(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリンクと、
クランクシャフトと略平行に延びる制御軸と、
この制御軸に偏心して設けられた偏心カムと、
上記複数のリンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カムに他端が連結された制御リンクと、
低回転低負荷時には圧縮比が高くなり、高回転高負荷時には圧縮比が低くなるように、上記制御軸を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに所定の回転位置に保持する駆動手段と、を有し、
上記制御軸が一方向へ回転することにより圧縮比が連続的に低下又は増加する内燃機関の可変圧縮比機構において、
ピストン上死点近傍で、制御リンクの上記複数のリンクの一つに連結される一端と上記偏心カムに連結される他端とを通る制御リンク中心線から制御軸の中心までの距離が、最高圧縮比から最低圧縮比にかけて連続的に短くなることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項２】
ピストン上死点近傍で、ピストン燃焼荷重に基づいて制御リンクから偏心カムへ作用する荷重の制御軸回りの回転方向成分が、制御軸の低圧縮比側への回転方向と同方向に設定されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項３】
最高圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線と、上記偏心カムの中心と制御軸の中心とを通る偏心方向線と、のなす角度が略９０°となるように設定されていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項４】
最低圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線から制御軸の中心までの距離が略０となるように設定されていることを特徴とする請求項２又は３に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項５】
上記複数のリンクが、一端がピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクの他端が連結されるとともに、上記クランクピンに連結されるロアーリンクと、を有し、このロアーリンクに制御リンクを介して上記制御軸の一端が連結されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項６】
上記駆動手段が、上記制御軸と直交する方向に沿って往復駆動される往復子を有し、この往復子の先端に設けられるピンが、上記制御軸の一端に設けられる径方向スリットに摺動可能に嵌合しており、
最高圧縮比の状態で、上記スリットの長手方向と往復子の往復方向とがほぼ直交することを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項７】
上記制御軸及び制御カムの内部に潤滑油路が形成され、この潤滑油路の出口部が、制御リンクの軸受面に摺接する制御カムの外周面に開口形成され、
この出口部は、最低圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線又はその近傍から外れて配置されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【請求項８】
上記出口部は、最低圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線と直交する方向又はその近傍に配置されていることを特徴とする請求項７に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、レシプロ式内燃機関に代表される内燃機関の複リンク式の可変圧縮比機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来例に係る複リンク式の内燃機関の可変圧縮比機構を図１１に示す（論文：ＭＴＺ  Ｍｏｔｏｒｔｅｃｈｎｉｓｃｈｅ  Ｚｅｉｔｓｃｈｒｉｆｔ  ５８（１９９７年発行）１１，第７０６〜７１１頁（独））。
