(57)【要約】【課題】複リンク式内燃機関において、コントロールシャフトに作用する回転トルクを低減し、また、コントロールシャフト周辺の構造を簡素化する。【解決手段】ピストン２とクランク７とを連結するアッパリンク３及びロアリンク４と、エンジン本体に回転可能に支持されたコントロールシャフト７と、一端がロアリンク４に連結され、他端がコントロールシャフト７の揺動支点位置１２に連結されたコントロールリンク５と、を備え、コントロールシャフト７の回転角に応じて少なくともピストン２の上死点位置が変化する可変ピストンモーション機構であって、コントロールシャフト７の回転角は、同一エンジン回転数の場合にはエンジン負荷が高くなるほど上死点位置が低く、同一エンジン負荷の場合にはエンジン回転数が高くなるほど上死点位置が高くなるように、エンジン回転数及びエンジン負荷に応動して自動的に変化する。【選択図】図３
2009041389.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンのピストンピンに一端が連結されたアッパリンクと、
前記アッパリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、
エンジン本体に支持されたコントロールシャフトと、
一端が前記ロアリンクに連結されるとともに、他端が前記コントロールシャフトの回転中心から偏心した揺動支点位置に揺動可能に連結されたコントロールリンクと、
を備え、
前記コントロールシャフトの回転角に応じて少なくとも前記ピストンの上死点位置が変化する内燃機関の可変ピストンモーション機構であって、
前記コントロールシャフトは前記エンジン本体に回転自由に支持されており、
前記コントロールシャフトの回転角は、同一エンジン回転数の場合にはエンジン負荷が高くなるほど前記上死点位置が低く、同一エンジン負荷の場合にはエンジン回転数が高くなるほど前記上死点位置が高くなるように、エンジン回転数及びエンジン負荷に応動して自動的に変化することを特徴とする内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項２】
前記コントロールシャフトの回転角は、１サイクル中の筒内圧及び前記ピストン、各リンクに作用する力の変化に応動して自動的に変化することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項３】
前記コントロールシャフトの回転角の変化パターンがエンジン運転条件に応じて変化することを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項４】
前記コントロールシャフトの回転角を変化させることで前記ピストンの上死点位置を変化させて機関圧縮比を変化させる可変圧縮比機構を備え、
前記コントロールシャフトの回転角は前記可変圧縮比機構とは独立して変化し得ることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項５】
前記コントロールシャフトの回転角は所定範囲内で周期的に増減を繰り返し、
その増減の振幅はエンジン運転条件に応じて変化することを特徴とする請求項１から４のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項６】
前記コントロールシャフトの回転角の変化量に応じて伸縮量が変化する弾性体を備え、
前記弾性体によって前記コントロールシャフトの回転角の可変範囲が規制されることを特徴とする請求項１から５のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項７】
前記弾性体の弾性係数又は前記コントロールシャフトの回転角が所定角度にあるときの前記弾性体の縮み量若しくは伸び量が、エンジン運転状態に応じて可変制御されることを特徴とする請求項１から６のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項８】
多気筒エンジンにおいて、
各気筒ごとに独立した前記コントロールシャフトを一本ずつ備え、各気筒の前記コントロールシャフトの回転角がそれぞれ独立して変化することを特徴とする請求項１から７のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項９】
前記コントロールシャフトの回転角の変化を抑制するダンパを備えることを特徴とする請求項１から８のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項１０】
前記弾性体及び前記ダンパを直列に備え、
エンジン低回転・低負荷時は前記弾性体の伸縮量が所定量以下、かつ前記ダンパは非作動状態とし、
エンジン高回転又は高負荷時は前記弾性体の伸縮量が所定量以上、かつ前記ダンパが作動状態とすることを特徴とする請求項１から９のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項１１】
前記コントロールシャフトの回転角の変化を禁止するコントロールシャフト角度固定機構を備え、
前記コントロールシャフト角度固定機構は、前記コントロールシャフトを回転させる方向に作用するコントロールシャフトトルクが所定以下の場合には前記コントロールシャフト角度固定機構によってコントロールシャフトの回転を禁止し、前記コントロールシャフトトルクが所定以上の場合にはコントロールシャフトを回転自由にすることを特徴とする請求項１から１０のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項１２】
定常運転時には前記コントロールシャフトの回転角変化の挙動が周期的に反復され、その周期はクランクシャフトが２回転する周期と略一致することを特徴とする請求項１から１１のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項１３】
エンジン回転数又はエンジン負荷の少なくとも一方に応じて機関圧縮比が自動的に変化することを特徴とする請求項１から１２のいずれか一つに記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項１４】
低負荷時の方が高負荷時よりも機関圧縮比が高くなるように、機関圧縮比が自動的に変化することを特徴とする請求項１３に記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【請求項１５】
