JP2008038753A - 内燃機関の圧縮比可変装置 - Google Patents

Abstract

【課題】内燃機関の圧縮比可変装置において，油圧源から油圧アクチュエータに供給する作動油圧を，その作動油の温度変化に応じて変化させて，作動油の低温時には油圧アクチュエータの作動遅れを防ぎ，作動油の高温時には油圧源の過度の作動を抑えて無用なエネルギ消費を増加を防ぐようにする。
【解決手段】内燃機関Ｅの圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えると共に，その切り換えた圧縮比を保持する油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ と，この油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の作動を制御する電磁切換弁４５と，この切換弁４５を介して油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に作動油圧を供給するオイルポンプ４６とを備える圧縮比可変装置において，前記作動油圧を，その作動油温の上昇に応じて減少させるように調整する電子制御ユニット５０を備える。
【選択図】 図１

Description

本発明は，内燃機関の圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えると共に，その切り換えた圧縮比を保持する油圧アクチュエータと，この油圧アクチュエータの作動を制御する切換弁と，この切換弁を介して油圧アクチュエータに作動油圧を供給する油圧源とを備える，内燃機関の圧縮比可変装置の改良に関する。

かゝる内燃機関の圧縮比可変装置は，内燃機関の圧縮比を，その運転条件に応じて高低切り換えることにより，ノッキング等の異常燃焼を回避しながら燃焼効率を高めて，出力の向上と燃費の低減を図るものとして，種々の形式のものが既に知られている（特許文献１〜４参照）。
特開２００５−５４６１９号公報 特開昭６４−１５４３８号公報 特開平９−２２８８５８号公報 特開昭６０−１４２０２０号公報

従来のかゝる内燃機関の圧縮比可変装置では，油圧源から油圧アクチュエータに供給する作動油圧は，その作動油の温度変化に関係なく一定に設定されている。

ところで，作動油の粘性は温度の低下に応じて高まるので，その油圧の設定値が低い場合には，作動油の低温時，作動油の高粘性により，作動油圧の伝達速度が低下して油圧アクチュエータに大きな作動遅れが発生する。そこで，そのような作動遅れを解消すべく，油圧の設定値を高くすると，今度は作動油の高温時，作動油の低粘性により，作動油圧の伝達速度が必要以上に増加するため，油圧源が過度に作動することになって，無用なエネルギ消費を増加させる不都合を招く。

本発明は，かゝる事情に鑑みてなされたもので，油圧源から油圧アクチュエータに供給する作動油圧を，その作動油の温度変化に応じて変化させて，作動油の低温時には油圧アクチュエータの作動遅れを防ぎ，作動油の高温時には油圧源の過度の作動を抑えて無用なエネルギ消費を増加を防ぐことができる，前記内燃機関の圧縮比可変装置を提供することを目的とする。

上記目的を達成するために，本発明は，内燃機関の圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えると共に，その切り換えた圧縮比を保持する油圧アクチュエータと，この油圧アクチュエータの作動を制御する切換弁と，この切換弁を介して油圧アクチュエータに作動油圧を供給する油圧源とを備える，内燃機関の圧縮比可変装置において，前記作動油圧を，その作動油温の上昇に応じて減少させるように調整する制御手段を備えることを第１の特徴とする。

尚，前記油圧源は，後述する本発明の実施例中のオイルポンプ４６に対応し，また前記油圧アクチュエータは第１，第２油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に，切換弁は電磁切換弁４５に，制御手段は電子制御ユニット５０に対応する。

また本発明は，第１の特徴に加えて，前記制御手段が，前記作動油圧を，圧縮比の切り換えのための切換油圧と，切り換えた圧縮比を保持するためのホールド油圧とに分けると共に，作動油温の低温領域及び高温領域では，ホールド油圧を切換油圧より小さく調整することを第２の特徴とする。

さらに本発明は，第２の特徴に加えて，前記制御手段が，作動油温の過高温領域では，ホールド油圧を切換油圧と略同圧に調整することを第３の特徴とする。

さらにまた本発明は，第１〜第３の特徴の何れかに加えて，作動油温を，機関温度及び負荷より推定するように前記制御手段を構成したことを第４の特徴とする。

本発明の第１の特徴によれば，油圧アクチュエータに供給する作動油圧を，その作動油温の上昇に応じて減少させるようにしたので，作動油温の低温領域では，作動油圧を増加させることにより，作動油の高粘性にも拘らず，油圧アクチュエータの作動遅れを少なくして，圧縮比の良好な切換応答性を確保することができ，また作動油温の高温領域では，作動油圧を減少させることにより，油圧源の負荷を軽減してエネルギ消費を極力抑えながら，作動油の低粘性を利用して油圧アクチュエータの作動遅れを防ぎ，圧縮比の良好な切換応答性を依然確保することができる。