【０００３】
この可変圧縮比機構は、ピストン１のピストンピン１ａに一端が連結されるアッパーリンク２と、このアッパーリンク２とクランクシャフト３のクランクピンとに連結されるロアーリンク４と、クランクシャフト３と略平行に延びる制御軸５と、この制御軸５の偏心カム５ａに一端が揺動可能に連結されるとともに、他端がアッパーリンク２の下端部に連結される制御リンク６と、を有している。そして、制御軸５が回転することにより、偏心カム５ａを介して制御リンク６の揺動支点が変化し、これに伴ってピストンピン１ａとクランクピンとの距離が変化して、圧縮比が変更されるようになっている。
【０００４】
また、高負荷域では、主にノッキングの発生を回避する目的で圧縮比が相対的に低く設定され、部分負荷域では、燃焼効率の向上を図るべく圧縮比が相対的に高く設定されている。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
このような可変圧縮比機構では、ピストン燃焼荷重等に基づいて制御リンク６から偏心カム５ａへ荷重が作用することにより、制御軸５を一方向へ回動させようとするトルクが作用する。このトルクが過度に大きくなると、制御軸５を回転駆動したり所定の回転位置に保持するために必要な駆動力が増し、モータ等の駆動源のエネルギー消費率の低下や、この駆動源等の大型化を招いてしまう。また、大きなトルクに耐え得るように制御軸５を大径化する等の必要がある。
【０００６】
また、頻繁に行われる高負荷側への移行時には、圧縮比を低下させる方向へ制御軸を回転させることとなるが、この切換動作が迅速に行われないと、ノッキングを招く危険性があり、好ましくない。従って、特に圧縮比を低下させる場合の制御軸の切換動作の迅速化が要求される。
【０００７】
本発明は、このような課題に着目してなされたものであり、ピストン燃焼荷重に基づいて制御軸に作用するトルクの最大値が過度に大きくなることを抑制することを一つの目的としている。
【０００８】
また、本発明の他の目的は、制御軸の低圧縮比側への切換応答性の向上を図ることにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構は、ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連携する複数のリンクと、クランクシャフトと略平行に延びる制御軸と、この制御軸に偏心して設けられた偏心カムと、上記複数のリンクの一つに一端が連結されるとともに、上記偏心カムに他端が連結された制御リンクと、低回転低負荷時には圧縮比が高くなり、高回転高負荷時には圧縮比が低くなるように、上記制御軸を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに所定の回転位置に保持する駆動手段と、を有し、上記制御軸が一方向へ回転することにより圧縮比が連続的に低下又は増加するように設定されている。
【００１０】
ここで、ピストン燃焼荷重に基づいて制御軸に作用するトルクについて考察する。上記のピストン燃焼荷重がピストンへ作用すると、複数のリンクを介して制御リンクから偏心カムへ荷重が作用する。この荷重の方向は、制御リンクの一端と他端とを通る制御リンク中心線に沿う方向となるので、この荷重に対応するトルクの腕長さは、制御リンク中心線から制御軸の中心までの距離に相当する。つまりトルクの大きさは、ピストン燃焼荷重の大きさと、上記のトルク腕長さに応じて大きくなる。
【００１１】
ピストン燃焼荷重は、同じ圧縮比の設定状態であればピストン上死点近傍で最も大きくなり、また、機関負荷の増加にともなって大きくなる。ここで、この発明に係る可変圧縮比機構では、低回転低負荷時には圧縮比が高くなり、高回転高負荷時には圧縮比が低くなるように設定されており、言い換えると、圧縮比の低下に伴って機関負荷が増加し、ピストン燃焼荷重も大きくなる傾向にある。
