(57)【要約】【課題】燃焼圧がシリンダヘッドを介してシリンダブロックに作用するときの可変圧縮比機構のシリンダブロック側サポートの変形を抑制する。【解決手段】可変圧縮比機構のカムシャフトがシリンダブロックの側壁下部に設けられたシリンダブロック側サポートのカム挿入孔５１とクランクケースの側壁上部に設けられたクランクケース側サポートのカム挿入孔とにより支持され、シリンダブロック側サポートが、複数の気筒軸線が位置する垂直平面と略平行な平面Ｐ２を境として、シリンダブロック２と一体の基部５０ａと、分割部５０ｂとに分割され、分割部がボルトＢＬによって基部へ固定される内燃機関において、ボルトは、基部を貫通してシリンダブロックに螺合され、シリンダブロックの冷却水通路ＷＪは、シリンダブロックのボルトが螺合するネジ穴と干渉しないように、少なくとも部分的に基部の直上側までの深さとされる。【選択図】図１１
2012154175.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
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、前記可変圧縮比機構のカムシャフトが前記シリンダブロックの側壁下部に設けられたシリンダブロック側サポートのカム挿入孔と前記クランクケースの側壁上部に設けられたクランクケース側サポートのカム挿入孔とにより支持され、前記シリンダブロック側サポートが、複数の気筒軸線が位置する垂直平面と略平行な平面を境として、前記シリンダブロックと一体の基部と、分割部とに分割され、前記分割部がボルトによって前記基部へ固定される内燃機関において、前記ボルトは、前記基部を貫通して前記シリンダブロックに螺合され、前記シリンダブロックの冷却水通路は、前記シリンダブロックの前記ボルトが螺合するネジ穴と干渉しないように、少なくとも部分的に前記基部の直上側までの深さとされ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】
前記シリンダブロックの前記冷却水通路は、前記基部の直上側までの深さとされた部分を除いて、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングの摺動最下位置より下側までの深さとされ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。可変圧縮比機構として、シリンダブロックとクランクケースとをカムシャフトを介して連結するものが提案されている（特許文献１参照）。
【０００３】
このような可変圧縮比機構のカムシャフトは、シリンダブロックの両側に配置されており、それぞれが、シリンダブロックの側壁の下方に互いに離間して設けられた複数のシリンダブロック側サポートのカム挿入孔と、複数のシリンダブロック側サポートと交互に位置するようにクランクケースの側壁の上方に設けられた複数のクランクケース側サポートのカム挿入孔とによって支持される。
【０００４】
このような可変圧縮比機構において、各シリンダブロック側サポートのカム挿入孔へのカムシャフトの組み付けを容易にするために、各シリンダブロック側サポートを、複数の気筒軸線が位置する垂直平面と略平行な平面を境として、シリンダブロックと一体の基部と分割部とに分割し、分割部をボルトによって基部へ固定することが考えられる。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開２００８−０６４０１０
【特許文献２】特開２００９−０４１５２４
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
前述のように各シリンダブロック側サポートが分割されている場合において、気筒内で発生する燃焼圧が、シリンダブロックを気筒軸線方向にクランクケースに対して引き上げるように、シリンダヘッドを介してシリンダブロックに作用すると、各シリンダブロック側サポート自身が変形してシリンダブロックの比較的大きな振動が発生することがある。
【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、可変圧縮比機構のカムシャフトがシリンダブロック側サポートのカム挿入孔とクランクケース側サポートのカム挿入孔とにより支持され、シリンダブロック側サポートが、複数の気筒軸線が位置する垂直平面と略平行な平面を境として、シリンダブロックと一体の基部と分割部とに分割され、分割部がボルトによって基部へ固定される内燃機関において、燃焼圧がシリンダヘッドを介してシリンダブロックに作用するときの可変圧縮比機構のシリンダブロック側サポートの変形を抑制することである。
【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、前記可変圧縮比機構のカムシャフトが前記シリンダブロックの側壁下部に設けられたシリンダブロック側サポートのカム挿入孔と前記クランクケースの側壁上部に設けられたクランクケース側サポートのカム挿入孔とにより支持され、前記シリンダブロック側サポートが、複数の気筒軸線が位置する垂直平面と略平行な平面を境として、前記シリンダブロックと一体の基部と、分割部とに分割され、前記分割部がボルトによって前記基部へ固定される内燃機関において、前記ボルトは、前記基部を貫通して前記シリンダブロックに螺合され、前記シリンダブロックの冷却水通路は、前記シリンダブロックの前記ボルトが螺合するネジ穴と干渉しないように、少なくとも部分的に前記基部の直上側までの深さとされ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、前記シリンダブロックの前記冷却水通路は、前記基部の直上側までの深さとされた部分を除いて、前記可変圧縮比機構により機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングの摺動最下位置より下側までの深さとされることを特徴とする。
【発明の効果】
【００１０】
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、可変圧縮比機構のカムシャフトがシリンダブロックの側壁下部に設けられたシリンダブロック側サポートのカム挿入孔とクランクケースの側壁上部に設けられたクランクケース側サポートのカム挿入孔とにより支持され、シリンダブロック側サポートが、複数の気筒軸線が位置する垂直平面と略平行な平面を境として、シリンダブロックと一体の基部と、分割部とに分割され、分割部がボルトによって基部へ固定される内燃機関において、分割部を基部へ固定するためのボルトは、基部を貫通してシリンダブロックに螺合されるために、燃焼圧がシリンダヘッドを介してシリンダブロックに作用しても、基部を貫通するボルトによって基部が曲げ変形し難くなり、シリンダブロック側サポートの変形を抑制することができる。また、シリンダブロックの冷却水通路は、少なくとも部分的に基部の直上側までの深さとされているために、シリンダブロックのボルトが螺合するネジ穴と干渉することはない。
【００１１】
