(57)【要約】【課題】アクチュエータ側ギヤにより作用軸側ギヤを回動させて作用軸を回動させることによって、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、シリンダブロックをクランクケースへ近づける際には、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に潤滑油を供給し、シリンダブロックとクランクケースとの相対位置を維持する際には、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間への潤滑油の供給を停止することを容易に実現可能とする。【解決手段】シリンダブロック２がクランクケース１へ近づけられることを利用して容積が減少するポンプ室９１と、ポンプ室内の潤滑油をアクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に導くための潤滑油通路とを具備する。【選択図】図１０
2014092033.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダブロックとクランクケースとの間に作用軸を配置し、アクチュエータ側ギヤにより作用軸側ギヤを回動させて前記作用軸を回動させることによって、前記シリンダブロックを前記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、前記相対移動により前記シリンダブロックが前記クランクケースへ近づけられることを利用して容積が減少するポンプ室と、前記ポンプ室内の潤滑油を前記アクチュエータ側ギヤと前記作用軸側ギヤとの間に導くための潤滑油通路とを具備することを特徴とする可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項２】
前記ポンプ室内の圧力上昇を抑制するためのリリーフ弁を具備し、前記リリーフ弁は前記ポンプ室内の潤滑油の温度が設定温度以下のときに開弁することを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【請求項３】
前記ポンプ室から前記潤滑油通路への潤滑油の供給を停止させる閉鎖弁が設けられていることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【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】
シリンダブロックを気筒軸線に沿わせてクランクケースに対して相対移動させることにより機械圧縮比を可変とする可変圧縮比機構を備える内燃機関が公知である。このような可変圧縮比機構は、例えば、シリンダブロックとクランクケースとの間に偏心軸等の作用軸を配置し、アクチュエータにより作用軸を回動させることによって、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ものである（特許文献１参照）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００３】
【特許文献１】特開２００９−２６４２５８号公報
【特許文献２】特開２０１２−１６３００７号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
アクチュエータによる作用軸の回動は、アクチュエータ側ギヤにより作用軸側ギヤを回動させることにより行われる。特に、シリンダブロックをクランクケースに近づけるように移動させる際には、気筒内の爆発力がシリンダブロックをクランクケースから遠ざけるように作用するために、作用軸を回動させるために必要なアクチュエータの作動力は比較的大きくなる。
【０００５】
アクチュエータの作動力を低減するために、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に潤滑油を供給し続けて、両者の間の摩擦力を低下させることが考えられるが、こうして、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間の摩擦力を低下させると、アクチュエータを作動させずに機械圧縮比を一定に維持しようとしても、気筒内の爆発力がシリンダブロックに作用する際に、作用軸側から逆にアクチュエータを作動させて、シリンダブロックをクランクケースから遠ざけるように移動させてしまう。
【０００６】
このようなアクチュエータの逆作動を抑制するためには、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間への潤滑油の供給を停止して、両者の間の摩擦力を高めることが好ましい。しかしながら、このように潤滑油の供給を制御するのは容易ではない。
【０００７】
従って、本発明の目的は、シリンダブロックとクランクケースとの間に作用軸を配置し、アクチュエータ側ギヤにより作用軸側ギヤを回動させて作用軸を回動させることによって、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、シリンダブロックをクランクケースへ近づける際には、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に潤滑油を供給し、シリンダブロックとクランクケースとの相対位置を維持する際には、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間への潤滑油の供給を停止することを容易に実現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、シリンダブロックとクランクケースとの間に作用軸を配置し、アクチュエータ側ギヤにより作用軸側ギヤを回動させて前記作用軸を回動させることによって、前記シリンダブロックを前記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、前記相対移動により前記シリンダブロックが前記クランクケースへ近づけられることを利用して容積が減少するポンプ室と、前記ポンプ室内の潤滑油を前記アクチュエータ側ギヤと前記作用軸側ギヤとの間に導くための潤滑油通路とを具備することを特徴とする。
【０００９】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記ポンプ室内の圧力上昇を抑制するためのリリーフ弁を具備し、前記リリーフ弁は前記ポンプ室内の潤滑油の温度が設定温度以下のときに開弁することを特徴とする。
【００１０】
本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、前記ポンプ室から前記潤滑油通路への潤滑油の供給を停止させる閉鎖弁が設けられていることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１１】