高回転時の方が低回転時よりも機関圧縮比が大きくなるように機関圧縮比が自動的に変化することを特徴とする請求項１３または１４に記載の内燃機関の可変ピストンモーション機構。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ピストンとクランクシャフトとを複数のリンクを介して連結する複リンク式内燃機関に関し、特に、ピストンモーションを変化させる機構に関する。
【背景技術】
【０００２】
ピストンとクランクシャフトとを複数のリンクを介して連結する複リンク式内燃機関が、出願人らが先に出願済みの特許文献１等に開示されている。
【０００３】
具体的には、一端がピストンと連結されるアッパーリンクと、アッパーリンクの他端とクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアーリンクと、上端がロアーリンクに連結され、エンジン本体に回転可能に支持されるコントロールシャフトに下端が連結されるコントロールリンクとからなり、コントロールシャフトの下端とコントロールシャフトとの連結部はコントロールシャフトの回転軸と偏心している。
【０００４】
このコントロールシャフトの回転角（コントロールシャフト角度）をアクチュエータを用いて制御することでピストンの上死点位置を変化させ、これにより圧縮比を機関運転状態に応じて可変制御する構成となっている。
【特許文献１】特開２００１−２２７３６７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１に開示されている複リンク式内燃機関は、電力や油圧等の外部からのエネルギにより作動するアクチュエータを用いており、コントロールシャフトを回転させる場合には、アクチュエータは燃焼荷重や主運動部品の慣性荷重によるコントロールシャフトを回転させようとする力（コントロールシャフトトルク）に逆らってコントロールシャフトを回転させなければならない。
【０００６】
したがって、高負荷・高回転時のようにコントロールシャフトトルクが増大する場合にも設定通りの角度に回転させるためには、アクチュエータの剛性を強化する必要があり、このためアクチュエータは大型ものもが必要となり、エンジン全体として大型化、高コスト化するという問題がある。
【０００７】
また、定常運転時にコントロールシャフト角度を一定に保持するための機構も必要となり、アクチュエータの構造が複雑化、高コスト化するという問題もある。
【０００８】
そこで、本発明では、従来とは異なる機構で圧縮比制御を行い、上記問題を解決することを課題とする。
【課題を解決するための手段】
【０００９】
本発明の内燃機関の可変ピストンモーション機構は、ピストンのピストンピンに一端が連結されたアッパリンクと、前記アッパリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、エンジン本体に支持されたコントロールシャフトと、一端が前記ロアリンクに連結されるとともに、他端が前記コントロールシャフトの回転中心から偏心した揺動支点位置に揺動可能に連結されたコントロールリンクと、を備え、前記コントロールシャフトの回転角に応じて少なくとも前記ピストンの上死点位置が変化する内燃機関の可変ピストンモーション機構であって、前記コントロールシャフトは前記エンジン本体に回転自由に支持されており、前記コントロールシャフトの回転角は、同一エンジン回転数の場合にはエンジン負荷が高くなるほど前記上死点位置が低く、同一エンジン負荷の場合にはエンジン回転数が高くなるほど前記上死点位置が高くなるように、コントロールシャフトの回転角はエンジン回転数及びエンジン負荷に応動して自動的に変化する。
【発明の効果】
【００１０】
本発明によれば、コントロールシャフトの回転角が、同一エンジン回転数の場合にはエンジン負荷が高くなるほど前記上死点位置が低く、同一エンジン負荷の場合にはエンジン回転数が高くなるほど前記上死点位置が高くなるように、エンジン回転数及びエンジン負荷に応動して自動的に変化するので、エンジン回転数及びエンジン負荷等の検出値に基づいてアクチュエータ等によってコントロールシャフトの回転角を制御しなくても、エンジンの運転状態に適した圧縮比となる。
【００１１】
したがって、コントロールシャフトの回転角を制御するためのアクチュエータ等が不要となり、アクチュエータ等を駆動させるための電力や油圧等も不要となるので、エンジン全体として大幅に小型化、低コスト化することが可能となる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１２】
以下本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
【００１３】
図１は本出願人が先にした出願に係る複リンク式内燃機関の概略構成図（シリンダヘッド部分は省略している）、図２は図１を模式的に表した図である。なお、図１と図２では、後述するコントロールリンク５、コントロールシャフト７、アクチュエータ８の位置が逆になっているが、作用は同じである。また、アクチュエータ８とコントロールシャフト７との連結部が、図１ではラックアンドピニオン構造であるのに対して、図２ではピンによる連結となっているが、いずれであってもよい。
【００１４】
図１は特開２００１−２２７３６７号公報に開示された複リンク式内燃機関と基本的に同様であるため、簡単に説明する。
【００１５】
１はシリンダブロック、２はピストン、３はアッパーリンク、４はロアリンク、５はコントロールリンク、６はクランクシャフト、７はコントロールシャフト、８はアクチュエータ、９、１０、１２は連結ピン、１１はクランクピンである。
【００１６】
ピストン２は、アッパーリンク３およびロアリンク４を介してクランクシャフト６に連結される。アッパーリンク３はピストン２のピストンピン２ａに一端が連結され、他端は連結ピン９を介してロアリンク４と連結されている。ロアリンク４は、中央をクランクシャフト６のクランクピン１１に回転可能に締結され、クランクシャフト６とともに回転する。また、ロアリンク４のクランクピン１１に対してアッパーリンク３と反対側には、コントロールリンク５が連結ピン１０を介して回転可能に締結され、コントロールリンク５はコントロールシャフト７に連結ピン１２を介して固定される。コントロールシャフト７の中心軸７ａとコントロールリンク５の締結部は軸が偏心しており、コントロールシャフト７が回転することにより、連結ピン１２が移動し、ロアリンク４の傾きが変わることによりアッパーリンク３およびピストン２の上死点位置が変わる。コントロールシャフト７は、モータ付きアクチュエータ８により回転させられる。
