシャフト4と、を備えている。図1のピストン2の冠面上に一点鎖線で示す燃焼室境界線との間に隔成された空間は気筒内容積燃焼室容積)である。

0015

また、燃焼室には吸気弁IVと排気弁EVが設けられており、図示しないカムシャフトによって開閉されている。これらの吸気弁IV、排気弁EVは、ピストン2側(下側)にリフトすると、図1から分かるように、ピストン冠面に接近する。ここで、吸気弁IVのリフト量を基準位置(yi= ye=0)からピストン摺動方向に対してyiの位置で示し、排気弁EVのリフト量を基準位置からピストン摺動方向にyeの位置で示している。この時のピストン2の位置をYとする。尚、基準位置は、吸気弁IV及び排気弁EVが共にリフトせずに閉じられている位置に対応している。なお、ここでピストン位置Yが、あるクランク角において、吸気弁IVのyiの位置あるいは排気弁EVのyeの位置まで上昇すると、ピストン冠面と吸排気弁の干渉が生じることになる。

0016

可変圧縮比機構1は、複数のリンクからなるリンク機構5や、リンク機構5の姿勢を変化させるピストン位置変更機構6などから構成されている。リンク機構5は、ピストン2にピストンピン3を介して連結された第1リンクであるアッパリンク7と、アッパリンク7に第1連結ピン8を介して揺動可能に連結されると共に、クランクシャフト4のクランクピン9に回転可能に連結された第2リンクであるロアリンク10と、ロアリンク10に第2連結ピン11を介して揺動可能に連結されると共にコントロ−ルシャフト12の偏心カム部13に回転可能に連結された第3リンクであるコントロ−ルリンク14と、から構成されている。

0017

また、クランクシャフト4の前端部には、図1及び図2に示すように、駆動回転体である小径な第1ギヤ歯車15が固定されている一方、コントロールシャフト12の前端部側に従動回転体である大径な第2ギヤ歯車16が設けられ、第1ギヤ歯車15と第2ギヤ歯車16が噛み合ってクランクシャフト4の回転力がピストン位置変更機構6を介してコントロールシャフト12に伝達されるようになっている。

0018

第1ギヤ歯車15は、外径が第2ギヤ歯車16の外径の約半分の大きさになっており、したがって、クランクシャフト4の回転速度は、第1ギヤ歯車15と第2ギヤ歯車16の外径差によってコントロールシャフト12に半分の角速度に減速して伝達されるようになっている。コントロールシャフト12は、ピストン位置変更機構6によって、第2ギヤ歯車16に対する位相が変化し、つまりクランクシャフト4に対して相対回転位相が変更されるようになっている。

0019

図2にあるように、クランクシャフト4とコントロールシャフト12は、シリンダブロックに設けられた共通の前後2つの軸受17、18によって回転自在に支持されている。また、偏心カム部13は、コントロ−ルリンク14の下端部に形成された大径部にニードルベアリング19を介して回転自在に連結されている。

0020

ピストン位置変更機構6は、例えば先に本出願人が出願した特開2012−225287号公報に記載された油圧式(ベーンタイプ)の可変動弁機構と同じ構造であり、以下簡単に説明する。

0021

すなわち、このピストン位置変更機構6は、図2及び図3(A)、(B)に示すように、第2ギヤ歯車16が固定されたハウジング20と、ハウジング20内に相対回転自在に収容され、コントロールシャフト12の一端部に固定されたベーンロータ21と、ベーンロータ21を油圧によって正逆回転させる油圧回路22と、を備えている。

0022

ハウジング20は、円筒状のハウジング本体20aの前端開口円板状のフロントカバー23によって閉塞されていると共に、後端開口円盤状のリアカバー24によって閉塞されている。また、ハウジング本体20aの内周面周方向の約90°位置には、4つの隔壁であるシュー20bが内方に向かって突設されている。

0023

リアカバー24は、第2ギヤ歯車16の中央位置に両者一体に設けられ、外周部が4本のボルト25によってハウジング本体20aとフロントカバー23に共締め固定されている。また、リアカバー24のほぼ中央には、ベーンロータ21の円筒部に外周に軸受される大径な軸受孔24aが軸方向に貫通形成されている。

0024

ベーンロータ21は、中央にボルト挿通孔を有する円筒状のロータ26と、ロータ26の外周面の周方向のほぼ90°位置に一体に設けられた4枚のベーン27とを備えている。ロータ26は、前端側の小径筒部26aがフロントカバー23の中央支持孔に回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部26bが前記リアカバー24の軸受孔24aに回転自在に支持されている。

0025

また、ベーンロータ21は、ロータ26のボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト28によってコントロールシャフト12の前端部に軸方向から固定されている。また、各ベーン27は、各シュー20b間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長保持溝内に前記ハウジング本体20aの内周面に摺接するシール部材及び該シール部材をハウジング本体内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、この各ベーン27の両側と各シュー20bの両側面との間に、それぞれ4つの進角室40と遅角室41がそれぞれ隔成されている。

0026

油圧回路22は、図2に示すように、各進角室40に対して作動油の油圧を給排する第1油圧通路28と、各遅角室41に対して作動油の油圧を給排する第2油圧通路29との2系統の油圧通路を有し、この両油圧通路28、29には、供給通路30とドレン通路31とが夫々通路切換用の電磁切換弁32を介して接続されている。供給通路30には、オイルパン33内の油を圧送する一方向のオイルポンプ34が設けられている一方、ドレン通路31の下流端がオイルパン33に連通している。