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、相対移動によりシリンダブロックがクランクケースへ近づけられることを利用して容積が減少するポンプ室と、ポンプ室内の潤滑油をアクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に導くための潤滑油通路とを具備している。それにより、シリンダブロックをクランクケースへ近づける際には、ポンプ室の容積が減少して自動的にポンプ室内の潤滑油が潤滑油通路により導かれてアクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に供給され、シリンダブロックとクランクケースとの相対位置を維持する際には、ポンプ室の容積も減少せずに自動的に潤滑油がアクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に供給されないようになって、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間への潤滑油の供給を停止することができ、このように、潤滑油の供給を容易に制御することができる。
【００１２】
本発明による請求項２に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関によれば、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ポンプ室内の圧力上昇を抑制するためのリリーフ弁を具備し、リリーフ弁はポンプ室内の潤滑油の温度が設定温度以下のときに開弁するようになっている。ポンプ室内の潤滑油の温度が設定温度以下のときには潤滑油の粘度が高くなり、アクチュエータ側ギヤと作用軸側ギヤとの間に潤滑油を供給しても、両者の間の摩擦力を十分に低減することができず、また、ポンプ室の容積を減少させるのに大きな抵抗が発生するために、このときには、リリーフ弁が開弁されてポンプ室の圧力上昇を抑制し、ポンプ室の容積を減少させるのに大きな抵抗が発生しないようにしてアクチュエータの作動力の増加を抑制するようにしている。
【００１３】
本発明による請求項３に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関は、請求項１に記載の可変圧縮比機構を備える内燃機関において、ポンプ室から潤滑油通路への潤滑油の供給を停止させる閉鎖弁が設けられている。それにより、作用軸の破損時等によりそのままではシリンダブロックがクランクケース側へ落下する際に、閉鎖弁によりポンプ室から潤滑油通路への潤滑油の供給を停止すれば、ポンプ室の容積減少を抑制してシリンダブロックの落下を抑制することができ、機械圧縮比の急激な上昇を防止することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１４】
【図１】内燃機関の全体図である。
【図２】可変圧縮比機構の分解斜視図である。
【図３】図解的に表した内燃機関の側面断面図である。
【図４】可変バルブタイミング機構を示す図である。
【図５】吸気弁および排気弁のリフト量を示す図である。
【図６】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。
【図７】理論熱効率と膨張比との関係を示す図である。
【図８】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。
【図９】機関負荷に応じた機械圧縮比等の変化を示す図である。
【図１０】本発明による内燃機関に具備されたポンプ室を示す概略断面図である。
【図１１】第二閉鎖弁を制御するためのフローチャートである。
【発明を実施するための形態】
【００１５】
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内に向けて燃料を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に取付ける代りに各燃焼室５内に配置してもよい。
【００１６】
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。
【００１７】
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の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。
【００１８】
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。
【００１９】
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、及び、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。
【００２０】
図２は図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、すなわち、シリンダブロック側サポートが形成されており、各突出部５０内には夫々断面円形のカム挿入孔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、すなわち、クランクケース側サポートが形成されており、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。
【００２１】
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同心部分５８が位置している。各同心部分５８は各カムシャフト５４，５５の回転軸線と共軸をなす。一方、各同心部分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部５７が位置しており、この偏心部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。すなわち、偏心部５７は円形カム５６に形成された偏心孔に嵌合し、円形カム５６は偏心孔を中心として偏心部５７回りに回動するようになっている。図２に示されるようにこれら円形カム５６は各同心部分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。
【００２２】
図３（Ａ）に示すような状態から各カムシャフト５４，５５の同心部分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部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内において同心部分５８とは反対方向に回転し、図３（Ｂ）に示されるように偏心部５７の位置が高い位置から中間高さ位置となる。次いで更に同心部分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部５７は最も低い位置となる。
【００２３】