【００１７】
コントロールシャフト７を回転させることにより、連結ピン１２がコントロールシャフト７の中心軸７ａに対して相対的に低くなる方向に移動すると、連結ピン１０の位置も下がり、ロアリンク４はクランクピン１１を中心として連結ピン９の位置が相対的に上昇する方向に傾き、ピストン２が上昇して圧縮比が高まる。
【００１８】
逆に、連結ピン１２がコントロールシャフト７の中心軸７ａに対して相対的に高くなる方向に移動すると、連結ピン１０の位置も上がり、ロアリンク４はクランクピン１１を中心として連結ピン９の位置が相対的に低くなる方向に傾き、ピストン２が下降して機関圧縮比が低くなる。
【００１９】
特開２００１−２２７３６７号では、エンジンが高負荷運転領域では、エンジン回転数によらず、ノッキング防止のために低圧縮比状態に設定し、ノッキング発生のおそれが低い低中負荷運転領域では、出力の向上を図るために、高圧縮比状態に設定している。
【００２０】
また、コントロールシャフト７を運転中に回転させることで、ピストン２の上死点・下死点位置を変化させることができる。
【００２１】
すなわち、上記のような複リンク式のピストン−クランク機構は、圧縮比を可変に制御可能な可変圧縮比機構、及びピストンモーションを可変に制御可能な可変ピストンモーション機構として機能する。
【００２２】
次に本発明の第１実施形態の可変ピストンモーション機構について、図３を参照して説明する。
【００２３】
図３は本実施形態の複リンク式のピストンクランク機構（可変ピストンモーション機構）を模式的に表した図である。アッパーリンク３、ロアリンク４、コントロールリンク５、クランクシャフト６、コントロールシャフト７については図１、２と同様であるが、コントロールシャフト７の支持部の構造が異なる。
【００２４】
コントロールシャフト７には軸受部１３が一体に形成され、軸受部１３のコントロールシャフト７の中心軸７ａに対して連結ピン１２と反対側には弾性体としてのバネ１５の一端がピン１４を介して回転可能に連結されている。バネ１５の他端は支持部材１６を介してシリンダブロック１に回転可能に支持されている。コントロールシャフト７の中心軸７ａとピン１４と支持部材１６とは略直線上に配置される。なお、この状態においてバネ１５は自由長、縮んだ状態、引張られた状態のいずれでもよい。また、バネ１５のバネ定数については後述する。
【００２５】
このような構成の可変ピストンモーション機構の動作について図４（ａ）〜（ｃ）を参照して説明する。
【００２６】
図４（ａ）は低負荷時にピストン２が圧縮上死点近傍にある状態を表す図である。図４（ｂ）は図４（ａ）と同じクランク角で高負荷時の場合を表す図である。図４（ｃ）はピストンが上死点近傍まで上昇したときの状態を表す図である。なお、コントロールシャフト７が中心軸７ａ回りに回転するときのコントロールシャフト角度を正、同様に図中時計回り方向を負とする。
【００２７】
圧縮上死点付近で燃焼開始すると、ピストン２には燃焼荷重が図中下向きに作用する。この燃焼荷重は、アッパーリンク３を介してロアリンク４に伝達され、ロアリンク４をクランクピン１１を中心として図中時計回り方向に回転させる方向に作用する。また、連結ピン１０、コントロールリンク５及び連結ピン１２を介してロアリンク４と連結されているコントロールシャフト７にも、負の方向に回転させる力が作用する。
【００２８】
ここで、高負荷時には、燃焼荷重がコントロールシャフト７を回転させようとするトルクがバネ１５によるトルクよりも大きくなるようにバネ１５のバネ定数を設定することで、図４（ｂ）に示すようにロアリンク４は図中時計回り方向に回転してピストン２の下死点位置は下降、すなわち特開２００１−２２７３６７号における「低圧縮比化」する方向（低圧縮比方向）に変化し、また、コントロールシャフト７が図中時計回り方向に回転することでバネ１５が伸び、コントロールシャフト７を正の方向に回転させる弾性力（引張力）が発生する。
【００２９】
また、高回転時には、上死点近傍でピストン２に上向きの慣性力によってコントロールシャフト７を回転させようとするトルクが、バネ１５によるトルクより大きくなるようにバネ１５のバネ定数を設定することで、図４（ｃ）に示すようロアリンク４は図中反時計回りに回転して、ピストン２の下死点位置は上昇、すなわち「高圧縮比化」する方向（高圧縮比方向）に変化し、コントロールシャフト７を負の方向に回転させる弾性力が発生する。
【００３０】
コントロールシャフト７に作用する燃焼荷重、主運動部品の慣性力、圧縮時の筒内圧はエンジンの回転数、負荷に応じて変化する。すなわち、コントロールシャフト角度はエンジン回転数、負荷に応じて回転角度範囲内で変化する。
【００３１】
ここで、エンジン回転数の違いに応じたピストンモーションについて図１９を参照して説明する。図１９はエンジン回転数毎のクランク角９０度〜２７０度のピストンモーションについて表した図であり、線ＰＭＬは低回転（１０００ｒｐｍ）、線ＰＭＭは中回転（３０００ｒｐｍ）、線ＰＭＨは高回転（６０００ｒｐｍ）について表している。なお、線ＣＲは従来の複リンク式内燃機関のピストンモーションを表している。
【００３２】
低回転時には上死点、下死点ともに従来よりも低圧縮比化している。
【００３３】
中回転時には上死点、下死点とも従来と略同等の圧縮比であるが、クランク角１００度付近から１２０度付近にかけて急激に低圧縮比化している。その後クンラク角１４０度付近から１６０度付近にかけては従来と略同等の圧縮比に戻るが、クランク角１６０度付近から２１０付近にかけて再び低圧縮比化している。
【００３４】
高回転時には、下死点では従来と略同等であるが、上死点から下死点前までは従来よりも高圧縮比化している。
【００３５】
すなわち、圧縮比は高回転時の方が低回転時よりも高くなるように変化するので、ノッキングの発生しやすい低回転域では低圧縮比化によりノッキングを回避し、ノッキングが発生しやすい高回転域では高圧縮比化によって熱効率を向上し、燃費、出力を向上することができる。