0027

第1、第2油圧通路28、29は、フロントカバー23側に設けられた通路構成部の内部に形成されており、各一端部が前記通路構成部のロータ26の小径筒部26aから内部の支持穴内に挿通配置された円柱部35を介して前記ロータ26内に連通している一方、他端部が前記電磁切換弁32に接続されている。

0028

第1油圧通路28は、各進角室40と連通する図示しない4本の分岐路とを備えている一方、第2油圧通路29は、各遅角室41と連通する第2油路とを備えている。電磁切換弁32は、4ポート3位置型であって、内部の弁体が各油圧通路28、29と供給通路30及びドレン通路31とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、コントロールユニット36からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。

0029

そして、電磁切換弁32の切り換え作動によって、各進角室40と各遅角室41に作動油を選択的に供給することによってベーンロータ21(コントロールシャフト12)をクランクシャフト4に対して相対回転位相を変更させるようになっている。また、各遅角室41内には、ベーンロータ21を遅角方向へ常時付勢する4本のコイルスプリング42がそれぞれ装着されている。

0030

図4(A)〜(C)は第2ギヤ歯車16とコントロ−ルシャフト12との相対回転位相を変化させた場合を示している。尚、この図では第1、第2ギヤ歯車15、16などは省略してある。この相対回転位相は、本実施形態では、前述のピストン位置変更機構6による相対回転位相変換制御により変化できるようになっているが、前記第2ギヤ歯車16とコントロ−ルシャフト12(偏心カム部13)との取り付け関係を相対的に変えることによって行うこともできる。

0031

この図4では、図1に示す第2ギヤ歯車16とコントロ−ルシャフト12の相対位相を変えない状態でクランクシャフト4を時計方向に回転して行き、クランクピン9が真上を向いた位置(クランク角X=0°で排気(吸気)上死点付近)から更に1回転して再度クランクピン9が真上を向いた位置(X=360°で圧縮上死点付近)での姿勢を示している。

0032

このとき、図4(A)では、偏心カム部13の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば43°変化した位置となっている。この角度位置で最も遅角した最遅角状態である。また、図4(B)では、偏心カム部13の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば71°変化した位置となっている。これは図4(A)に比べて28°進角した状態であり、中間角状態である。更に、図4(C)では、偏心カム部13の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば100°変化した位置となっている。これは図4(A)に比べて57°進角(図4(B)より更に29°進角している)した状態であり、この角度位置で最も進角した最進角状態である。

0033

すなわち、最も遅角している状態が図4(A)であり、最も進角している状態が図4(C)であり、その中間にあるのが図4(B)である。尚、ここで偏心カム部13の回転方向図4(A)〜図4(C)では反時計方向なので、反時計方向が進角方向となっている。

0034

ここで、例えば、図4(A)に示す制御位相αaと図4(C)に示す制御位相αcの間を変換できる位相変更機構6(ピストン位置変更機構)の作動について図3(A)、(B)に基づいて説明する。

0035

この図3図2を左側から見た図であり、第2ギヤ歯車16の回転方向は図3中では時計方向となる。図3(A)がピストン位置変更機構6のベーンロータ21の最遅角位置(制御位相αaと対応)を示し、図3(B)が最進角位置(制御位相αcと対応)を示しており、この最遅角、最進角位置ともに最大拡のベーン27(27a)の両側部が隣接する各シュー20bの一側面と他側面に当接してストッパ(遅角側ストッパ、進角側ストッパ)により規制されるようになっている。

0036

ここで、ベーンロータ21は、各コイルスプリング42のばね力によって図3(A)に示すように、最進角位置付近機械的に安定するようになっている。つまり、デフォルト位置は最進角位置となる。そして、ピストン位置変更機構6の位相変換角αTを、αT=αc−αa、例えば57°(=100°−43°)とすれば、制御位相αcと制御位相αaの間の変換で所望の変換角αT(例えば、71°)を実現できる。

0037

図5はピストン位置の変化特性を示している。ここで、クランク角Xが0°では、クランクピン9が真上に位置しており、この付近で、ピストン2の排気(吸気)上死点となっている。

0038

クランク角Xが0°から時計方向に回転し始めると、排気弁リフトカ−ブ(ye)に示すように排気弁EVは完全に閉じ、また0°前から開作動を開始していた吸気弁IVの吸気弁リフトカ−ブ(yi)は更にリフトを増加し、吸気ポ−トより新気(或いは混合気)の吸入を行う。次に、クランク角Xが180°となった付近で吸気下死点となり、この付近で吸気弁IVのリフトは僅かとなる。ここで、吸気上死点から吸気下死点までを吸気行程という。

0039

更に、クランクシャフト4が回転すると、吸気弁IVは完全に閉じられると共に、筒内混合気が圧縮されて、クランク角Xが360°となった位置(クランクピン9が再度真上位置)の付近で、圧縮上死点になる。ここで、吸気下死点から圧縮上死点までを圧縮行程という。

0040

その後、火花点火(または圧縮着火)が行なわれて燃焼が開始され、その燃焼圧がピストン2を押し下げていき、クランク角Xが540°付近で膨張下死点となる。ここで、圧縮上死点から膨張下死点までを膨張行程という。