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、シリンダブロックの冷却水通路は、基部の直上側までの深さとされた部分を除いて、可変圧縮比機構により機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングの摺動最下位置より下側までの深さとされており、冷却水通路によって可変圧縮比機構により機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングの摺動最下位置より下側までシリンダブロックの剛性が弱められているために、シリンダヘッドをボルトによってシリンダブロックへ固定する際にシリンダブロックに発生する力により、シリンダボアは、可変圧縮比機構により機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングの摺動最下位置より下側まで一様に楕円状に僅かに変形し、冷却水通路が全体的に基部の直上側までの深さとされて、冷却水通路が位置せずにシリンダブロックの剛性が高くてシリンダヘッドをボルトによってシリンダブロックへ固定する際にシリンダブロックに発生する力によって花びら状に変形する高さ範囲部分をピストンリングの摺動範囲内に存在させる場合に比較して、ピストンリングの摺動抵抗を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【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】シンダブロックの平面図である。
【図１１】図１０のＸ−Ｘ断面図である。
【図１２】シリンダボアの変形を説明するための示す図である。
【図１３】図１０のＹ−Ｙ断面図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
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。
【００１４】
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。
【００１５】
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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。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。
【００２０】
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。
【００２１】
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。
【００２２】
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。
【００２３】
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。
【００２４】
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。
【００２５】
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。
【００２６】
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。
【００２７】
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。
【００２８】
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。
【００２９】
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。
【００３０】
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。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【００３３】
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。
【００３４】
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。
【００３５】
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。
【００３６】
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。
【００３７】
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。
【００３８】
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。
【００３９】
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。
【００４０】
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。
【００４１】
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。
【００４２】
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。
【００４３】
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にフィードバック制御されている場合を示している。
【００４４】
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。
【００４５】
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。
【００４６】
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。
【００４７】
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。
【００４８】
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。
【００４９】
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。
【００５０】
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。
【００５１】
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。
【００５２】