【００３６】
上記のようにコントロールシャフト７がエンジンの回転数、負荷に応じて定まる回転角度範囲内で振動的に回転を繰り返すことにより、上記のように１サイクル中のコントロールシャフト角度が変化する。
【００３７】
これにより、特開２００１−２２７３６７号公報に開示されている構成のような、コントロールシャフト７の角度を変化させるためのアクチュエータが不要となる。このため、アクチュエータを駆動するための油圧又は電力等も不要となり、特開２００１-２２７３６７号公報に開示されているような従来の可変ピストンモーション機構に比べて、大幅に小型化、低コスト化することが可能となる。
【００３８】
なお、バネ１５のバネ定数は、所望するピストンモーションの他に、各リンク３、４、５の形状や配置、コントロールシャフト７の中心軸７ａとピン１４との距離、及びコントロールシャフト７の中心軸７ａと連結ピン１２との距離等に応じて設定するものであり、ここでは、定常運転時にコントロールシャフト角度の変化の挙動の１周期がクランク角７２０度、すなわちエンジンの１サイクルにほぼ一致するように設定する。
【００３９】
例えば、低回転・低負荷時のコントロールシャフト角度の変化の挙動の一例を図２０に示す。図２０では、燃焼荷重が作用することでコントロールシャフト角度は低圧縮比方向に大きく変化し、極大値となった後は振幅が小さい変化を繰り返す挙動となっている。
【００４０】
このようにコントロールシャフト７の揺動運動の１周期がクランク角７２０度にほぼ一致するように設定することで、サイクル間でのピストンモーションのバラツキが小さくなるので、サイクル間のトルク変動を小さくすることができる。
【００４１】
次に、コントロールシャフト７に対して回転させる方向に作用するトルク（コントロールシャフトトルク）の低減効果について図５を参照して説明する。図５は上述した本実施形態の可変ピストンモーション機構と、アクチュエータによりコントロールシャフト７の回転を制御する従来の可変ピストンモーション機構とについて、負荷を同一とした場合のコントロールシャフトトルクを比較した図である。横軸はクランク角、縦軸はコントロールシャフトトルクを表し、図中線Ａ、Ｂは、それぞれ本実施形態の可変ピストンモーション機構のエンジン回転数１０００ｒｐｍ、３０００ｒｐｍにおけるコントロールシャフトトルク、線Ｃ、Ｄはそれぞれ従来の可変ピストンモーション機構において、アクチュエータによりコントロールシャフト７を回転しないように保持した場合の、エンジン回転数１０００ｒｐｍ、３０００ｒｐｍにおけるコントロールシャフトトルクを表している。なお、ピストン２の上死点位置が上昇する方向にコントロールシャフト７を回転させる方向のトルクを正、その逆を負とする。
【００４２】
本実施形態の可変ピストンモーション機構では、コントロールシャフトトルクは線Ａ、Ｂで示したように膨張行程（クランク角略ゼロ〜１８０度）で正及び負の方向に大きく振動し、この振動中に最大値となり、その後振幅が小さくなる。
【００４３】
これに対して従来の可変ピストンモーション機構では、コントロールシャフトトルクは線Ｃ、Ｄで示したように、膨張行程（クランク角略ゼロ〜１８０度）開始とともに負方向に増大し、当該行程中盤付近で最大値となった後に減少に転じる。すなわち、線Ａ、Ｂのように正負の間で大きな振幅で往復することは無い。
【００４４】
ここで、１サイクル中のコントロールシャフトトルクの最大値を比較すると、１０００ｒｐｍ、３０００ｒｐｍのいずれの場合も、本実施形態の可変ピストンモーション機構の方が従来の可変ピストンモーション機構よりも小さい。これは、本実施形態ではコントロールシャフト７が回転するとバネ１５が伸びて引張力が生じ、この引張力がコントロールシャフト７を回転させる方向とは逆方向に作用するためである。
【００４５】
なお、図５に示したコントロールシャフトトルクの変動は、あくまでも一例であり、バネ１５のバネ定数の設定によっては同一負荷・同一回転数であっても異なる変動となる。
【００４６】
次に、コントロールシャフト角度、コントロールシャフトトルク、ピストンモーションについて、図６〜１１を参照して説明する。図６〜８はそれぞれ低回転・低負荷時のコントロールシャフト角度、コントロールシャフトトルク、ピストンモーション、図９〜１１はそれぞれ低回転・高負荷時のコントロールシャフト角度、コントロールシャフトトルク、ピストンモーションについて表した図であり、各図ともに、線Ｄは本実施形態の可変ピストンモーション機構について、線Ｅは従来の可変ピストンモーション機構において機構上最高圧縮比とした場合について表している。なお、図６〜８、図９〜１１は、いずれも図５とは異なる負荷の場合について表している。また、図５と同様に、図示した特性はあくまでも一例である。
【００４７】
コントロールシャフト角度を、低回転・低負荷時には図６の線Ｄで示すように圧縮上死点近傍では高圧縮比方向の極大値、燃焼荷重が作用するタイミング（図中のクランク角Ｓ１）で低圧縮比方向の値、膨張下死点近傍では高圧縮比方向の極大値、排気上死点近傍では低圧縮比方向の極小値、吸気下死点近傍では高圧縮比方向の極大値となるような周期で変化するように、そして低回転・高負荷時には、図９の線Ｄで示すように圧縮上死点近傍では低圧縮比方向の極小値となり、その後も低圧縮比方向の領域内で振動しながら徐々にゼロに近づき、膨張下死点ではコントロールシャフト角度が低圧縮比方向に変化する途中となり、排気上死点及び吸気下死点では低圧縮比方向の極大値となるように設定する。
【００４８】
なお、低負荷、高負荷にかかわらず、圧縮上死点におけるピストン位置は排気上死点におけるピストン位置よりも低くなる。これは、圧縮行程中は吸気・排気バルブが何れも閉じた状態であるのに対して、排気行程中は排気バルブが開いた状態であるので、圧縮行程の方が、ピストン２が上昇する際に抵抗となる筒内圧が大きいためである。
【００４９】
また、従来の可変ピストンモーション機構では、コントロールシャフト７はサイクルウ中に回転しないように固定されるので、図６中の線Ｅで示すように、１サイクル中のコントロールシャフト角度は一定となる。
【００５０】
上記のように設定することで、低回転・低負荷時には本実施形態の可変ピストンモーション機構では、圧縮上死点で高圧縮比状態となり、燃費向上等の効果が得られる。また、膨張下死点では低圧縮比状態での下死点となるので、ピストンストロークが増大、すなわち膨張比が増大する。