0041

この膨張下死点付近で、排気弁EVが開作動を開始し、ピストン2の再上昇と共に燃焼ガス(排気ガス)を排気ポ−トより排出し、再び排気(吸気)上死点付近であるクランク角Xが720°(=0°)の位置(クランクピン9が真上位置)に戻る。ここで、膨張下死点から排気(吸気)上死点までを排気行程という。

0042

以上のように、4サイクル機関としての作動が行われ、クランク角(X)720°を1周期とする周期的な作動になっている。尚、特許文献1においては、クランク角(X)360°を1周期とする周期的な作動を行うので、ピストンストロ−ク特性の自由度が低くなっている。これに対して、本実施形態ではクランク角(X)720°を1周期としているので、機械圧縮比と機械膨張比を異ならせることができる。例えば、以下に説明するように、高負荷領域で機械圧縮比<機械膨張比の関係をとることによって、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できるようになる。

0043

図5において、実線図4(B)の制御位相αb(中間角)でのピストンストローク特性ピストン冠面位置変化特性)を示し、破線図4(A)の制御位相αa(最遅角)でのピストンストローク特性(ピストン冠面位置変化特性)を示している。

0044

圧縮上死点でのピストン位置についてみてみると、破線で示す制御位相αaでのピストン位置(Y0a)は比較的高い位置にあり、実線で示す制御位相αbでのピストン位置(Y0b)は比較的低い位置にある。圧縮上死点での気筒内容積(V0)は、上述した各圧縮上死点位置と対応する、気筒内容積(V0a)、(V0b)となっており、圧縮上死点でのピストン位置が高い制御位相αaでの気筒内容積(V0a)が、ピストン位置が低い制御位相αbでの気筒内容積(V0b)より小さい容積となっている。これによって、V0a<V0bの関係を有していることになる。

0045

ここで、この気筒内容積V0とは、圧縮上死点において、シリンダヘッド側の燃焼室内面形状と、ピストン2の冠面2aの形状と、シリンダブロック02の内径と、図示しないヘッドガスケット内径等に囲まれた容積、つまり、圧縮上死点における気体(混合気)の容積になる。

0046

一方、図5において、吸気下死点でのピストン位置についてみると、破線で示す制御位相αaでのピストン位置(YCa)と、実線で示す制御位相αbでのピストン位置(YCb)は略同じ位置である。したがって、圧縮上死点から吸気下死点までの長さである圧縮ストロ−ク(LC)の関係は次の通りとなる。制御位相αaでの圧縮ストロ−ク(LCa)と制御位相αbでの圧縮ストロ−ク(LCb)は、LCa>LCbの関係を有している。

0047

同様に、膨張下死点でのピストン位置についてみると、破線で示す制御位相αaでのピストン位置(YEa)と、実線で示す制御位相αbでのピストン位置(YEb)は、両者とも吸気下死点でのピストン位置(YCa)、(YCb)よりかなり低くなっている。尚、制御位相αaでのピストン位置(YEa)に対して、制御位相αbでのピストン位置(YEb)はやや高い位置であるが、それでも吸気下死点のピストン位置(YCb)、(YCa)よりかなり低くなっている。

0048

したがって、圧縮上死点から膨張下死点までの長さである膨張ストロ−ク(LE)の長さは、圧縮ストロ−ク(LC)に対して両者ともかなり長くなっている。尚、制御位相αaでの膨張ストロ−ク(LEa)と制御位相αbでの膨張ストロ−ク(LEb)は、LEa>LEbの関係を有している。

0049

以上のことから、制御位相αaでの圧縮ストロ−ク(LCa)と制御位相αbでの圧縮ストロ−ク(LCb)と、制御位相αaでの膨張ストロ−ク(LEa)と制御位相αbでの膨張ストロ−ク(LEb)とは、LEa>LEb>LCa>LCbの関係を有している。

0050

ここで、制御位相αaでの機械圧縮比である機械圧縮比(Ca)と、同機械膨張比である機械膨張比(Ea)について考察する。

0051

ボアシリンダ内径)の面積をSとすると、吸気下死点での気筒内容積VCaは、VCa=V0a+S×LCaとなる。したがって、機械圧縮比(Ca)=VCa÷V0a=(V0a+S×LCa)÷V0a=1+S×LCa÷V0aとなる。一方、膨張下死点での気筒内容積VEaは、VEa=V0a+S×LEaとなる。したがって、機械膨張比Ea=VEa÷V0a=(V0a+S×LEa)÷V0a=1+S×LEa÷V0aとなる。

0052

したがって、制御位相αaの場合は、図5に示すようにLEa>LCaであるため、機械膨張比(Ea)>機械圧縮比(Ca)となっている。ここで、相対比D=機械膨張比E÷機械圧縮比Cと定義すると、制御位相αaの場合は相対比Da=Ea÷Ca>1となる。

0053

同様に、制御位相αbでの機械圧縮比である機械圧縮比(Cb)と、同機械膨張比である機械膨張比(Eb)について考察する。

0054

吸気下死点での気筒内容積VCbは、VCb=V0b+S×LCbとなる。したがって、機械圧縮比Cb=VCb÷V0b=(V0b+S×LCb)÷V0b=1+S×LCb÷V0bとなる。一方、膨張下死点での気筒内容積VEbは、VEb=V0b+S×LEbとなる。したがって、機械膨張比Eb=VEb÷V0b=(V0b+S×LEb)÷V0b=1+S×LEb÷V0bとなる。