本発明の第２の特徴によれば，低温領域及び高温領域での圧縮比保持時には，油圧アクチュエータの負荷が比較的小さいことを考慮して，ホールド油圧を切換油圧より小さく調整することにより，油圧源の負荷を更に軽減してエネルギ消費を抑えることができる。

本発明の第３の特徴によれば，作動油温の過高温領域では，作動油の低粘性化による作動アクチュエータからの作動油のリーク量の増加を見込んで，ホールド油圧を切換油圧と略同圧にすることにより，切り換えた圧縮比の保持を安定させることができる。

本発明の第４の特徴によれば，作動油温を，機関温度及び負荷より推定することで，特別な油温センサの使用を省き，コストの低減に寄与し得る。

本発明の実施の形態を，添付図面に示す本発明の一実施例に基づいて以下に説明する。

図１は本発明の圧縮比可変装置を備える内燃機関の要部縦断正面図，図２は図１の２−２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。図３は高圧縮比状態を示す，図２との対応図，図４は図２の４−４断面図，図５は図３の５−５線拡大断面図，図６は図２の６−６線断面図，図７は図３の７−７線断面図，図８は高圧縮比状態から低圧縮比状態への切り換え作用説明図，図９は低圧縮比状態から高圧縮比状態への切り換え作用図，図１０は作動油温と作動油粘度及び作動油リーク量との関係線図，図１１は作動油温の変化に対する切換油圧及びホールド油圧の調整態様を示す線図，図１２は圧縮比切換領域マップを示す線図，図１３は作動油温推定マップを示す線図，図１４は切換油圧設定マップを示す線図，図１５は切換油圧継続サイクルマップを示す線図，図１６は減圧係数設定マップを示す線図，図１７は電子制御ユニットの制御プログラミングの実行手順を示すフローチャートである。

先ず，図１〜図９により内燃機関Ｅの圧縮比可変装置の基本構成について説明する。

図１〜図３において，内燃機関Ｅにおいて，クランクケース３にベアリング８，８′を介して支承されるクランク軸９には，シリンダブロック２のシリンダボア２ａ内を昇降するピストン５にコンロッド７を介してピストン５が連接される。このピストン５は，ピストンピン６を介してコンロッド７の小端部７ａに連結されるピストンインナ５ａと，このピストンインナ５ａの外周面に摺動可能に嵌合していて，ピストンインナ５ａ上で所定の低圧縮比位置Ｌ（図２参照）と高圧縮比位置Ｈ（図３参照）との間を移動し得るピストンアウタ５ｂとからなっており，そのピストンアウタ５ｂが，その外周に装着された複数のピストンリング１０ａ〜１０ｃを介してシリンダボア２ａの内周面に摺動自在に嵌合すると共に，ヘッド部５ｂｈをシリンダヘッド４の燃焼室４ａに臨ませている。

ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂの摺動嵌合面には，ピストン５の軸方向に延びて互いに係合する複数のスプライン歯１１ａ及びスプライン溝１１ｂがそれぞれ形成され，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂは，それらの軸線周りに相対回転できないようになっている。またピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂの軸方向相対移動を規制する止環１８が，ピストンインナ５ａを挟んでヘッド部５ｂｈと反対でピストンアウタ５ｂの内周面に係止される。

ピストンインナ５ａとヘッド部５ｂｈとの間には，それらの間の第１軸方向間隔Ｓ₁ を制御する第１カム機構１５₁ が介裝され，またピストンインナ５ａ及び止環１８間には，それらの間の第２軸方向間隔Ｓ₂ を制御する第２カム機構１５₂ が介裝される。これら第１及び第２カム機構１５₁ ，１５₂ により前記第１及び第２軸方向間隔Ｓ₁ ，Ｓ₂ を互いに反対に増減させることによって，ピストンアウタ５ｂは，ピストンインナ５ａに対してピストンピン寄りの低圧縮比位置Ｌと，燃焼室４ａ寄りの高圧縮比位置Ｈとに交互に保持される。

図２，図３及び図６に示すように，第１カム機構１５₁ は，ピストンアウタ５ｂのヘッド部５ｂｈ内壁に形成される上部の第１固定カム１６₁ と，ピストンインナ５ａの上面に一体に突設された枢軸部１２に回動可能に嵌合しつゝピストンインナ５ａの上面に支承される下部の第１回転カム板１７₁ とからなっている。