【００１２】
そこで、請求項１に係る発明では、燃焼荷重が最も大きくなるピストン上死点近傍で、制御リンクの一端と他端とを通る制御リンク中心線から制御軸の中心（軸心）までの距離、つまりトルクの腕長さが、機関圧縮比の低下に伴って連続的に短くなる構成としている。
【００１３】
この請求項１に係る発明によれば、機関圧縮比の低下に伴って、ピストン上死点近傍におけるピストン燃焼荷重が大きくなる一方、トルクの腕長さに相当する制御リンク中心線から制御軸の中心までの距離が連続的に短くなる。このため、機関圧縮比の変更に伴うトルクの大きさの変動幅が小さくなり、トルクの最大値が効果的に抑制される。この結果、制御軸を駆動，保持するための駆動力（消費エネルギー）が抑制され、駆動手段を含めた機関の小型化や制御軸の小径化を図ることができる。
【００１４】
また、ノッキングの可能性が高い高負荷側への移行時には、圧縮比を低下させる方向へ制御軸を回動させることとなるが、この切換動作が迅速に行われないと、ノッキングを招く危険性があり、好ましくない。従って、特に圧縮比を低下させる場合の制御軸の切換動作の迅速化が要求される。
【００１５】
そこで請求項２に係る発明では、ピストン上死点近傍で、ピストン燃焼荷重に基づいて制御リンクから偏心カムへ作用する荷重の制御軸回りの回転方向成分が、制御軸の低圧縮比側への回転方向と同方向に設定されている。
【００１６】
この請求項２に係る発明によれば、ピストン燃焼荷重に基づいて制御軸へ作用するトルクの作用方向が、制御軸の低圧縮比側への回転方向となり、このトルクにより制御軸の低圧縮比側への回転動作がアシストされる形となるため、低圧縮比側への切換応答性が向上する。
【００１７】
より好ましくは請求項３に係る発明のように、最高圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線と、上記偏心カムの中心と制御軸の中心とを通る偏心方向線と、のなす角度が略９０°となるように設定されている。
【００１８】
この場合、最高圧縮比の設定状態で、上記トルクの腕長さを最も長く確保することができ、この最高圧縮比状態からの低圧縮比側への切換動作の更なる迅速化を図ることができる。
【００１９】
請求項４に係る発明は、最低圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線から制御軸の中心までの距離が略０となるように設定されている。
【００２０】
この場合、最低圧縮比の設定状態で、低圧縮比側へのトルクが略０となるため、この最低圧縮比から制御軸を高圧縮比側へ回転駆動するための駆動力や、制御軸を最低圧縮比の状態に保持するための保持力を最小限に抑制することができる。
【００２１】
請求項５に係る発明は、上記複数のリンクが、一端がピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクの他端が連結されるとともに、上記クランクピンに連結されるロアーリンクと、を有し、このロアーリンクに制御リンクを介して上記制御軸の一端が連結されていることを特徴としている。
【００２２】
この場合、複数のリンクが２つのみとなり、構成が簡素化されるとともに、制御リンクがロアーリンクに連結している関係で、この制御リンクや制御軸を、比較的スペースに余裕のある機関下方側へ配置することができ、機関搭載性が向上する。
【００２３】
請求項６に係る発明は、上記駆動手段が、上記制御軸と直交する方向に沿って往復駆動される往復子を有し、この往復子の先端に設けられるピンが、上記制御軸の一端に設けられる径方向スリットに摺動可能に嵌合しており、最高圧縮比の状態で、上記スリットの長手方向と往復子の往復方向とがほぼ直交することを特徴としている。
【００２４】
この請求項６に係る発明によれば、最高圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、ピストン燃焼荷重に基づいて制御軸から往復子へ作用する荷重の作用方向が往復子の往復方向とほぼ同方向となり、この荷重により往復子の低圧縮比側への切換応答性を更に向上することができる。