0055

したがって、制御位相αbの場合も、図5に示すようにLEb>LCbであるため、機械膨張比(Eb)>機械圧縮比(Cb)となっている。相対比D=機械膨張比E÷機械圧縮比Cであるため、制御位相αbの場合は相対比Db=Eb÷Cb>1となる。

0056

次に制御位相αaと制御位相αbとの対比を行うことにする。上述したように、制御位相αaの気筒内容積(V0a)と、制御位相αbの気筒内容積(V0b)はV0a<V0bの関係を有し、同様に圧縮ストローク(LC)もLCa>LCbの関係を有しているので、上述の機械圧縮比Cの式により、機械圧縮比もCa>Cbの関係となる。また、膨張ストローク(LE)もLEa>LEbの関係を有しているので、機械膨張比もEa>Ebの関係となる。

0057

したがって、制御位相αaの特性は部分負荷に適している特性と言える。すなわち、機械膨張比Eaが極めて大きく、これによって膨張仕事が大きくなり、熱効率が向上して燃費性能が向上する効果を奏する。

0058

更に、機械圧縮比(Ca)が比較的大きいので、圧縮上死点での筒内ガス温度を比較的高くできる。このため、燃焼を良好に維持でき、この観点からも部分負荷の燃費を向上できるのである。また、排気(吸気)上死点におけるピストン位置(Y′0a)は圧縮上死点におけるピストン位置(Y0a)より低く抑えられているので、排気(吸気)上死点での筒内容積が大きくなって、いわゆる内部EGRを増加することができ、これにより筒内ガス温度を更に高めて燃焼を改善したり、ポンプ損失を低減することで更に熱効率を高めたりできるので、部分負荷において燃費効果を一層高められる効果がある。

0059

一方、制御位相αbの特性は逆に高負荷に適している特性と言える。すなわち、機械圧縮比Cbが比較的小さいので、圧縮上死点での筒内ガス温度を比較的低くでき、また圧縮圧力も比較的低くできるので、いわゆるノッキング現象を抑制できる効果を奏する。尚、ここで、機械膨張比Ebの方は機械圧縮比Cbより高く維持されているので、膨張仕事が大きく熱効率が高く、燃費を良くすると共にトルクを高めることができる。

0060

また、排気(吸気)上死点においては、ピストン位置(Y′0b)は、圧縮上死点のピストン位置(Y0b)とほぼ同一位置である。つまり、制御位相αaの特性のように排気上死点のピストン位置(Y′0a)が圧縮上死点のピストン位置(Y0a)より下がっておらず、制御位相αaのように特に排気(吸気)上死点で筒内容積が大きくなるという訳ではない。したがって、制御位相αaのように、ピストンが下がり吸気していく過程において、高温の内部EGRが特に多く筒内に残留することはないので、筒内温度も上昇する度合いが抑制されて耐ノッキング性能の悪化を抑制できるという効果を奏する。

0061

更に重要なことは、機械膨張比Ebの方が機械圧縮比Cbより高く、膨張仕事が高まることで内燃機関の熱効率が高くなることによって、内燃機関から排出される排気ガスの温度を低下でき、これによって排気マニフォルドや排気ガス浄化触媒等の排気系部品の熱害を抑制できることである。これに加えて、排気ガス浄化触媒の熱劣化を抑制することで排気エミッションの悪化も抑制できるようになる。

0062

ここで、仮に、特許文献1の圧縮比調整装置で機械圧縮比を下げてノッキング現象を抑制する場合を考えてみる。上述したように、特許文献1の圧縮比調整装置では機械圧縮比の低減に付随して機械膨張比も機械圧縮比と同じ値にまで低減されてしまう構成である。これにより、機関の膨張仕事が低下して熱効率が低下してしまい、燃焼エネルギは排気ガスの温度を上昇させる方に高い割合で使われてしまうようになる。

0063

この結果、高負荷運転における高い排気ガス温度が一層上昇してしまい、排気マニフォルドや排気ガス浄化触媒等の排気系部品の熱害を促進してしまうようになる。併せて、内燃機関の熱効率の低下に伴い、さらなるトルクの低下や燃費の悪化が大きくなるという問題も生じるようになる。

0064

尚、ここで排気ガスの温度を低下させるために、仮に混合気における空燃比を濃くするという方法も考えられるが、この場合は更に燃費が悪化するという問題も招来する。また、耐ノッキング性能を改善するために点火時期遅延をおこなった場合では、排気ガスの温度がさらに上昇して排気系部品への熱害が深刻になるのに加え、内燃機関の熱効率が更に低下するので、トルクや燃費の悪化が避けられないものとなる。

0065

このように、内燃機関の高負荷領域での運転時に、特許文献1にある圧縮比調整装置で機械圧縮比を下げてノッキング現象を抑制すると、付随して機械膨張比も同じ比率にまで低下してしまうので上述したような不都合が生じる恐れが大きくものである。

