(57)【要約】【課題】低圧縮比の設定状態における高速出力の向上を図る。【解決手段】クランクシャフト１のクランクピン１ａに回転可能に取り付けられるロアリンク２と、このロアリンク２とピストン３とを連携するアッパーリンク５と、ロアリンク２の運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比手段と、を有する。高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｈとし、低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｌとすると、θ１Ｈ≧θ１Ｌとする。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連携する複数のリンクと、
上記リンクの運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比手段と、を有するレシプロ式可変圧縮比機関であって、
高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｌとすると、
θ１Ｈ≧θ１Ｌとしたことを特徴とするレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項２】
高圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｌとすると、
｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜としたことを特徴とする請求項１に記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項３】
高圧縮比の設定状態で、ピストンの最大下降速度をＶｍａｘ１Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンの最大下降速度をＶｍａｘ１Ｌとすると、
Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌとしたことを特徴とする請求項１又は２に記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項４】
｜θ１Ｈ−９０｜≧｜θ１Ｌ−９０｜としたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項５】
高圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｌとすると、
｜θ２Ｈ−９０｜≧｜θ２Ｌ−９０｜としたことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項６】
高圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｌとすると、
θ２Ｈ≦θ２Ｌとしたことを特徴とする請求項１〜５にいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項７】
上記複数のリンクが、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けれるロアリンクと、このロアリンクとピストンとを連携するアッパーリンクと、により構成され、
上記可変圧縮比手段が、気筒列方向に延びるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトに偏心して設けられた偏心カムと、この偏心カムとロアリンクとを連携するコントロールリンクと、上記コントロールシャフトを回転駆動する駆動手段と、を有する請求項１〜６のいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、機関圧縮比を変更可能な複リンク式のレシプロ式可変圧縮比機関の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車に好適に用いられるレシプロ式内燃機関の分野では、従来より、運転状態に応じて機関圧縮比を適切なものとするために、機関圧縮比を変更可能な様々な可変圧縮比機関が提案されている。例えば特許文献１には、ピストンとクランクピンとを複数のリンクで連繋し、このリンクの運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を変更可能とする複リンク式の可変圧縮比機関が開示されている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−７３８０４号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このような複リンク式の可変圧縮比機関では、リンクのジオメトリを変更することにより、機関圧縮比の他、出力性能や燃費性能等の機関運転性能に大きな影響を及ぼすピストンストローク特性、特にピストン速度のパターンを幅広い範囲から設定することが可能である。しかしながら、機関圧縮比の設定状態に応じたピストン速度のパターン等について、今まで十分な検討がなされていなかった。