【００２５】
請求項７に係る発明は、上記制御軸及び制御カムの内部に潤滑油路が形成され、この潤滑油路の出口部が、制御リンクの軸受面に摺接する制御カムの外周面に開口形成され、この出口部は、最低圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線又はその近傍から外れて配置されていることを特徴としている。
【００２６】
請求項８に係る発明は、上記出口部は、最低圧縮比の状態でのピストン上死点近傍で、上記制御リンク中心線と直交する方向又はその近傍に配置されていることを特徴としている。
【００２７】
仮に出口部をリンク中心線の近傍に配置すると、制御リンクと偏心カムの間の軸受クリアランスの最大付近に潤滑油を供給してしまうことになり、供給された潤滑油の大半が軸受部分の幅方向へ流出してしまうか、あるいは最も軸受面圧が大きい領域に出口部が位置してしまうこととなり、実質的な軸受部分の受圧面積が縮小してしまう。
【００２８】
これに対し、請求項７，８に係る発明によれば、実質的な受圧面積の低下を招くことなく、潤滑油路の出口部から吐出される潤滑油により制御リンクと偏心カムとの軸受部分を良好に潤滑することができる。
【００２９】
【発明の効果】
本発明によれば、機関圧縮比の変更に伴って変動する制御軸へのトルクの変動幅が抑制される。このため、制御軸を駆動，保持するために必要な消費エネルギーが抑制され、その駆動手段を含めた機関の小型化や制御軸の小径化を図ることができる。
【００３０】
請求項２に係る発明によれば、ピストン燃焼荷重に基づいて制御軸に作用するトルクを利用して、制御軸の低圧縮比側への切換応答性を効果的に高めることができる。
【００３１】
【発明の実施の形態】
先ず、図１〜５を参照して、本発明の第１実施例に係るレシプロ式内燃機関の可変圧縮比機構について説明する。なお、図１は、最高圧縮比の設定状態におけるピストン上死点近傍の状態を示しており、図２は、最低圧縮比の設定状態におけるピストン上死点近傍の状態を示している。
【００３２】
シリンダブロック１１には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されるとともに、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピン１７とは、複リンク式の可変圧縮比機構を介して機械的に連携されている。なお、１８はカウンターウエイトである。
【００３３】
上記の可変圧縮比機構は、クランクピン１７に相対回転可能に外嵌するロアーリンク２１と、このロアーリンク２１とピストンピン１５とを連携するアッパーリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列方向へ延びる制御軸２３と、この制御軸２３に偏心して設けられた偏心カム２４と、この偏心カム２４とロアーリンク２１とを連携する制御リンク２５と、制御軸２３を所定の制御範囲内で回転駆動するとともに、所定の回転位置に保持する駆動手段としてのアクチュエータ３０と、を備えている。
【００３４】
ロッド状をなすアッパーリンク２２の上端部はピストンピン１５に相対回転可能に連結されており、下端部は連結ピン２６を介してロアーリンク２１に相対回転可能に連結されている。制御リンク２５の一端はロアーリンク２１に連結ピン２７を介して相対回転可能に連結されており、制御リンク２５の他端は偏心カム２４に相対回転可能に外嵌されている。
【００３５】
アクチュエータ３０は、ケーシング３１内に進退可能に配設される往復子（ピストン）３２と、この往復子３２の基端側の雄ねじ部３３に螺合する円筒部３４と、を有している。この円筒部３４は、図外の制御部（エンジンコントロールユニット）からの制御信号に基づいて、モータ又は油圧ポンプ等の駆動源により軸回りに回転駆動される。往復子３２は、制御軸２３と直交する方向に沿って配設されており、自身の長手方向に沿って軸方向に往復移動する。この往復子３２の先端にはピン３５が設けられており、このピン３５は、制御軸２３の一端に設けられる制御プレート３６に形成された径方向に延びるスリット３７に摺動可能に嵌合している。