ところで、可変圧縮比機構Ａの一対のカムシャフト５４，５５のそれぞれをシリンダブロック側サポート５１のカム挿入孔５１へ容易に組み付け可能とするために、本実施例では、図１０に示すように、シリンダブロック側サポート５０を、各気筒中心軸線が位置する垂直平面Ｐ１と略平行でカム挿入孔５１の中心を通る平面Ｐ２及びＰ３を境として、シリンダブロック２と一体の基部５０ａと分割部５０ｂとに分割し、分割部５０ｂをボルトＢＬによって基部５０ａへ固定するようになっている。
【００５３】
このような構成において、シリンダヘッド３はシリンダブロック２へ固定されているために、各気筒の燃焼圧が、シリンダブロック２を気筒軸線方向にクランクケースに対して引き上げるように、シリンダヘッド３を介してシリンダブロック２へ作用すると、各シリンダブロック側サポート５０自身が曲げ変形してシリンダブロック２の比較的大きな振動が発生することがある。
【００５４】
本実施例の内燃機関は、図１０のＸ−Ｘ断面図である図１１に示すように、分割部５０ｂを基部５０ａへ固定するためのボルトＢＬは、基部５０ａを貫通してシリンダブロック２に螺合されるようになっている。一般的に、シリンダブロック２はアルミ製であり、ステンレス製等のボルトＢＬの方が高い剛性を有するために、燃焼圧がシリンダヘッド３を介してシリンダブロック２に作用しても、基部５０ａを貫通するボルトＢＬによって基部５０ａが曲げ変形し難くなっている。それにより、分割部５０ｂを基部５０ａへ固定するためのボルトが基部５０ａを貫通せずに基部５０ａへ螺合する一般的な場合に比較して、シリンダブロック側サポート５０の曲げ変形を抑制することができ、シリンダブロック側サポート５０の曲げ変形に伴うシリンダブロック２の振動を抑制することができる。図１１に示すように、ボルトＢＬは、シリンダブロック２だけに螺合させるのではなく、基部５０ａにも螺合させるようにすることで、さらに基部５０ａの曲げ変形を抑制することができる。
【００５５】
また、図１１に示すＰＲは、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が最小とされたときの下死点のピストンにおける例えば三本のピストンリングの位置である。分割部５０ａを基部５０ｂへ固定するためのボルトＢＬは、シリンダブロック２へのねじ込み長さＬを長くする方が燃焼圧によるシリンダブロック側サポート５０の曲げ変形をより抑制することができる。しかしながら、ボルトＢＬのねじ込み長さを長くするほど、ボルト位置においてシリンダボアを外側へ変形させ易くなるために、ピストンリングが位置する可能性があるシリンダボア高さ部分の上側ボルトＢＬは、シリンダブロック２へのねじ込み長さＬ１を短くしてシリンダボアを変形させないようにし、ピストンリングが位置する可能性がないシリンダボア高さ部分の下側ボルトＢＬは、シリンダブロック２へのねじ込み長さＬ２をＬ１より長くすることが好ましい。
【００５６】
また、シリンダブロック２の冷却水通路ＷＪは、シリンダブロック２のボルトＢＬが螺合するネジ穴と干渉しないように、図１１に示すように、少なくとも部分的に基部５０ａの直上側までの深さとされている。
【００５７】
ところで、シリンダヘッド３は固定ボルトによってシリンダブロック２へ固定される。図１２は、シリンダブロック２の部分平面図であり、シリンダボアＣＢの回りに、例えば等角度間隔で四箇所にシリンダヘット３の固定ボルトのためのネジ穴ＢＨが形成されている。このような構成において固定ボルトを締め付けると、シリンダブロック２が各高さ位置において冷却水通路ＷＪにより剛性が弱められていれば、一般的に知られているように、シリンダボアＣＢはシリンダブロック２の各高さ位置において点線で示すように全体的に僅かに変形して楕円形となり、ピストンリングはそれほど問題なく摺動することができる。
【００５８】
しかしながら、シリンダブロック２の冷却水通路ＷＪが全体的に図１１に示すように基部５０ａの直上側まで深さとされていると、シリンダブロック２の冷却水通路ＷＪが存在しない高さ位置において剛性が高くなる。それにより、シリンダヘッド３の固定ボルトの締め付けにより発生する力によって、シリンダボアＣＢは、基部５０ａの直上側までの高さ位置においては冷却水通路ＷＪによりシリンダブロック２の剛性が弱められているために僅かに楕円形に変形するが、冷却水通路ＷＪが存在せずにシリンダブロック２の剛性が高い高さ位置においては、一般的に知られているように、図１２に一点鎖線で示すように、固定ボルトの近傍位置だけが部分的に内側に変形し、ピストンリングの摺動抵抗を高めてしまう。
【００５９】
それにより、本実施例においては、シリンダブロック２の冷却水通路ＷＪは、基部５０ａの直上側までの深さとされた部分を除いて、図１０のＹ−Ｙ断面図である図１３に示すように、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングＰＲの摺動最下位置（可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が最小とされたときの下死点のピストンにおける最も下側のピストンリングの位置）より下側までの深さとされており、冷却水通路ＷＪによって可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングＰＲの摺動最下位置より下側までシリンダブロック２の剛性が弱められているために、シリンダヘッド３を固定ボルトによってシリンダブロック２へ固定する際にシリンダブロック２に発生する力により、シリンダボアＣＢは、可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングＰＲの摺動最下位置より下側まで一様に楕円状に僅かに変形し、ピストンリングの摺動抵抗を低減することができる。
【００６０】
本実施例では、図１０に示すように、シリンダブロック側サポート５０のそれぞれの基部５０ａが位置する範囲Ｗにおいて、シリンダブロック２の冷却水通路ＷＪの深さを図１１に示すように基部５０ａの直上側までとし、それ以外においては、シリンダブロック２の冷却水通路ＷＪの深さを図１３に示すように可変圧縮比機構Ａにより機械圧縮比が最小とされたときのピストンリングＰＲの摺動最下位置より下側までとしている。
【符号の説明】
【００６１】
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
５０    シリンダブロック側サポート
５０ａ    基部
５０ｂ    分割部
５１    カム挿入孔
５２    クランクケース側サポート
５３    カム挿入孔
５４，５５    カムシャフト
ＢＬ    ボルト
Ａ    可変圧縮比機構
【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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【図１２】
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【図１３】
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