【０００５】
本発明は、機関圧縮比の設定状態に応じて、ピストンストローク特性、特にピストン最大上昇速度・最大下降速度に関する設定を適正化し、機関運転性能を有効に向上することを主たる目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明に係るレシプロ式可変圧縮比機関は、ピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連携する複数のリンクを備え、上記リンクの運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を可変制御することができる。そして、高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｈとし、低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｌとすると、θ１Ｈ≧θ１Ｌとしたことを特徴としている。
【０００７】
【発明の効果】
本発明によれば、θ１Ｈ≧θ１Ｌとしたために、例えば高負荷域で用いられる低圧縮比の設定状態で、高速側の体積効率を重点的に向上し、その最大出力を有効に向上することができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好ましい実施の形態を図面を参照して詳細に説明する。
【０００９】
図１は、この発明の一実施形態に係るレシプロ式可変圧縮比機関を示す概略構成図である。この可変圧縮比機関は、ピストン３とクランクシャフト１のクランクピン１ａとを連携する複数のリンクとして、アッパーリンク５とロアリンク２とを備えている。ロアリンク２は、クランクピン１ａに回転可能に取り付けられている。アッパーリンク５は、一端がピストンピン４によりピストン３に接続され、他端が第１接続ピン１０によりロアリンク２に接続されている。また、ロアリンク２の運動拘束条件を変化させて、機関圧縮比を可変制御する可変制御手段を備えている。この可変制御手段は、クランクシャフト１と平行に気筒列方向に延びるコントロールシャフト７と、このコントロールシャフト７に偏心して設けられた偏心カム８と、この偏心カム８とロアリンク２とを連携するコントロールリンク６と、を備えている。コントロールリンク６は、一端が第２接続ピン９によりロアリンク２に接続され、他端が偏心カム８に揺動可能に装着されている。駆動手段としての油圧式や電動式のアクチュエータ１２により、コントロールシャフト７を回転駆動することにより、偏心カム８に装着されるコントロールリンク６の他端位置、つまりコントロールリンク６の揺動中心の位置が変化する。これにより、ロアリンク２の運動拘束条件を変更して、機関圧縮比を可変制御することができる。
【００１０】
図２〜図４は、後述する設定（１）〜（６）を満たすレシプロ式可変圧縮比機関のリンクジオメトリの一例を示している。図２は低圧縮比の設定状態、図３は高圧縮比の設定状態を示し、点Ｐ０〜５は、それぞれ、クランクシャフト１の回転中心Ｐ０，クランクピン１ａの中心Ｐ１，ピストンピン４によるピストン３とアッパーリンク５の連結中心Ｐ２，第１接続ピン１０によるアッパーリンク５とロアリンク２の連結中心Ｐ３，第２接続ピン９によるロアリンク２とコントロールリンク６との連結中心Ｐ４，コントロールリンク６の揺動中心（偏心カム８の中心）Ｐ５を示している。図４の軌跡ＰＨ１〜５は、高圧縮比の設定状態における各点Ｐ１〜５の軌跡を示し、軌跡ＰＬ１〜５は、低圧縮比の設定状態における各点Ｐ１〜５の軌跡を示している。
【００１１】
図４に示すように、クランクシャフト１の回転中心Ｐ０を通ってシリンダ軸方向に延びる基準線Ｙ１に対し、ピストン往復軸線（ＰＨ２，ＰＬ２）は一側（図４では右側）にオフセットしており、このオフセット側に、アッパーリンク−ロアリンクの連結中心軌跡ＰＨ３，ＰＬ３が位置する。一方、コントロールリンク６の揺動中心Ｐ５（ＰＨ５，ＰＬ５）及びロアリンク−コントロールリンクの連結中心軌跡ＰＨ４，ＰＬ４は、基準線Ｙ１に対して上記のオフセット側と反対側（図４の左側）に位置する。
【００１２】
コントロールリンクの揺動中心Ｐ５は、低圧縮比の設定状態ＰＬ５のときに、高圧縮比の設定状態ＰＨ５のときに比して、基準線Ｙ１から遠ざかるように設定されている。つまり、機関圧縮比を高くすると、揺動中心Ｐ５が基準線Ｙ１へ近づくように設定されている。
【００１３】