【００５１】
さらには、図８中の円Ｆで囲んだ部分に示すように、ロアリンク４が低圧縮比方向に回転し易くなるので、燃焼荷重が作用するタイミングでピストン降下速度が従来の可変ピストンモーション機構と比べて増大、すなわち、燃焼期間中の膨張速度が大きくなる。これにより、燃焼期間中の冷却損失が低減する。
【００５２】
一方、低回転・高負荷時には、図１０に示すように燃焼荷重が作用するタイミングにおけるコントロールシャフトトルクが、従来の可変ピストンモーション機構に比べて大幅に低減する。また、図１１中の円Ｇで囲んだ部分に示すように、圧縮上死点において低圧縮比状態となるので、高負荷時のノッキングの発生を回避することができる。さらに、吸気下死点で低圧縮比化しているので、吸気ストローク長が拡大されて吸入空気量が増大し、最大トルクが増大する。
【００５３】
そして、高負荷時、低負荷時のいずれの場合も、排気上死点におけるピストン位置が圧縮上死点におけるピストン位置よりも高くなるので、排気上死点における筒内残留ガスが低減し、ノッキングの発生を回避したりトルクを増大させることができる。
【００５４】
なお、コントロールシャフト角度の変化の特性は上記のものに限られず、例えば低回転・高負荷時の燃焼荷重が作用するタイミングで、ピストンモーションが図８の円Ｆで囲んだ部分のような特性となるように設定して、ノッキングの発生を防止したり、冷却損失を低減することもできる。
【００５５】
以上により本実施形態では、次のような効果を得ることができる。
【００５６】
図３に示したような複リンク機構からなる可変ピストンモーション機構において、コントロールシャフト７の回転角をエンジン回転数及びエンジン負荷に応動して自動的に変化させることができるため、コントロールシャフト角度を制御するためのアクチュエータが不要となり、アクチュエータ駆動用の電力または油圧も不要となる。これにより、コントロールシャフト７周りの構造を簡素化することができる。また、コントロールシャフトトルクが低減する。
【００５７】
コントロールシャフト角度が１サイクル中に変化するため、燃焼荷重等が作用してコントロールシャフトトルクが増大するときに、コントロールシャフトトルクが低減するようにコントロールシャフト角度を変化させることもできる。
【００５８】
コントロールシャフト角度の変化パターンがエンジン運転条件に応じて変化するため、例えば、低負荷時には高圧縮比化することで燃費向上させ、高負荷時には圧縮比を低下することでノッキングを回避することが可能となる。また、燃焼荷重が作用するタイミングにおけるコントロールシャフト角度の変化速度を大きくすることで、燃焼荷重が作用するタイミングにおけるピストン降下速度を増大させてノッキングを回避したり、燃焼期間中の膨張速度を増大させて冷却損失を低減したりすることが可能となる。
【００５９】
コントロールシャフト角度は振動的に変化し、その振幅はエンジン運転条件に応じて変化するため、エンジン回転・負荷条件に応じてピストンモーションを変化させることができる。ところで、１サイクル中にコントロールシャフト角度が変化する機構として、例えば特開２００６−１７７２７１号公報に開示された機構が公知である。具体的には、クランクシャフト６の回転をギヤ機構を介してコントロールシャフト７に伝達することにより、コントロールシャフト７の回転をクランクシャフト６の回転に同期させ、かつクランクシャフト６の半分の回転数で回転させている。しかしながら、この機構ではエンジン回転数・負荷等の運転条件に応じてコントロールシャフト７の回転速度を可変化させることによってピストンモーションを変化させることは困難であった。これに対して本実施形態では、上述したように、エンジン回転・負荷条件に応じてピストンモーションを変化させることができるので、エンジン回転・負荷条件に応じた適切なピストンモーションとすることができる。
【００６０】
コントロールシャフト角度の変化量に応じて伸縮量が変化するバネ１５を備え、バネ１５によってコントロールシャフト角度の可変範囲が規制するので、コントロールシャフト７はエンジン回転数・負荷に応じて定まる所定角度範囲内で一定の揺動運動を行うようになり、油圧や電力等の外力による強制的な制御を行うことなく、機械的かつ自動的にピストンモーションを可変化することができる。また、コントロールシャフト７の回転エネルギをバネ１５の伸縮として一時的に蓄え、これを再びコントロールシャフト７の回転エネルギに変換することができるため、コントロールシャフト７の回転エネルギが熱エネルギに変換されることによる消費エネルギの増大を抑制することができる。
【００６１】
定常運転時にはコントロールシャフト角度の変化の挙動が周期的に反復され、その周期はクランクシャフト６が２回転する周期と略一致するので、サイクル毎にピストンモーションが異なることがなく、サイクル間のトルク変動によってエンジン振動が悪化することを回避することができる。
【００６２】
低負荷時の方が高負荷時よりも機関圧縮比が高くなるように、機関圧縮比を自動的に変化させると、低負荷時には高圧縮比化により熱効率が向上するため、燃費向上効果が得られる。また、高負荷時には低圧縮比化によりノッキング発生を回避してトルクを向上させることができる。
【００６３】
高回転時の方が低回転時よりも機関圧縮比が大きくなるように機関圧縮比を自動的に変化させると、ノッキングが発生しやすい低回転域では低圧縮比化によってノッキングを回避し、ノッキングが発生しにくい高回転域では高圧縮比化によって熱効率を向上させることができる。
【００６４】
なお、バネ１５に替えて、図１２（ａ）〜（ｃ）に示すように２本のバネ１７、１８を用いてもよい。図１２(ａ)〜（ｃ）は、図４（ａ）〜（ｃ）と同様に可変ピストンモーション機構の動作について表した図である。バネ１７は一端がピン１４を介して支持部材１９に回転可能に支持され、バネ１８は一端がピン１４を介して支持部材２０に回転可能に支持される。バネ１７、１８は、コントロールシャフト角度がゼロ度のときに互いの弾性力が釣り合っていれば、自由長、縮んだ状態、伸びた状態のいずれであってもよい。
【００６５】