0066

これに対して、本実施形態では前述のように、内燃機関の高負荷領域での運転時に、機械圧縮比を低く、この時の機械膨張比を該機械圧縮比より大きくすることで、上述した問題を改善できるようになるものである。

0067

尚、説明は省略しているが、図5でLIa、LIbは吸気行程の吸気ストロークを表し、LOa、LObは排気行程の排気ストロークを表している。

0068

次に、制御位相αaと制御位相αbでの燃焼サイクルの各行程における機構姿勢の変化について図6を基に説明する。これにより、図5に示すピストン位置の変化特性を説明することができる。上段に示す(A)〜(D)は制御位相αa(最遅角状態)での機構姿勢の変化を示し、下段に示す(E)〜(H)は制御位相αb(中間角状態)での機構姿勢の変化を示している。

0069

≪排気(吸気)上死点≫
排気(吸気)上死点における偏心カム部の偏心方向(αY′)についてみると、(A)に示す制御位相αaの偏心カム部の偏心方向(αY′a)では、コントロールリンク14にやや近づく方向を向いている。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を右上方にやや押し上げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に時計方向に回転される。これにより、第1連結ピン8の位置はやや下がり、もってアッパリンク7によりピストン2はやや下方に引き下げられる。これによって、排気(吸気)上死点のピストン位置(Y′0a)は圧縮上死点のピストン位置(Y0a)よりやや低い位置(−Δa)となる。

0070

一方、(E)に示す制御位相αbの偏心カム部の偏心方向(αY′b)では、コントロールリンク14と略直交する方向(αYbと同様)を向いている。これにより、排気(吸気)上死点のピストン位置(Y′0b)は圧縮上死点のピストン位置(Y0b)と略同一位置となる。そして、制御位相αaの排気(吸気)上死点であるピストン位置(Y′0a)よりは高い位置となるのである。

0071

≪吸気下死点≫
吸気下死点における偏心カム部の偏心方向(αC)についてみると、(B)に示す制御位相αa、(F)に示す制御位相αbの両方とも偏心カム部の偏心方向(αCa)、(αCb)はコントロールリンク14と反対方向を向いている。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を左下方に引き下げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に反時計方向に回転される。これにより、第1連結ピン8の位置が上がり、もってアッパリンク7によりピストン2は上方に押し上げられる。これによって、制御位相αaでの吸気下死点のピストン位置(YCa)と、制御位相αaでの吸気下死点のピストン位置(YCb)は比較的高い位置で略同一位置になる。ここで、YCaとYCbが略同一位置になるのは、コントロ−ルリンク14の方向とαCの方向のなす角が、αCaとαCbとで両者略一致(勝手違い配置)するからである。

0072

≪圧縮上死点≫
圧縮上死点における偏心カム部の偏心方向(αY)についてみると、(C)に示す制御位相αaでは、偏心カム部の方向(αYa)はコントロールリンク14からやや離れる方向を向いている。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を左下方にやや引き下げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に反時計方向に回転される。これにより、第1連結ピン8の位置は上がり、もってアッパリンク7によりピストン2は上方に押し上げられる。これによって、圧縮上死点のピストン位置(Y0a)は比較的高い位置になる。したがって、機械圧縮比Caはやや高い値となる。

0073

一方、(G)に示す制御位相αbの偏心カム部の偏心方向(αY)では、偏心カム部の偏心方向(αYb)はコントロールリンク14にほぼ直交する方向を向いており、これにより圧縮上死点のピストン位置(Y0b)は比較的低い位置になる。したがって、機械圧縮比Cbはやや低い値となる。なお、前述のように、吸気下死点でのYCaとYCbとが略同一位置であり、ここで、圧縮上死点でのY0bはY0aより低いので、前記機械圧縮比Cbは前記機械圧縮比Caより相対的に低い値になるのである。

0074

≪膨張下死点≫
膨張下死点における偏心カムの偏心方向(αE)についてみると、(D)に示す制御位相αa、(H)に示す制御位相αbとも偏心カムの偏心方向(αE)は、コントロールリンク14の方向を向いている。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を右上方に押し上げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に時計方向に回転される。これにより第1連結ピン8の位置は下がり、もってアッパリンク7によりピストン2は下方に引き下げられる。これによって、制御位相αaの膨張下死点のピストン位置(YEa)と、制御位相αbの膨張下死点のピストン位置(YEb)は、制御位相αaの吸気下死点のピストン位置(YCa)や制御位相αbの吸気下死点のピストン位置(YCb)と比較して充分低い位置になる。

0075

ここで、制御位相αbの膨張下死点のピストン位置(YEb)の方が、制御位相αaの膨張下死点のピストン位置(YEa)よりやや高いのは、偏心カム部の偏心方向(αEb)が、偏心カム部の偏心方向(αEa)ほど、コントロールリンク14の方向を向いてはおらず、少し角度がついているためである。

0076

これらにより、制御位相αa、αbとも機械膨張比が相対的に機械圧縮比より充分大きくなる特性が得られるようになる。また、制御位相αbの方が制御位相αaより機械膨張比がやや低いという特性は、上述の偏心カム部の偏心方向の相違により説明できる。