なお、上記の低圧縮比の設定状態及び高圧縮比の設定状態を含めて、コントロールシャフト７を多段階又は無段階に回転駆動することにより、圧縮比を多段階又は無段階に可変制御することができる。
【００１４】
図５を参照して、本明細書で利用する記号の定義について説明する。なお、図５及び図６〜１１において、ｈｉｇｈ  ＣＲは上記可変圧縮比手段による高圧縮比の設定状態に対応し、ｌｏｗ  ＣＲは、低圧縮比の設定状態に対応している。
【００１５】
【数１】
Ｖｍａｘ１…ピストンの最大下降速度（ｍｍ／ｒａｄ）
Ｖｍａｘ１Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ１
Ｖｍａｘ１Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ１
Ｖｍａｘ２…ピストンの最大上昇速度（ｍｍ／ｒａｄ）
Ｖｍａｘ２Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ２
Ｖｍａｘ２Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ２
θ１…上死点からＶｍａｘ１となるまでのクランク角度（°）
θ１Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるθ１
θ１Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるθ１
θ２…Ｖｍａｘ２となる状態から上死点までのクランク角度（°）
θ２Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるθ２
θ２Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるθ２
なお、周知のように、一般的な４サイクルの内燃機関では、吸気行程及び膨張行程がピストン下降行程であり、排気行程及び圧縮行程がピストン上昇行程である。従って、最大下降速度は吸気行程や膨張行程におけるピストン最大速度であり、最大上昇速度は排気行程や圧縮行程におけるピストン最大速度である。
【００１６】
クランクピンとピストンとを一本のコンロッドにより連携した単リンク式のレシプロ機関では、θ１，θ２ともにクランク半径−コンロッド長比により一義的に定まり、クランク半径やコンロッド長は、ピストンサイドフォース、ピストンとクランクシャフトとの干渉回避、及びコンロッドの慣性重量等により制約を受けるため、実質的にはθ１，θ２ともに約７２〜７６°の範囲に制限される。
【００１７】
これに対し、本実施形態のような複リンク式の可変圧縮比機関では、複数のリンク部品のジオメトリの設定次第で、θ１，θ２，Ｖｍａｘ１等を幅広い範囲の中から設定することが可能になり、その設定による音振性能、低速最大トルク、高速最大トルク、燃費等への影響が大きくなる。好ましくは、高負荷域（出力域）ではノッキングを回避しつつ最適な点火時期を取ることで最大出力を向上するために、圧縮比を低くする制御、つまり低圧縮比の設定を用い、低速低負荷の燃費域を含む低負荷域では、熱効率を向上して燃費の向上を図るために圧縮比を高くする制御、つまり高圧縮比の設定を用いる。
【００１８】
この実施形態では、後述するように、高負荷域で用いられる低圧縮比の設定状態での高速側での最大出力（トルク）を効果的に向上することができる。上記の最大出力を向上するためには、体積効率を大きくするとともにポンプ損失を小さくすれば良い。しかしながら、体積効率が最大となるθ１，θ２の値は、ポンプ損失が最小となるθ１，θ２の値とは異なるため（具体的には体積効率最大側が小さい値、ポンプ損失最小側が大きい値）、本実施形態では、体積効率とポンプ損失の双方を考慮して、以下の特徴的な設定（１）〜（６）を行っている。
（１）θ１Ｈ≧θ１Ｌ
すなわち、高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｈとなるまでのクランク角度θ１Ｈを、低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｌとなるまでのクランク角度θ１Ｌ以上としている。
【００１９】
図６に示すように、θ１を小さくする（最大下降速度の時期を上死点へ近づける）ほど、高速側ではピストン上昇行程である吸気行程中の慣性効果が大きくなって体積効率が向上し、低速側では吸気行程中の慣性効果が小さくなって体積効率が低下する。反対に、θ１を大きくする（最大下降速度の時期を上死点から遠ざける）ほど、高速側では体積効率が低下し、低速側では体積効率が向上する。そこで、上記のθ１Ｈ≧θ１Ｌとなるようにピストン速度特性を設定することにより、低圧縮比の設定を用いる高負荷域では、高圧縮比の設定を用いた場合に比して、高速側での体積効率が向上し、その最大出力を向上することができる。加えて、高圧縮比の設定を用いる高速低負荷域においては、低圧縮比の設定を用いた場合に比して、吸気行程初期のピストン下降速度が小さく、吸気弁開き始め時期における空気流入速度が緩やかになり、ポンプ損失が低減する。また、慣性効果が小さくなり体積効率も低下するため、同一空気量を吸入するために必要なスロットル開度をより増大することが可能となり、さらにポンプ損失が低減し、燃費向上効果が得られる。