このような構成にすることで、コントロールシャフト角度がゼロ度のとき（図１２（ａ））に、コントロールシャフト７にはバネ１７、１８の伸びようとする弾性力（圧縮力）が作用する。そしてピストン２に燃焼荷重が作用してコントロールシャフト７が低圧縮比方向に回転すると（図１２（ｂ））、コントロールシャフト７には、バネ１７から圧縮力、バネ１８からは引張力が作用する。一方、ピストン２が上死点近傍まで上昇して、慣性力によってコントロールシャフト７が高圧縮比方向に回転すると、バネ１７からは引張力、バネ１８からは圧縮力が作用する。
【００６６】
すなわち、バネ１５を用いる場合と同様に、コントロールシャフト７が低圧縮比方向に回転すると、バネ１７、１８からは高圧縮比方向に回転させる方向の力が作用し、高圧縮比方向に回転すると低圧縮比方向に回転させる方向の力が作用するので、同様の効果を得ることができる。
【００６７】
第２実施形態について、図１３（ａ）〜（ｃ）を参照して説明する。
【００６８】
図１３（ａ）〜（ｃ）は、本実施形態の構成及びエンジン運転中の状態について、図４（ａ）〜（ｃ）と同様に、コントロールシャフト角度がゼロ度の状態、コントロールシャフト７が低圧縮比方向に回転した状態、コントロールシャフト７が高圧縮比方向に回転した状態を表した図である。
【００６９】
本実施形態では、バネ２３とダンパ２５を並列に備える。バネ２３は一端がピン２１を介してコントロールシャフト７に回転可能に支持され、他端が支持部材２４に支持される。ダンパ２５は一端がピン２２を介してコントロールシャフト７に回転可能に支持され、他端が支持部材２６に支持される。なお、支持部材２４、２６は何れもシリンダブロックに設ける。
【００７０】
上記のような構成にした場合、コントロールシャフト７は基本的には第１、２実施形態と同様の回転挙動を示す。ただし、ダンパ２５の減衰力はコントロールシャフト７に対して回転を抑制するように作用するので、例えば高回転・高負荷時等にコントロールシャフト７の揺動角度が過度に大きくなることを抑制することができる。
【００７１】
また、ダンパ２５の減衰力の設定によって、バネのみでは不可能なコントロールシャフト７の回転挙動を設定することもできる。
【００７２】
なお、バネ２３、ダンパ２５の配置は図１３に示したものに限られず、例えばダンパ２５の一端をピン２１で支持する等してもよい。
【００７３】
以上により本実施形態では、ダンパ２５を備えたため、エンジン回転数・負荷が変化したときにコントロールシャフト角度の変化の挙動をより安定的に短時間で変化させることができる。これにより、エンジン回転数・負荷の変化の過渡における過渡的なピストンモーション変化によるトルク変動の発生を抑制することができる。また、高回転又は高負荷時にコントロールシャフト角度が所定範囲を超える場合には、ダンパ２５によりコントロールシャフト７の回転速度が低減してコントロールシャフトトルクの最大値が低減するので、コントロールシャフト７及びエンジン本体のコントロールシャフト７の支持部の耐久性向上や小型化が可能となる。
【００７４】
第３実施形態について図１４（ａ）〜（ｃ）を参照して説明する。
【００７５】
図１４（ａ）〜（ｃ）は、本実施形態の構成及びエンジン運転中の状態について、図４（ａ）〜（ｃ）と同様に、コントロールシャフト角度がゼロ度の状態、コントロールシャフト７が低圧縮比方向に回転した状態、コントロールシャフト７が高圧縮比方向に回転した状態を表した図である。
【００７６】
本実施形態では、バネ１５とダンパ２７とを直列に備える。具体的には、第１実施形態の構成のバネ１５の他端と支持部材１６との間に、ダンパ２７を介装する。ダンパ２７内の２つのオイル室２７ａ、２７ｂを連通するオイル通路２８を設け、オイル通路２８には通路内の流路を開閉する開閉弁２９を設ける。なお、開閉弁２９の開閉制御は図示しないエンジンコントロールユニットにより行う。
【００７７】
開閉弁２９の開度を小さくすると、両オイル室２７ａ、２７ｂの間を移動するオイルの流路抵抗が増大してダンパ２７の減衰力は大きくなり、開度を大きくすると逆に減衰力は小さくなる。そして、全閉時には両オイル室２７ａ、２７ｂの間でオイルの移動は無くなり、ダンパ２７が作動しなくなるので、バネ１５のみが作動する状態となり、コントロールシャフト７は第１実施形態と同様の挙動を示す。
【００７８】
以上により本実施形態では、次のような効果を得ることができる。
【００７９】
バネ１５及びダンパ２７を直列に備え、エンジン低回転・低負荷時はバネ１５の伸縮量が所定量以下、かつダンパ２７は非作動状態とし、エンジン高回転又は高負荷時はバネ１５の伸縮量が所定量以上、かつダンパ２７が作動状態とすることにより、コントロールシャフト７への入力荷重が小さいエンジン低回転・低負荷時のようにダンパ２７が無くてもコントロールシャフト角度の変化の挙動が安定している場合には、ダンパ２７でのエネルギ消失による燃費の悪化を防止することができ、エンジン高回転・高負荷時のようにコントロールシャフト７への入力荷重が大きい場合には、ダンパ２７の作動により第２実施形態と同様の効果を得ることができる。
【００８０】
第４実施形態について図１５を参照して説明する。
【００８１】
図１５は本実施形態の構成を表した図である。本実施形態の構成は、図１２に示した第１実施形態の構成に、バネ３０を付加した構成となっている。バネ３０は、バネ１７と並列に設けられるが、一端（コントロールシャフト７側の端部）は自由長の状態ではコントロールシャフト７と接しておらず、コントロールシャフト７が低圧縮比方向に所定量回転すると接する（このときのコントロールシャフト角度の大きさをθとする）。なお、他端はバネ１７と同様に支持部材３１に支持されている。
【００８２】
上記のような構成にすると、コントロールシャフト７が高圧縮比方向に回転している状態及び低圧縮比方向に回転していてもコントロールシャフト角度がθより小さい状態では、バネ１７、１８の弾性力のみがコントロールシャフト７に作用して第１実施形態と同様の挙動になる。一方、コントロールシャフト角度が低圧縮比方向にθ以上回転した状態になると、バネ３０の弾性力がさらに作用する。
【００８３】
上記のように、コントロールシャフト角度が低圧縮比方向にθ以上か否かでバネ１７、１８、３０の合成バネ定数が変化する。また、コントロールシャフト角度はエンジン回転数や負荷に応じて変化する。したがって、本実施形態の構成によれば、エンジン回転数、負荷に応じて合成バネ定数が変化することになる。
【００８４】
そこで、コントロールシャフト角度が高圧縮比方向又は低圧縮比方向にθ以下の場合のバネ１７とバネ１８との合成バネ定数と、低圧縮比方向にθ以上の場合のバネ１７、１８、３０の合成バネ定数をそれぞれ回転数、負荷に応じた適切な値に設定することで、回転数、負荷に応じた好適なピストンモーションを実現することができる。