0077

次に、上述した圧縮比調整装置を使用して運転状態に対応した具体的な制御について図7を用いて説明する。図7ではその具体的な制御フローチャート示している。

0078

まず、ステップS10で現在の機関運転状態としてアクセル踏み込み量アクセル開度)を含む種々の運転情報を読み込む。ステップS11でアクセル開度が所定開度(θ°)未満の場合は部分負荷領域(或いは低負荷領域)と判断して、ステップS12に移行して上述の部分負荷領域に適した制御位相αa(高機械膨張比Ea)に変更して部分負荷領域での燃費を向上する。

0079

一方、アクセル開度が所定開度(θ°)以上の場合は高負荷領域と判断して、ステップS13に移行して上述の高負荷領域に適した制御位相αb(低機械圧縮比Cb、高機械膨張比Eb)に変更して、高負荷領域での耐ノッキング性能、エミッション性能トルク性能、燃費などを向上する。更には、排気ガスの温度が上昇するのを抑制して、排気マニフォルドや排気ガス浄化触媒のような排気系部品の熱害が発生するのを抑制している。このような効果は、アクセル開度が略全開最大負荷において特に顕著に得られるのである。

0080

ここで、高負荷領域における高機械膨張比(Eb)が、部分負荷領域における高機械膨張比(Ea)よりやや低いのは、高負荷領域におけるピストンの耐焼き付き性を考慮したものである。すなわち、高負荷領域ではピストンに作用する燃焼圧や温度負荷が上昇するので、膨張行程における膨張ストロ−ク(LEb)や機械膨張比(Eb)が仮に過度に増加したとすると、燃焼圧を受けた状態でのピストン摺動長さ(摺動速度)が増加し耐焼き付き性が悪化する懸念がこの高負荷領域において、あるためである。

0081

そこで、膨張ストロ−ク(LEb)や機械膨張比(Eb)は、部分負荷領域における膨張ストロ−ク(LEa)や機械膨張比(Ea)よりやや小さく設定している。言い換えれば、ピストンの焼き付きの懸念の少ない部分負荷領域では、膨張ストロ−ク(LEa)や機械膨張比(Ea)をより大きく設定して、膨張仕事を高めて、燃費効果を高めることができる。このような燃費効果は、前述のアクセル所定開度(θ°)を全開付近まで大きく設定すれば、より広い運転領域において得られ、実用運転における燃費を一層改善できるのである。

0082

以上述べた通り本実施形態では、部分負荷領域に比べて高負荷領域では、機械圧縮比を相対的に小さくすると共に、この時の高負荷領域での機械膨張比を高負荷領域での機械圧縮比より相対的に大きく調整する構成としたものである。これによれば、内燃機関の高負荷領域において、機械圧縮比を小さくすると共に、この時の機械膨張比を機械圧縮比より大きくする制御を行なうので、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できるようになるものである。

0083

次に、本発明の第2の実施形態について説明する。第1の実施形態では部分負荷領域と高負荷領域で、制御位相αa(最遅角)と制御位相αb(中間角)の制御を行なったが、本実施形態では、更に過給などにより機関負荷機関トルク)がさらに大きくなり得る場合の例を示している。以下、第2の実施形態について図8図10を用いて説明する。

0084

本実施形態では、内燃機関の更に高い負荷領域では偏心カム部を更に進角側の制御位相αc(最進角、例えば100°)まで進角させるものである。特に、ターボチャージャースーパーチャージャー等の過給機を備えた内燃機関で、高過給時においても、耐ノッキング性能を向上すると共に、排気ガスの温度の上昇を抑制できるようにしたものである。

0085

図8には、図5に示したピストン位置変化特性(制御位相αa、αb)に加えて、制御位相αc(最進角)でのピストン位置変化特性を併せて示している。ここで、図8において、破線は制御位相αaを示し、細い実線は制御位相αbを示し、太い実線は本実施形態で追加される制御位相αcを示している。

0086

制御位相αcの特性では、制御位相αbの特性(細線)に対し、圧縮上死点のピストン位置(Y0b)からピストン位置(Y0c)へと更に低下させている。つまり、制御位相αbより更に低機械圧縮比(Cc)として耐ノッキング性能を更に向上させている。また、排気(吸気)上死点のピストン位置(Y´0b)からピストン位置(Y´0c)へと更に高くしている。つまり、排気(吸気)上死点での気筒内容積を更に減少させて、高温の内部EGRを更に低減して耐ノッキング性能を更に向上させているものである。

0087

このように、本実施形態では圧縮上死点のピストン位置(Y0c)が相対的に低く、排気(吸気)上死点のピストン位置(Y´0c)が相対的に高くなっている。一方、吸気下死点のピストン位置(YCc)は、制御位相αaのピストン位置(YCa)や制御位相αbのピストン位置(YCb)より低くなっている。これに加えて、上述したように排気(吸気)上死点のピストン位置(Y´0c)が高くなっている。その結果、制御位相αcの吸気ストロ−ク(LIc)は、制御位相αbの吸気ストロ−ク(LIb)以上に大きくなっており、この吸気ストロ−ク増大による吸入空気量の増大により、更なるトルク向上の効果を得ることができる。

0088

次に、制御位相αaと制御位相αcでの燃焼サイクルの各行程における機構姿勢の変化について図9を基に説明する。これにより、図8に示すピストン位置の変化特性を説明することができる。上段に示す(A)〜(D)は制御位相αa(最遅角状態)での機構姿勢の変化を示し、下段に示す(E)〜(H)は制御位相αc(最進角角状態)での機構姿勢の変化を示している。