（２）｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜
すなわち、θ１Ｈからθ１Ｌを引いた値の絶対値｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜が、θ２Ｈからクランク角度θ２Ｌを引いた値の絶対値｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜以上となるように設定している。
【００２０】
図７に示すように、体積効率は、少なくとも５０≦θ１≦１３０の範囲では全域でθ１が小さくなるほど向上する。また、θ２が８０°の近傍で最も体積効率が大きく、この８０°近傍から外れるほど体積効率が低下していく。よって、θ２は８０近傍の値から大きく外れないほうが良い。従って、上述したθ１Ｈ≦θ１Ｌの設定に加え、｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜となるように設定することにより、圧縮比の変更に伴うθ２の変化率が相対的に小さくなり、圧縮比の設定にかかわらずθ２を８０近傍に維持して体積効率の低下を抑制することができる。加えて、圧縮比の変更に伴うθ１の変化率が相対的に大きくなり、低圧縮比化に伴い体積効率を十分に増大・向上することができる。
【００２１】
また、圧縮比を変更するためにはアクチュエータ１２によりコントロールシャフト７を回転駆動して、コントロールリンク６の揺動中心となる偏心カム８を機関本体に対して移動する必要がある。コントロールシャフト７を回転駆動するのに必要なエネルギーの低減化及び制御時間の短縮化等を図るためには、偏心カム８の機関本体に対する移動量を必要最小限に抑制し、圧縮比の変化に対するθ２の変化量（図７の縦軸θ２方向の移動量）を小さくした方が良い。上記の｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜とし、圧縮比の変更に伴うθ２の変化率を相対的に低く抑制することにより、コントロールシャフト７を回転駆動するのに必要なエネルギーの低減化及び制御時間の短縮化等を図ることができる。
（３）Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌ
すなわち、高圧縮比の設定状態におけるピストンの最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｈを、低圧縮比の設定状態におけるピストンの最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｌ以下とする。
【００２２】
ピストン最大下降速度を増加すると、吸気行程中の慣性効果が大きくなり、体積効率の向上に大きく寄与する。そこで、図８にも示すように、θ１Ｈ≧θ１ＬかつＶｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌとすることによって、低圧縮比の設定を用いる高負荷域の体積効率を有効に向上することができる。加えて、高圧縮比の設定を用いる低負荷域では、ピストン最大下降速度が相対的に低くなり、ポンプ損失が低減し、燃費が向上する。
（４）｜θ１Ｈ−９０｜≧｜θ１Ｌ−９０｜
すなわち、高圧縮比の設定状態での上死点〜最大下降速度間のクランク角度θ１Ｈから９０（°）を減算した値の絶対値｜θ１Ｈ−９０｜を、低圧縮比の設定状態での上死点〜最大下降速度間のクランク角度θ１Ｌから９０（°）を減算した値の絶対値｜θ１Ｈ−９０｜以上とする。
【００２３】
上記（１）〜（３）のように、高速側の出力を増大する設定を行うと、この高速出力域での音振性能が相対的に低下する。従来の一般的な単リンク式の内燃機関と比較して、本実施形態のような複リンク式の可変圧縮比機関では、リンク部品数が増えているため、軸受部分のフリクション増加により、高速域での出力確保や振動抑制が重要な課題となる。そこで、図９にも示すように、｜θ１Ｈ−９０｜≧｜θ１Ｌ−９０｜として、高速高負荷域で用いられる低圧縮比の設定におけるピストン下降行程を相対的に単振動に近づけることで、その体積効率を向上すると同時に、音振性能を重点的に改善し、低フリクション化による高速出力の向上を図ることができる。
（５）｜θ２Ｈ−９０｜≧｜θ２Ｌ−９０｜