【００３６】
このような構成により、制御部により円筒部３４が回転駆動されると、この円筒部３４に螺合する往復子３２が往復動する。これにより、ピン３５のスリット３７内での摺動動作を伴いながら、制御プレート３６を介して制御軸２３が所定の方向に回転する。つまり、このアクチュエータ３０は、不用意に往復子３２が往復移動することのないように、雄ねじ部３３と円筒部３４との螺合部分を介して往復子３２の回転運動を往復子３２の往復運動に変換する構成となっている。
【００３７】
このように機関運転状態に応じて制御軸２３を回動することにより、偏心カム２４に外嵌する制御リンク２５の揺動支点が変化し、ロアーリンク２１及びアッパーリンク２２の姿勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室の圧縮比が可変制御される。
【００３８】
この実施例では、往復子３２が前進して制御軸２３が図１の時計方向ωに回転すると、圧縮比が連続的に低下し、往復子３２が後退して制御軸２３が図１の反時計方向に回転すると、圧縮比が連続的に増加するように設定されている。
【００３９】
また、図３に示すように、高回転高負荷域では圧縮比εが低くなり、低回転低負荷域では圧縮比εが高くなるように設定されている。つまり、機関回転数や機関負荷の増加に伴って圧縮比εが連続的に低下するように制御される。
【００４０】
このような可変圧縮比機構では、ピストンピン１５とクランクシャフト１６とが２つのリンク２２，２１のみで連携されているため、例えばリンク部材を３つ以上用いるものに比して構成が簡素化される。また、ロアーリンク２１に制御リンク２５が連結されている等の関係で、この制御リンク２５や制御軸２３を、比較的スペースに余裕のある機関下方側へ配置することができ、機関搭載性に優れている。
【００４１】
次に、本実施例の特徴的な構成及び作用効果について説明する。
【００４２】
図１及び図２に示すように、ピストン１４に燃焼荷重Ｆ１が作用すると、アッパーリンク２２からロアーリンク２１へ荷重Ｆ２が作用するとともに、ロアーリンク２１から制御リンク２５へ荷重Ｆが制御リンク２５の一端と下端とを通るリンク中心線Ｌ１に沿って作用する。この荷重Ｆが制御リンク２５から偏心カム２４へ作用することにより、図５に示すように、制御軸２３には回転方向のトルクＴが作用する。
【００４３】
ここで、図５に示すように、制御軸２３の中心２３ｃから偏心カム２４の中心２４ｃまでの距離を偏心量Ｈ、制御軸２３の中心２３ｃと偏心カム２４の中心２４ｃとを通る偏心方向線をＬ２、この偏心方向線Ｌ２に直交する線Ｌ３とリンク中心線Ｌ１とのなす狭角をθとすると、上記のトルクＴはＦ・ｃｏｓθ×Ｈとなる。また、リンク中心線Ｌ１から制御軸２３の中心２３ｃまでの距離をΔＤとすると、この距離ΔＤはＨ・ｃｏｓθとなる。つまり、距離ΔＤは、荷重Ｆに対応するトルクＴの腕長さに相当し、荷重Ｆ（又は燃焼荷重Ｆ１）が同じであれば、距離ΔＤが長いほどトルクＴが大きくなる。言い換えると、リンク中心線Ｌ１と偏心方向線Ｌ２とのなす狭角（９０°以下の角度）αが大きくなるほど、トルクＴが大きくなる。
【００４４】
そこで本実施例では、燃焼荷重Ｆ１が最も大きくなるピストン上死点又はその近傍で、図４の実線で示すように、機関圧縮比の増加に伴って上記の距離Ｄ（狭角α）が連続的に長く（大きく）なるように設定している。
【００４５】
これにより、機関負荷や機関回転数の増加に伴って、ピストン上死点近傍におけるピストン最大燃焼荷重Ｆが増加する一方、この荷重Ｆに対応するトルクＴの腕長さΔＤが減少していくこととなり、圧縮比の変更に伴うトルクＴの大きさの変動幅が抑制される。つまりトルクＴの大きさが平準化される。この結果、制御軸２３を回転駆動及び保持するためのアクチュエータ３０からの駆動力を低減でき、ひいては機関の小型化，エネルギー消費率の向上，及び制御軸２３の小径化等を図ることができる。
【００４６】