【００８５】
例えば、燃焼荷重が作用したときに速やかに低圧縮比化させながらも、膨張比が過剰に大きくなることがないような、バネ定数が一定の場合では実現できないようなピストンモーションを実現することができる。
【００８６】
また、コントロールシャフト７に作用する力を回転数、負荷に応じて変化させる方法としては、上記のようにバネ３０を付加して合成バネ定数を変化させる他に、バネ１７、１８、３０の弾性力を変化させる方法がある。具体的には、支持部材１９、２０、３１のいずれか又は全部を移動可能な構造にして、これらを回転数、負荷に応じて移動させる。移動させる手段としては、油圧や電力等により駆動するアクチュエータを用いることができる。
【００８７】
支持部材１９、２０、３１を移動させると、コントロールシャフト角度が同一であってもバネ１７、１８、３０の伸び量、縮み量が変化するので、コントロールシャフト７に作用する弾性力が変化する。
【００８８】
そこで、回転数、負荷に応じて支持部材１９、２０、３１の位置を可変制御することで、回転数、負荷に応じた好適なピストンモーションを実現することができる。
【００８９】
以上により本実施形態では、バネ１７、１８、３０の弾性係数又はコントロールシャフト角度が所定角度にあるときのバネ１７、１８、３０の縮み量若しくは伸び量が、エンジン運転状態に応じて可変制御されるので、エンジン回転数・負荷に応じてより好適なバネ定数を設定することができ、エンジン回転数・負荷に応じた好適なピストンモーションに自動的に変化させることができる。
【００９０】
第５実施形態について図１６を参照して説明する。
【００９１】
図１６は本実施形態の構成を表す図であり、図１６（ａ）、（ｂ）はそれぞれ後述するコントロールシャフト回転ロック機構がＯＮの状態、ＯＦＦの状態を表している。
【００９２】
本実施形態の構成は、第１実施形態と基本的に同様の構成に、コントロールシャフトの回転を制限し得るコントロールシャフト回転ロック機構３２を付加した構成となっている。
【００９３】
なお、図１６（ａ）、（ｂ）では、第１実施形態のバネ１５に相当するバネ３３の支持部材３４は、コントロールシャフト７の図中上方に設けているが、コントロールシャフト７に作用する弾性力は同様である。
【００９４】
コントロールシャフト回転ロック機構３２は、圧縮比が機構上最大値となるコントロールシャフト角度で、コントロールシャフト７の回転を制限するものである。例えば、コントロールシャフト７の回転を制限するときには、図１６（ａ）に示すように、シャフト３２ａが伸びてコントロールシャフト７の軸受部１３に設けた穴１３ａに係合し、コントロールシャフト７を回転可能にする（解放する）場合には、図１６（ｂ）に示すように、シャフト３２ａが縮んで穴１３ａから抜ける。
【００９５】
シャフト３２ａの伸縮は図示しないエンジンコントロールユニット等によりエンジン運転状態に応じて制御する。具体的には、コントロールシャフトトルクが予め設定した閾値よりも大きい場合には解放（コントロールシャフト回転ロック機構をＯＦＦ）する。これにより、コントロールシャフト７が回転可能になり、前述したようなコントロールシャフトトルク低減効果が得られる。
【００９６】
一方、前記閾値よりも小さい場合には制限、すなわちコントロールシャフト角度を最高圧縮比状態に固定する（コントロールシャフト回転ロック機構をＯＮ）。
【００９７】
このようにコントロールシャフト回転ロック機構３２を制御すると、コントロールシャフトトルクが小さい低回転低負荷時には最高圧縮比に固定されることで、燃費が向上する。
【００９８】
一方、低回転高負荷時には、コントロールシャフトトルクが大きいためにコントロールシャフト回転ロック機構３２がＯＦＦになり、前述したように低圧縮比化するので、ノッキングの発生を抑制することができる。
【００９９】
また、高回転時にはコントロールシャフトトルクが大きくなるので、コントロールシャフト回転ロック機構３２はＯＦＦになる。これにより、コントロールシャフトトルクを低減することができる。また、高回転時には主運動部品の慣性荷重が増大するので、圧縮上死点における上向きの慣性力も増大し、高圧縮比化される。これにより、ノッキングが発生しにくい高回転域において、圧縮比を高め、燃費や出力を向上させることができる。
【０１００】
第６実施形態について図１７を参照して説明する。
【０１０１】
図１７は、本実施形態を適用する直列４気筒エンジンの側面図である。各気筒の構成は第１実施形態と基本的に同様であるが、各気筒のコントロールシャフト７がそれぞれ独立している点で異なる。このような構成にすることにより、各気筒のコントロールシャフト７は、他の気筒の燃焼荷重や主運動部品の慣性荷重を受けることなく、自気筒の燃焼荷重や主運動部品の慣性荷重のみによって回転挙動が決まる。このため、各気筒の１サイクル中のピストンモーションをほぼ同一にすることができるので、気筒間のトルク変動による振動悪化を回避することができる。
【０１０２】
また、第３実施形態、第４実施形態、第５実施形態等のような制御を行う場合にも、他の気筒の燃焼荷重や主運動部品の慣性荷重等の影響を受けないため、精度良く制御することができる。
【０１０３】
なお、本実施形態は直列４気筒エンジンに限らず、直列、Ｖ型の多気筒エンジンに適用することができる。
【０１０４】
第７実施形態について図１８を参照して説明する。
【０１０５】
図１８は本実施形態の構成を表した図である。本実施形態の構成は、図３に示した第１実施形態と同様の構成に、可変圧縮比機構を付加した構成となっている。
【０１０６】
図１８において、３６は可変ピストンモーション機構用軸受部、３５は可変圧縮比機構用軸受部、８は可変圧縮比機構用軸受部３５に連結されるアクチュエータ、３３は一端が支持部材３４を介して可変圧縮比機構用軸受部３５に支持され、他端がピン１４を介して軸受部１３に支持されるバネである。
【０１０７】
可変ピストンモーション機構用軸受部３６はコントロールシャフト７に回転自由に支持されており、また、連結ピン１２を介してコントロールリンク５が接続されている。
【０１０８】
可変圧縮比機構用軸受部３５はコントロールシャフト７と一体に成形され、コントロールシャフト７側と反対の端部付近には、アクチュエータ８のシャフト８ａが接続される。