なお、図３（Ａ）、図３（Ｂ）、図３（Ｃ）には夫々の状態における同心部分５８の中心ａと偏心部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。
【００２４】
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の相対位置は同心部分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、同心部分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。
【００２５】
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。
【００２６】
このように、本実施例の可変圧縮比機構Ａは、アクチュエータとしての駆動モータ５９が作用軸としてシリンダブロック２とクランクケース１との間に配置されたカムシャフト５４，５５を回動させることにより、シリンダブロック２をクランクケース１に対して相対移動させる。駆動モータ５９は、アクチュエータ側ギヤとして回転軸に取付けられた一対のウォーム６１，６２により作用軸側ギヤとして各カムシャフト５４，５５の端部に固定されたウォームホイール６３，６４を回動させる。
【００２７】
一方、図４は図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は機関の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。
【００２８】
各油圧室７６，７７への作動油の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。
【００２９】
吸気弁駆動用カムシャフト７０のカムの位相を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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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の開弁期間は図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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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巾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。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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の出力信号に基づいて理論空燃比にフィードバック制御されている場合を示している。
【００４７】
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は零となっている。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
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。
【００５３】
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。
【００５４】
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。
【００５５】
ところで、可変圧縮比機構Ａによって、機械圧縮比を高めるために、シリンダブロック２をクランクケース１に近づけるように移動させる際には、気筒内の爆発力がシリンダブロック２をクランクケース１から遠ざけるように作用するために、カムシャフト５４，５５を回動させるために必要な駆動モータ５９の作動力は比較的大きくなる。
【００５６】
駆動モータ５９の作動力を低減するために、駆動モータ側のウォーム６１，６２とカムシャフト５４，５５側のウォームホイール６３，６４との間に潤滑油を供給し続けて、両者の間の摩擦力を低下させることが好ましい。図２において、９０は潤滑油通路であり、ウォームホイール６３，６４の上側に噛合するウォーム６１，６２の上側から間接的にウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に潤滑油を供給するためのものである。
【００５７】
このような潤滑油通路９０を介して供給される潤滑油によってウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間の摩擦力を低下させることができ、駆動モータ５９の作動力を低減することができる。潤滑油通路９０は、直接的にウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に潤滑油を供給するように配置されても良い。
【００５８】
しかしながら、このように、ウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に潤滑油を供給し続けてウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間の摩擦力を低下させていると、駆動モータ５９を作動させずに機械圧縮比を一定に維持しようとしても、気筒内の爆発力がシリンダブロック２に作用する際に、カムシャフト５４，５５側から逆に駆動モータ５９を作動させて、シリンダブロック２をクランクケース１から遠ざけるように移動させてしまう。その結果、意図しない機械圧縮比の変動が発生してしまう。
【００５９】
このような駆動モータ５９の逆作動を抑制するためには、ウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間への潤滑油の供給を停止して、両者の間の摩擦力を高めることが好ましい。本実施例では、このような潤滑油の供給が自動的に実現されるようにしている。
【００６０】
図１０は、潤滑油通路９０へ潤滑油を圧送するためのポンプ室９１を示す概略図である。ポンプ室９１は、クランクケース１のシリンダブロック２との当接面１ａに形成されている。ポンプ室９１は、軸線方向に一様断面形状を有しており、例えば、円柱状に形成されている。シリンダブロック２には、ポンプ室９１に嵌合するピストン２ａが取り付けられており、可変圧縮比機構Ａによるシリンダブロック２のクランケース１に対する相対移動に際して、シリンダブロック２がクランクケース１へ近づけられるほど、ピストン２ａによりポンプ室９１の容積がより減少させられるようになっている。
【００６１】
ポンプ室９１のピストン２ａと干渉しない底部には、潤滑油通路９０に接続される吐出通路９２と、クランクケース１内のオイルパンから潤滑油を吸入するための吸入通路９３と、クランクケース１内のオイルパンへ潤滑油を戻すための戻し通路９４とが連通している。