第１回転カム板１７₁ は，その軸線周りに設定される第１及び第２回転位置Ａ，Ｂ間を回転し得るもので，その往復回転により第１固定カム１６₁ と協働して，前記第１軸方向間隔Ｓ₁ を増減させ得る。具体的には，第１固定カム１６₁ は，周方向に並ぶ複数のカム山１６₁ ，１６₁ …で構成され，第１回転カム板１７₁ には，同じく周方向に並ぶ複数のカム山１７₁ ，１７₁ …が一体に形成される。

而して，第１回転カム板１７₁ が第１回転位置Ａにあるときは，この第１回転カム板１７₁ の隣接するカム山１７₁ ，１７₁ 間の谷に上部の第１固定カム１６₁ のカム山１６₁ が出入り可能であり（図８の（ａ），（ｂ）参照），その結果，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌ又は高圧縮比位置Ｈへの移行が許容される。そして上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａが噛み合えば，第１カム機構１５₁ は軸方向収縮状態となって前記第１軸方向間隔Ｓ₁ を減少させることになる。

また第１回転カム板１７₁ が第２回転位置Ｂにあるときは，第１回転カム板１７₁ 及び第１固定カム１６₁ のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａ同士が平坦な頂面を衝合させる（図８の（ａ）参照）ことで，第１カム機構１５₁ は軸方向拡張状態となって，前記第１軸方向間隔Ｓ₁ を増加させ，ピストンアウタ５ｂを高圧縮比位置Ｈに保持することになる。

ピストンインナ５ａ及び第１回転カム板１７₁ 間には，第１回転カム板１７₁ を第１回転位置Ａ及び第２回転位置Ｂへ交互に回転させる第１アクチュエータ２０₁ が設けられる。

第１アクチュエータ２０₁ は図２及び図４に示すような構成を有する。即ち，ピストンインナ５ａには，ピストンピン６を挟んでそれと平行に延びる一対の有底のシリンダ孔２１₁ ，２１₁ と，各シリンダ孔２１₁ の中間部の上壁を貫通する長孔２９₁ ，２９₁ とが設けられ，第１回転カム板１７₁ の下面に一体的に突設されて，その直径線上に並ぶ一対の受圧ピン２８₁ ，２８₁ が上記長孔２９₁ ，２９₁ を通してシリンダ孔２１₁ ，２１₁ に臨ませてある。長孔２９₁ ，２９₁ は，受圧ピン２８₁ ，２８₁ が第１回転カム板１７₁ と共に第１回転位置Ａ及び第２回転位置Ｂ間を移動することを妨げないようになっている。

各シリンダ孔２１₁ には，対応する受圧ピン２８₁ を挟んで作動プランジャ２３₁ 及び有底円筒状の戻しプランジャ２４₁ が摺動可能に嵌装される。その際，作動プランジャ２３₁ ，２３₁ 同士及び戻しプランジャ２４₁ ，２４₁ 同士は，それぞれピストン５の軸線に関して点対称に配置される。

各シリンダ孔２１₁ 内には，作動プランジャ２３₁ の内端が臨む第１油圧室２５₁ が画成され，該室２５₁ に油圧を供給すると，その油圧を受けて作動プランジャ２３₁ が受圧ピン２８₁ を介して第１回転カム板１７₁ を第２回転位置Ｂへ回転するようになっている。

また各シリンダ孔２１₁ の開放側端部には，円筒状のばね保持筒３５₁ が止環３６₁ を介して係止され，このばね保持筒３５₁ と前記戻しプランジャ２４₁ との間に，その戻しプランジャ２４₁ を受圧ピン２８₁ 側に付勢する戻しばね２７₁ が縮設される。

而して，第１回転カム板１７₁ の第１回転位置Ａは，各シリンダ孔２１₁ の底面に当接する作動プランジャ２３₁ の先端に受圧ピン２８₁ が当接することにより規定され，第１回転カム板１７₁ の第２回転位置Ｂは，受圧ピン２８₁ に押された戻しプランジャ２４₁ がばね保持筒３５₁ の先端に当接することにより規定される。

また図２，図３及び図６に示すように，第２カム機構１５₂ は，ピストンインナ５ａの下端壁に形成される上部の第２固定カム１６₂ と，前記止環１８上でピストンアウタ５ｂの内周面に回転可能に嵌合する下部の第２回転カム板１７₂ とからなっている，ピストンアウタ５ｂの内周には，第２回転カム板１７₂ の上面に当接する環状の肩部１９が形成されており，この肩部１９と前記止環１８とで第２回転カム板１７₂ は回転可能に挟持され，ピストンアウタ５ｂに対して軸方向の移動が阻止される。