上記の（４）と同様の理由で、図１０にも示すように、｜θ２Ｈ−９０｜≧｜θ２Ｌ−９０｜として、高負荷域で用いられる低圧縮比の設定でのピストン上昇行程を単振動に近づけることで、高速高負荷域における音振性能を改善し、低フリクション化に伴う出力向上を図ることができる。特に、｜θ２Ｈ−９０｜≧｜θ２Ｌ−９０｜かつ｜θ１Ｈ−９０｜≧｜θ１Ｌ−９０｜とすることにより、高速出力域での音振性能を十分に改善することができる。
（６）θ２Ｈ≦θ２Ｌ
すなわち、高圧縮比の設定状態でのピストン最大上昇速度〜上死点間のクランク角度θ２Ｈを、低圧縮比の設定状態でのピストン最大上昇速度〜上死点間のクランク角度θ２Ｈ以下とする。
【００２４】
高速高負荷域では、θ２が小さい（ピストン最大上昇速度となる時期が上死点に近い）場合に、吸気開始・排気終了時期となる上死点近傍でのポンプ損失が増大し、出力の低下や燃費の低下を招くおそれがあるので、θ２を大きくして（ピストン最大上昇速度の時期を上死点から遠くして）、ポンプ損失を低減することが望ましい。そこで、図１１にも示すように、θ２Ｈ≦θ２Ｌとすることにより、低圧縮比の設定を用いる高速高負荷域におけるポンプ損失を重点的に低減し、その出力・燃費を向上することができる。ただし、高速出力をより向上するためには、体積効率を向上するようにθ２Ｌを設定する必要があるため、８０≦θ２≦９０かつθ２Ｈ≦θ２Ｌとすることが望ましい。
【００２５】
上述した（１）〜（６）のように、圧縮比の設定状態に応じてθ１Ｈ，θ２Ｈ，θ１Ｌ，θ２Ｌ等を適正化するだけではなく、θ１やθ２の可変範囲そのものの設定、つまり上死点に対する角度範囲を規定することにより、低速側・高速側の出力をより有効に増大することができる。
【００２６】
例えば、θ１≧９０とすることにより、θ１≦９０の場合と比較して、低圧縮比・高圧縮比の設定ともに、低速側での体積効率が向上して低速トルクが向上するとともに、高速側ではポンプ損失低減による燃費向上効果が得られる。
【００２７】
このようなθ１≧９０の領域でθ１Ｌ≧θ１Ｈとした場合には、低速側での出力を重点的に向上することができる。一方、θ１≦９０の領域でθ１Ｌ≧θ１Ｈとした場合には、低速トルクの低下を小さく抑えつつ高速側での出力を向上することができる。
【００２８】
高速トルクは、体積効率・ポンプ損失を考慮すると、θ２が８０°近傍で最大となり、θ２が８０°近傍から外れるほど低下する。一方、低速側での最大トルクは、θ２の変化に対してあまり感度が無い。そこで、θ２を８０°近傍とすることにより、低速トルクの低下を抑制しつつ高速トルクを効果的に向上することができる。
【００２９】
体積効率は、θ２が８０°近傍から上死点側・下死点側のいずれにずれてもほぼ同様な傾向で低下する。音振性能は、θ２が９０°（単振動に相当）から遠ざかるほど低下する傾向にある。そこで、８０≦θ２≦９０とすることによって、高速・低速トルクの向上と音振性能の向上とを両立することができる。また、バルブオーバラップを拡大することでθ２の最適時期をより上死点に接近した設定にすることもできる。
【００３０】
低速トルク・高速トルクのいずれか一方の過度な低下を招くことなく全域でトルクを平均的に向上するためには、低速トルク向上率と高速トルク向上率との和が最大となる領域（θ１＝１１５°±１０°、θ２＝８０°±１０°を中心とする領域）に設定することにより、高速から低速までの全速度域において最大トルクを向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係るレシプロ式可変圧縮比機関を示す概略構成図。
【図２】低圧縮比の設定状態における可変圧縮比機関のリンクジオメトリを示す説明図。
【図３】高圧縮比の設定状態における可変圧縮比機関のリンクジオメトリを示す説明図。
【図４】上記可変圧縮比機関のリンク連結点や回転中心の軌跡を示す説明図。
【図５】低圧縮比・高圧縮比の設定状態におけるピストンの速度特性を示す特性図。
【図６】θ１Ｈ≧θ１Ｌの設定及びその作用説明図。
【図７】｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜の設定及びその作用説明図。
【図８】Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌの設定及びその作用説明図。
【図９】｜θ１Ｈ−９０｜≧｜θ１Ｌ−９０｜の設定及びその作用説明図。
【図１０】｜θ２Ｈ−９０｜≧｜θ２Ｌ−９０｜の設定及びその作用説明図。
【図１１】θ２Ｈ≦θ２Ｌの設定及びその作用説明図。
【符号の説明】
１…クランクシャフト
１ａ…クランクピン
２…ロアリンク
３…ピストン
４…ピストンピン
５…アッパーリンク
６…コントロールリンク
７…コントロールシャフト
８…偏心カム
１２…アクチュエータ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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