【０１０９】
上記のような構成において、シャフト８ａが伸縮すると、可変圧縮比機構用軸受部３５と一体に成形されたコントロールシャフト７は回転し、バネ３３を介して可変圧縮比機構用軸受部３５と連結された可変ピストンモーション機構用軸受部３６もコントロールシャフト７と略同等の角度だけ回転する。これによりコントロールシャフト角度が変化して、ピストン２の上死点位置が変化し、機関圧縮比が変化する。
【０１１０】
なお、本実施形態ではコントロールシャフト７が回転しなくても可変ピストンモーション機構用軸受部３６が回転し得るので、ここでいうコントロールシャフト角度は、連結ピン１２の位置のコントロールシャフト7の回転中心回りの回転角度のこととする。
【０１１１】
また、機関圧縮比の制御は、図示しないエンジンコントロールユニット等により、運転状態に応じて行う。
【０１１２】
一方、燃焼荷重等が作用した場合、可変ピストンモーション機構用軸受部３６はコントロールシャフト７に対して回転自由であって可変圧縮比機構用軸受部３５とはバネ３３により連結されているので、可変圧縮比機構用軸受部３５の角度とは独立に回転する。これにより、前述した第１実施形態等と同様にピストンモーションが１サイクル中に変化する。
【０１１３】
このように、各リンク３、４、５及びコントロールシャフト７等からなる複リンク機構は、アクチュエータ８と組み合わせることで可変圧縮比機構として機能するとともに、可変ピストンモーション機構用軸受部３６及びバネ３３と組み合わせることで可変ピストンモーション機構としても機能する。
【０１１４】
そして、可変ピストンモーション機構と可変圧縮比機構とは独立に作動するので、可変圧縮比機構により機関圧縮比を概略設定した状態で、可変ピストンモーション機構によって前述したようにピストンモーションを１サイクル中に変化させることができる。
【０１１５】
これによれば、例えば高負荷時等には機関圧縮比を低下させることで効果的にノッキングを回避しつつ、燃焼荷重等が作用した際のピストン２の降下速度を高めて冷却損失を低減することができる。
【０１１６】
また、可変ピストンモーション機構によりコントロールシャフトトルクを低減することができるので、コントロールシャフト角度を設定値に保つために必要なトルク、すなわちアクチュエータ８が可変圧縮比機構用軸受部３５を保持するトルクを低減することができる。このため、可変圧縮比機構、特にアクチュエータ８や可変圧縮比機構用軸受部３５等を小型化、簡素化することができる。
【０１１７】
さらに、例えば図１４や図１５に示したような機構を組み合わせることで、連結ピン１２の往復動の振幅を、可変圧縮比機構により設定される機関圧縮比の大きさに応じて変化させることも可能である。
【０１１８】
なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。
【図面の簡単な説明】
【０１１９】
【図１】従来の複リンク式内燃機関の概略構成図である。
【図２】従来の複リンク式内燃機関の構成を模式的に表した図である。
【図３】第１実施形態の複リンク式内燃機関の構成を模式的に表した図である。
【図４】（ａ）〜（ｃ）は第１実施形態の可変ピストンモーション機構の動作について表した図である。
【図５】１サイクル中のコントロールシャフトトルクの変化の挙動の一例を表した図である。
【図６】エンジン低回転数・低負荷における１サイクル中のコントロールシャフト角度の変化の挙動を表した図である。
【図７】エンジン低回転数・低負荷における１サイクル中のコントロールシャフトトルクの変化の挙動を表した図である。
【図８】エンジン低回転数・低負荷における１サイクル中のピストンモーションを表した図である。
【図９】エンジン高回転数・低負荷における１サイクル中のコントロールシャフト角度の変化の挙動を表した図である。
【図１０】エンジン高回転数・低負荷における１サイクル中のコントロールシャフトトルクの変化の挙動を表した図である。
【図１１】エンジン高回転数・低負荷における１サイクル中のピストンモーションを表した図である。
【図１２】（ａ）〜（ｃ）は第１実施形態のその他の例について表した図である。
【図１３】（ａ）〜（ｃ）は第２実施形態の可変ピストンモーション機構の動作について表した図である。
【図１４】（ａ）〜（ｃ）は第３実施形態の可変ピストンモーション機構の動作について表した図である。
【図１５】第４実施形態の複リンク式内燃機関の構成を模式的に表した図である。
【図１６】（ａ）、（ｂ）は第５実施形態の可変ピストンモーション機構の動作について表した図である。
【図１７】第６実施形態の構成について表したエンジン側面図である。
【図１８】第７実施形態の複リンク式内燃機関の構成を模式的に表した図である。
【図１９】エンジン回転数ごとのピストンモーションについて表した図である。
【符号の説明】
【０１２０】
１    シリンダブロック
２    ピストン
３    アッパーリンク
４    ロアリンク
５    コントロールリンク
６    クランクシャフト
７    コントロールシャフト
８    アクチュエータ
９    連結ピン
１０  連結ピン
１１  クランクピン
１２  連結ピン
１３  軸受部
１４  ピン
１５  バネ
１６  支持部材
１７  バネ
１８  バネ
１９  支持部材
２０  支持部材
２３  バネ
２５  ダンパ
２７  ダンパ
２８  オイル通路
２９  開閉弁
３０  バネ
３２  コントロールシャフト回転ロック機構
３３  バネ
【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】
2009041389.tif 000010
【図９】
2009041389.tif 000011
【図１０】
2009041389.tif 000012
【図１１】
2009041389.tif 000013
【図１２】
2009041389.tif 000014
【図１３】
2009041389.tif 000015
【図１４】
2009041389.tif 000016
【図１５】
2009041389.tif 000017
【図１６】
2009041389.tif 000018
【図１７】
2009041389.tif 000019
【図１８】
2009041389.tif 000020
【図１９】
2009041389.tif 000021