また本実施例では、燃焼荷重Ｆ１が最も大きくなるピストン上死点近傍において、制御リンク２５から偏心カム２４へ作用する荷重Ｆの制御軸回りの回転方向成分Ｆωが、制御軸２３の低圧縮比側への回転方向ω（図５の時計回り方向）と同方向に設定されている。つまり、ピストン上死点近傍におけるトルクＴの作用方向が、制御軸２３の低圧縮比側への回転方向ωと同方向に設定されている。
【００４７】
従って、ノッキングの危険性が高い高負荷側へ移行する際、つまり制御軸２３を低圧縮比側へ回動させる場合に、上記のトルクＴによって制御軸２３の低圧縮比側への回転動作がアシストされる形となり、この低圧縮比側への切換応答性が一段と向上する。この結果、ノッキングの発生がより確実に防止され、燃焼安定性が向上する。
【００４８】
より具体的には、ピストン燃焼荷重Ｆ１が小さい低回転低負荷域等では切換応答性が遅くなる傾向にあるが、このような低回転低負荷域等では、図１に示すように、圧縮比が最高圧縮比に設定され、この設定状態では上記のトルク腕長さΔＤが最も長くなるため、低圧縮比側へのトルクＴを効果的に得ることができ、その切換レスポンスが向上する。
【００４９】
特に、最高圧縮比の状態におけるピストン上死点近傍で（図１参照）、トルク腕長さΔＤが最大（ほぼ偏心量Ｈと等しい値）となり、狭角αが最大すなわち約９０°となるように設定されていると、上記のトルクＴを最も大きく得ることができ、このトルクにより低圧縮比側への切換応答性を有効に高めることができる。
【００５０】
これに対し、例えば図４の破線で示す比較例のように、所定の中圧縮比でトルク腕長さΔＤが最大となるように設定されていると、高圧縮比の設定状態で腕長さΔＤが中圧縮比の状態に比して短くなるため、この高圧縮比の設定状態から低圧縮比側への切換時に、十分な大きさのトルクＴが得られない。
【００５１】
また、機関運転中に頻繁に行われる低回転低負荷域から中速中負荷域への移行時、つまり高圧縮比から所定の中圧縮比への切換時には、目的の中圧縮比にて速やかに制御軸２３の回転を停止するために、アクチュエータ３０より制御軸２３に逆駆動力を発生させて、制御軸２３の回転動作を制動する必要がある。このとき、本実施例によればトルク腕長さΔＤが高圧縮比の状態に比して短縮化されるため、圧縮比を低下させる方向ωのトルクＴが適宜に低減されることとなる。この結果、上記の逆駆動力が適宜に抑制される形となり、そのエネルギー消費率が向上する。
【００５２】
更に、制御リンク２５から制御軸２３へ入力する荷重Ｆが最大となる高回転高負荷時等では、最低圧縮比の設定状態が用いられるが、この最低圧縮比の状態では、上記のトルク腕長さΔＤが最も短くなる。この結果、制御軸２３をトルクＴに抗して高圧縮比側へ駆動する駆動力や、制御軸２３を最低圧縮比の設定状態に保持するための保持力が有効に抑制される。
【００５３】
理想的には、最低圧縮比の設定状態におけるピストン上死点近傍で（図２参照）、上記の距離ΔＤが略０となり、挟角αが略０°となるように設定する。この場合、最低圧縮比におけるトルクＴが最小限に抑制され、アクチュエータ３０の駆動力を最小限に抑制することができる。
【００５４】
図６は第２実施例を示しており、第１実施例と異なる部分についてのみ説明する。すなわち、この実施例では、最高圧縮比の設定状態において、スリット３７の長手方向Ｌ４と、往復子３２の往復直線方向Ｌ５とが略直交するように設定されている。
【００５５】
この設定により、最もノックの危険性が高まり、高→低圧縮比側への切換えレスポンスが最も要求される最高圧縮比の設定状態におけるピストン上死点近傍で、ピストン燃焼荷重に基づいて制御軸２３から往復子３２へ作用する荷重の作用方向が往復子３２の往復方向（後退方向）とほぼ同方向となり、モータ等の駆動源から制御軸２３へ至るまでの瞬間減速比を最も小さくすることができる。これにより、ピストン燃焼荷重Ｆ１による高→低圧縮比への切換えアシストを最大に利用することができる。往復子３２の低圧縮比側への切換応答性を更に向上することができる。
【００５６】
次に、図７〜１０を参照して、潤滑油路４１の出口部４３の配置について説明する。なお、図７，図８はそれぞれ本発明に係る第３，第４実施例を示しており、図９，図１０はそれぞれ参考例を示している。