0089

制御位相αcでの特性は制御位相αbでの特性に近いが、制御位相αbが使用される高負荷領域より更に大きな高負荷領域(高過給圧領域)での使用を考慮した特性となっている。尚、図9に示す制御位相αaは図6に示すものと同じであるので、その説明は省略する。また、本実施形態は制御位相αbより更に進角方向に制御するので、以下の説明では、制御位相αbとの比較についても併せ説明している。

0090

≪排気(吸気)上死点≫
排気(吸気)上死点における偏心カムの偏心方向(αY´)についてみると、図9(E)での制御位相αcの偏心方向(αY´c)に示すように、図6(E)に示す制御位相αbの偏心方向(αY´b)よりコントロールリンク14からやや離れる方向にシフトする。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を左下方にやや引き下げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に反時計方向に回転される。これにより第1連結ピン8の位置は上がり、もってアッパリンク7によりピストン2は上方に押し上げられる。これによって、排気(吸気)上死点のピストン位置(Y´0c)は制御位相αbのピストン位置(Y´0b)よりも高くなり、これによって排気(吸気)上死点における気筒内容積は更に小さくなるのである。これにより、内部EGRを更に低減できるのである。

0091

≪吸気下死点≫
吸気下死点における偏心カムの偏心方向(αC)についてみると、図9(F)での制御位相αcの偏心方向(αCc)に示すように、図6(F)に示す制御位相αbの偏心方向(αCb)と比較すると、制御位相αcの偏心方向(αCc)はコントロールリンク14にやや近づく方向にシフトする。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を右上方にやや押し上げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に時計方向に回転される。これにより第1連結ピン8の位置は下がり、もってアッパリンク7によりピストン2は下方に引き下げられる。これによって、吸気下死点のピストン位置(YCc)は、制御位相αaのピストン位置(YCa)及び制御位相αbのピストン位置(YCb)より低くなる。このピストン位置の下降と上述した排気(吸気)上死点でのピストン位置(Y´0c)の上昇により、吸気ストロ−ク(LIc)が増加するようになる。

0092

≪圧縮上死点≫
圧縮上死点における偏心カムの偏心方向(αY)についてみると、図9(G)での制御位相αcの偏心方向(αYc)に示すように、図6(G)に示す制御位相αbの偏心方向(αYb)と比較すると、制御位相αcの偏心方向(αYc)はコントロールリンク14に近づく方向にシフトする。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を右上方にやや押し上げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に時計方向に回転される。これにより第1連結ピン8の位置は下がり、もってアッパリンク7によりピストン2は下方に引き下げられる。これによって、圧縮上死点のピストン位置(Y0c)は制御位相αbのピストン位置(Y0b)より低くなり、機械圧縮比(Cc)は制御位相αbの機械圧縮比(Cb)より低い値になる。

0093

≪膨張下死点≫
膨張下死点における偏心カムの偏心方向(αE)についてみると、図9(H)での制御位相αcの偏心方向(αEc)に示すように、図6(H)に示す制御位相αbの偏心方向(αEb)と比較すると、制御位相αcの偏心方向(αEc)はコントロールリンク14から離れる方向にシフトする。これによりコントロールリンク14は第2連結ピン11を左下方にやや引き下げ、ロアリンク10がクランクピン9を支点に反時計方向に回転される。これにより第1連結ピン8の位置は上がり、もってアッパリンク7によりピストン2は上方に押し上げられる。この結果、膨張下死点のピストン位置(YEc)はやや上昇する。これによって、前述の圧縮上死点位置(Y0c)の低下と相まって膨張ストロ−ク(LEc)は制御位相αbの膨張ストロ−ク(LEb)よりやや減少し、同様に機械膨張比(Ec)も制御位相αbの機械膨張比(Eb)よりやや減少する。しかしながら、この膨張ストロ−ク(LEc)も圧縮ストロ−ク(LCc)よりは充分長くなっており、また機械膨張比(Ec)も機械圧縮比(Cc)よりは充分大きくなっているのは上述の通りである。

0094

このような構成によって、図8の制御位相αcに示す特性となるものである。すなわち、図8に示す制御位相αcのピストン位置変化特性は、図9に示すコントロ−ルカム偏心位相の違いによるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。

0095

次に、上述した圧縮比調整装置を使用して運転状態に対応した具体的な制御について図10を用いて説明する。図10ではその具体的な制御フローチャート示している。

0096

本実施形態では、タ−ボチャージャーやスーパーチャージャーなどの過給機が装着された内燃機関に適用されている。尚、一般的に過給機には動作応答遅れがあり、過給圧の上昇が遅れる現象があり、これを考慮した制御フロ−となっている。

0097

まず、ステップS20で現在の機関運転状態としてアクセル踏み込み量(アクセル開度)を含む種々の運転情報を読み込む。ステップS21でアクセル開度が所定開度(θ°)未満の場合は部分負荷領域と判断して、ステップS22に移行して上述の部分負荷領域に適した制御位相αa(高機械圧縮比Ca、著しい高機械膨張比Ea)に変更して部分負荷領域での燃費を向上する。