【００６２】
吐出通路９２には、矢印で示す潤滑油通路９０方向への潤滑油の流れのみを許容する逆止弁９２ａが配置され、一方、吸入通路９３には、矢印で示すポンプ室９１方向への潤滑油の流れのみを許容する逆止弁９３ａが配置されている。また、吐出通路９２には、常時開の第一閉鎖弁９５が配置されており、戻し通路９４には、常時閉の第二閉鎖弁９６が配置されている。
【００６３】
本実施例の内燃機関は、このように構成されたポンプ室９１と、潤滑油通路９０とを具備しているために、シリンダブロック２をクランクケース１へ近づける際には、ピストン２ａによりポンプ室９１の容積が減少して自動的にポンプ室９１内の潤滑油が吐出通路９２を通り潤滑油通路９０により導かれてウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に供給され、ウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間の摩擦力を低下させることができ、駆動モータ５９の作動力を低減することができる。このときには、逆止弁９３ａにより潤滑油は吸入通路９３を逆流しないようになっている。
【００６４】
また、機械圧縮比を変化させないこと意図してシリンダブロック２とクランクケース１との相対位置を維持する際には、ポンプ室９１の容積も減少せずに自動的に潤滑油がウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に供給されないようになって、ウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間への潤滑油の供給を停止することができ、両者の間の摩擦力を高めて、カムシャフト５４，５５側からの駆動モータ５９の逆作動を抑制することができる。それにより、意図しない機械圧縮比の変動も抑制することができる。
【００６５】
本実施例の内燃機関において、機械圧縮比を低下させるために可変圧縮比機構Ａによりシリンダブロック２をクランクケース１から遠ざける際には、ピストン２ａによりポンプ室９１の容積が増大し、吸入通路９３を介してオイルパン内の潤滑油がポンプ室９１内へ吸入される。このときには、逆止弁９２ａにより潤滑油は潤滑油通路９０及び吐出通路９２を逆流しないようになっている。それにより、潤滑油通路９０を介してポンプ室９１内へ外気が吸入されることはない。
【００６６】
こうして、シリンダブロック２をクランクケース１から遠ざける際にも、潤滑油はウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に供給されないが、気筒内の爆発力は、シリンダブロック２をクランクケース１から遠ざけるように作用し、また、一般的には、シリンダブロック２は、リフトスプリング（図示せず）によって、クランクケース１から離間する方向に付勢されているために、このときには、カムシャフト５４，５５を回動させるために必要な駆動モータ５９の作動力はそれほど大きくはならず、ウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間の摩擦力を低下させなくても問題ない。
【００６７】
ところで、機関冷却水温が設定冷却水温以下であるときのように、ポンプ室９１内の潤滑油の粘度が低温により高くなっているときには、ウォーム６１，６２とウォームホイール６３，６４との間に潤滑油を供給しても、両者の間の摩擦力を十分に低減することができず、また、ポンプ室９１の容積を減少させるのに大きな抵抗が発生する。
【００６８】
このために、図１１に示すフローチャートにより第二閉鎖弁９６を制御するようにしても良い。先ず、ステップ１０１では、ポンプ室９１内の潤滑油の温度Ｔが設定温度以下であるか否かが判断される。この判断のためにポンプ室９１内の潤滑油の温度を測定しても良いし、また、機関冷却水温が設定冷却水温以下であるときに、ポンプ室９１内の潤滑油の温度が設定温度以下であると判断しても良い。
【００６９】
ステップ１０１の判断が否定されるときには、ステップ１０２において、戻し通路９４に配置されている常時閉の第二閉鎖弁９６はそのまま閉弁させる。しかしながら、ステップ１０１の判断が肯定されるときには、ステップ１０３において、第二閉鎖弁９６をリリーフ弁として開弁してポンプ室９１の圧力上昇を抑制する。それにより、ポンプ室９１の容積を減少させるのに大きな抵抗が発生しないようにして駆動モータ５９の作動力の増加を抑制することができる。
【００７０】
また、可変圧縮比機構Ａの破損時又はリフトスプリングの破損時などに、そのままではシリンダブロック２がクランクケース１側へ落下して、機械圧縮比の急激な上昇が発生することがある。このときには、吐出通路９２に配置された常時開の第一閉鎖弁９５を閉弁して、ポンプ室９１から潤滑油通路９０への潤滑油の供給を停止すれば、潤滑油が殆どポンプ室９１から吐出されることはなく、ポンプ室９１の容積減少を抑制してシリンダブロック２の落下を抑制することができ、機械圧縮比の急激な上昇を防止することができる。
【００７１】
本実施例において、可変圧縮比機構のシリンダブロック２とクランクケース１との間に配置される作用軸は、カムシャフトに限定されることはなく、例えば、リンク軸や偏心軸としても良い。また、アクチュエータ側ギヤ及び作用軸側ギヤは、ウォームとウォームホイールとの組み合わせに限定されることなく、例えば、傘歯車の組み合わせや互いに噛合する通常の歯車の組み合わせとしても良い。
【００７２】
また、本実施例において、ポンプ室９１はクランクケース１に形成され、シリンダブロック２に取り付けられたピストン２ａにより容積が可変とされるようにしたが、ポンプ室は、シリンダブロック２がクランクケース１へ近づけられることを利用して容積が減少するように形成されていれば良い。
【符号の説明】
【００７３】
１    クランクケース
２    シリンダブロック
３    シリンダヘッド
９０    潤滑油通路
９１    ポンプ室
９２    吐出通路
９５    第一閉鎖弁
９６    第二閉鎖弁
Ａ    可変圧縮比機構
【図１】
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【図２】
2014092033.tif 000004
【図３】
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【図４】
2014092033.tif 000006
【図５】
2014092033.tif 000007
【図６】
2014092033.tif 000008
【図７】
2014092033.tif 000009
【図８】
2014092033.tif 000010
【図９】
2014092033.tif 000011
【図１０】
2014092033.tif 000012
【図１１】
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