【００５７】
偏心カム２４を含めた制御軸２３の内部には、制御軸２３の軸受部分等へ潤滑油を供給する潤滑油路４０，４１が形成されている。第１潤滑油路４０は、制御軸２３及び偏心カム２４の内部を通って軸方向へ延びており、第２潤滑油路４１は、この第１潤滑油路４０と直交する方向に沿って偏心カム２４の内部を直線状に延びている。
【００５８】
この第２潤滑油路４１の入口部４２は、第１潤滑油路４０に開口形成されており、第２潤滑油路４１の出口部４３は、制御リンク２５の軸受面２５ａに対向，摺接する偏心カム２４の外周面２４ａに開口形成されている。
【００５９】
仮に図９及び図１０に示すように、最低圧縮比の設定状態でのピストン上死点近傍において、出口部４３をリンク中心線Ｌ１の近傍に配置すると、以下のような問題を生じる。
【００６０】
つまり、図９に示すように出口部４３をリンク中心線Ｌ１に沿って反制御軸側（図９の上側）に配置すると、制御リンク２５と偏心カム２４の間の軸受クリアランスの最大付近に潤滑油を供給してしまうことになり、供給された潤滑油の大半が軸受部分の幅方向へ流出してしまう。また、仮に図１０に示すように出口部４３をリンク中心線Ｌ１に沿って制御軸側（図１０の下側）に配置すると、最も軸受面圧が大きい領域に出口部４３が位置してしまい、実質的な軸受部分の受圧面積が縮小してしまうことになる。
【００６１】
そこで、図７，図８に示す実施例では、最低圧縮比の設定状態におけるピストン上死点近傍で、上記の出口部４３が、偏心カム２４の外周面２４ａの中でリンク中心線Ｌ１と交差する位置の近傍から外れて配置されている。より具体的には、リンク中心線Ｌ１と直交する線Ｌ６と交差する位置又はその近傍、つまりリンク中心線Ｌ１から最も離れて配置されている。
【００６２】
例えば図７に示す第３実施例のように、各偏心カム２４に１つの第２潤滑油路４１が形成されている場合、出口部４３がリンク中心線Ｌ１の一側に配置され、図８に示す第４実施例のように、各偏心カム２４に２つの第２潤滑油路４１が形成されている場合、出口部４３がリンク中心線Ｌ１の両側にそれぞれ配置される。
【００６３】
これにより、実質的な受圧面積の低下を招くことなく、第２潤滑油路４１の出口部４３から吐出される潤滑油により制御リンク２５と偏心カム２４との軸受部分を良好に潤滑することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例に係る内燃機関の可変圧縮比機構を示す最高圧縮比でのピストン上死点近傍における断面対応図。
【図２】第１実施例に係る可変圧縮比機構を示す最低圧縮比状態でのピストン上死点近傍における断面対応図。
【図３】機関回転数及び機関負荷に対する圧縮比の一設定例を示す特性図。
【図４】荷重Ｆに対するトルク腕長さΔＤ及び狭角αの関係を示す特性図。
【図５】第１実施例の作用説明図。
【図６】本発明の第２実施例に係る内燃機関の可変圧縮比機構を示す最高圧縮比状態でのピストン上死点近傍における断面対応図。
【図７】本発明の第３実施例に係る可変圧縮比機構の要部を示す側面図（ａ）及び断面図（ｂ）。
【図８】本発明の第４実施例に係る可変圧縮比機構の要部を示す側面図（ａ）及び断面図（ｂ）。
【図９】参考例に係る可変圧縮比機構の要部を示す側面図（ａ）及び断面図（ｂ）。
【図１０】同じく参考例に係る可変圧縮比機構の要部を示す側面図（ａ）及び断面図（ｂ）。
【図１１】従来例に係る内燃機関の可変圧縮比機構を示す斜視図。
【符号の説明】
１４…ピストン
１５…ピストンピン
１６…クランクシャフト
１７…クランクピン
２１…ロアーリンク
２２…アッパーリンク
２３…制御軸
２４…偏心カム
２５…制御リンク
３０…アクチュエータ（駆動手段）
３２…往復子
３７…スリット
４０，４１…潤滑油路
４３…出口部
【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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