0098

一方、アクセル開度が所定開度(θ°)以上の場合は高負荷領域と判断して、ステップS23に移行して、過給圧をインテ−クマフォルド圧などから読み込む。また、ステップS23では、過給圧が所定の圧力(P)未満の場合は、高負荷ではあるが過度な高負荷条件ではないと判断してステップS24に移行する。ステップS24では高負荷領域に適した制御位相αb(低機械圧縮比Cb、高機械膨張比Eb)に変更して、高負荷領域での耐ノッキング性能、エミッション性能、トルク性能、燃費などを向上する。更には、排気ガスの温度が上昇するのを抑制して、排気マニフォルドや排気ガス浄化触媒のような排気系部品の熱害が発生するのを抑制している。

0099

ステップS23で過給圧が所定の圧力(P)以上とされた場合は、過度の高負荷領域であると判断してステップS25に移行して制御位相αcに変更する。この制御位相αcでは、機械圧縮比(Cc)は、ステップS24で実施される制御位相αbでの機械圧縮比(Cb)より更に低くなっている。このため、気筒内の圧力や温度が高い高過給圧時でも効果的にノッキングを抑制でき、耐ノッキング性能を向上することができる。また、排気(吸気)上死点での気筒内容積が制御位相αbの場合より小さいので、高温の内部EGRを更に低減することができ、その観点からも耐ノッキング性能を更に向上できるものである。

0100

更に、吸入ストロ−ク(LIc)が制御位相αbの吸入ストロ−ク(LIb)より長くなるので、吸入空気量をその分増加できて過度な高負荷時に要求される機関トルクを高めることができる。また、膨張ストロ−ク(LEc)が圧縮ストロ−ク(LCc)に対して長くなっているので、機械膨張比(Ec)が機械圧縮比(Cc)より充分大きくでき、内燃機関から排出される排気ガスの温度が上昇するのを抑制できる。これによって、過度な高負荷領域における排気マニフォルドの熱害を防止したり、排気ガス浄化触媒の熱劣化を防止できることは、第1の実施形態の場合と同様である。

0101

尚、膨張ストロ−ク(LEc)が制御位相αbの膨張ストロ−ク(LEb)よりはやや短くなり、機械膨張比(Ec)も制御位相αbの機械膨張比(Eb)よりやや低下している。これは過度の高負荷時には、ピストンに作用する燃焼圧や温度負荷が更に上昇するので、膨張行程における膨張ストロ−ク(LEc)や機械膨張比(Ec)が仮に過度に高かったとすると、燃焼圧を受ける膨張行程でのピストン摺動長さ(摺動速度)が増加して耐焼き付き性が悪化する懸念がある。

0102

そこで、膨張ストロ−ク(LEc)や機械膨張比(Ec)は、過給圧が所定の圧力P未満の高負荷時における膨張ストロ−ク(LEb)や機械膨張比(Eb)よりやや小さく設定しているものである。言い換えれば、負荷が低下していくほど、上述したピストン焼き付きの懸念が薄らぐので、膨張ストロ−クを「(LEc)<(LEb)<(LEa)」の関係を持たせ、更に機械膨張比も「(Ec)<(Eb)<(Ea)」の関係を持たせて高めていき、燃費効果を高めているものである。

0103

上述した実施形態では1気筒の内燃機関を示しているが、2気筒、3気筒、4気筒、及び6気筒等の多気筒内燃機関に適用することは当然のことである。この場合、直列エンジンであれば全気筒のピストン作動特性を単一の位相変更機構(可変圧縮比機構の一部)によって、V型エンジンであれば一対の位相変更機構によって調整でき、これらによって全気筒を所望の機械圧縮比、機械膨張比に制御することが可能である。

0104

また、実施形態で示した従/駆動回転体(可変圧縮比機構の一部)としては、本発明の主旨から逸脱しない範囲で他の適切な従/駆動回転体を採用することができる。例えば、クランク軸の回転を半分の角速度に減速して偏心カムに伝える減速機構として、一対の減速ギヤプ−リの例を本実施形態では示したがこれに限定されるものではない。

0105

また、本実施形態では、クランク軸の回転方向と偏心カムの回転方向が逆方向になるが、同方向としても良いものである。例えば、クランク側プ−リの回転をタイミングベルト(タイミンチェ−ン)を介して、半分の角速度に減速して、偏心コントロ−ルカム側プ−リに伝達するようにしても良いものである。この場合は、クランク軸の回転方向と偏心コントロ−ルカムの回転方向が同方向となり、クランク軸回転横軸)に対するピストン位置変化特性(縦軸)は左右に裏返るが、動作的には同じである。

0106

尚、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

実施例

0107

例えば、リンク機構(可変圧縮比機構の一部)については、実施例に示した具体例に限られる訳ではなく、ピストンのストロ−ク位置の特性を同様に変化できる機構であれば異なったリンク機構であっても構わない。

0108

01…内燃機関、02…シリンダブロック、03…ボア、1…ピストン位置可変機構、2…ピストン、3…ピストンピン、4…クランクシャフト、5…リンク機構、6…位相変更機構、7…アッパリンク(第1リンク)、8…第1連結ピン、9…クランクピン、10…ロアリンク(第2リンク)、11…第2連結ピン、12…コントロールシャフト、13…偏心カム部、14…コントロールリンク(第3リンク)、15…第1ギヤ歯車(駆動回転体)、16…第2ギヤ歯車(従動回転体)。

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