第２回転カム板１７₂ は，その軸線周りに設定される第３回転位置Ｃ及び第４回転位置Ｄ間を回転し得るもので，その往復回転により第２固定カム１６₂ と協働して，前記第２軸方向間隔Ｓ₂ を増減させるようになっている。具体的には，第２固定カム１６₂ は，周方向に並ぶ複数のカム山１６₂ ａ，１６₂ ａ…で構成され，第２回転カム板１７₂ には，同じく周方向に並ぶ複数のカム山１７₂ ａ，１７₂ ａ…が一体に形成される。

第２回転カム板１７₂ の第３及び第４回転位置Ｃ，Ｄ間の回転角度は，前記第１回転カム板１７₁ の第１及び第２回転位置Ａ，Ｂ間の回転角度と同一に設定される。また第２固定カム１６₂ 及び第２回転カム板１７₂ のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａの少なくとも有効高さは，前記第１固定カム１６₁ 及び第１回転カム板１７₁ のカム山１６₁ ａ，１７₂ ａのそれと同一に設定される。

而して，第２回転カム板１７₂ が第３回転位置Ｃにあるときは，第２回転カム板１７₂ 及び第２固定カム１６₂ のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａ同士が平坦な頂面を衝合させる（図８の（ｄ）参照）ことで，第２カム機構１５₂ は軸方向拡張状態となって，前記第２軸方向間隔Ｓ₂ を増加させ，ピストンアウタ５ｂを低圧縮比位置Ｌに保持する。

また第２回転カム板１７₂ が第４回転位置Ｄにあるときは，この第２回転カム板１７₂ の隣接するカム山１７₂ ａ，１７₂ ａ間の谷に第２固定カム１６₂ のカム山１６₂ ａが出入り可能であり（図８の（ａ），（ｃ）参照），その結果，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌ又は高圧縮比位置Ｈへの移行が許容される。そして上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａが噛み合えば，第２カム機構１５₂ は軸方向収縮状態となって前記第２軸方向間隔Ｓ₂ の減少をすることになる。

ピストンインナ５ａ及び第２回転カム板１７₂ 間には，第２回転カム板１７₂ を第３回転位置Ｃ及び第４回転位置Ｄへ交互に回転させる第２アクチュエータ２０₂ が設けられる。

第２アクチュエータ２０₂ は図２及び図６に示すような構成を有する。即ち，ピストンインナ５ａには，ピストンピン６を挟んでそれと平行に延びる一対の有底のシリンダ孔２１₂ ，２１₂ と，各シリンダ孔２１₂ の中間部の上壁を貫通する長孔２９₂ ，２９₂ とが設けられ，第２回転カム板１７₂ の下面に一体的に突設されて，その直径線上に並ぶ一対の受圧ピン２８₂ ，２８₂ が上記長孔２９₂ ，２９₂ を通してシリンダ孔２１₂ ，２１₂ に臨ませてある。各長孔２９₂ は，受圧ピン２８₂ が第２回転カム板１７₂ と共に第３回転位置Ｃ及び第４回転位置Ｄ間を移動することを妨げないようになっている。

各シリンダ孔２１₂ には，対応する受圧ピン２８₂ を挟んで作動プランジャ２３₂ 及び有底円筒状の戻しプランジャ２４₂ が摺動可能に嵌装される。その際，作動プランジャ２３₂ ，２３₂ 同士及び戻しプランジャ２４₂ ，２４₂ 同士は，それぞれピストン５の軸線に関して点対称に配置される。

各シリンダ孔２１₂ 内には，作動プランジャ２３₂ の内端が臨む第２油圧室２５₂ が画成され，該室２５₂ に油圧を供給すると，その油圧を受けて作動プランジャ２３₂ が受圧ピン２８₂ を介して第２回転カム板１７₂ を第４回転位置Ｄへ回動するようになっている。

また各シリンダ孔２１₂ の開放側端部には，円筒状のばね保持筒３５₂ が止環３６₂ を介して係止され，このばね保持筒３５₂ と前記戻しプランジャ２４₂ との間に，その戻しプランジャ２４₂ を受圧ピン２８₂ 側に付勢する戻しばね２７₂ が縮設される。こうして第２アクチュエータ２０₂ は，前記第１アクチュエータ２０₁ と対称的に構成される。

而して，第２回転カム板１７₂ の第３回転位置Ｃは，各シリンダ孔２１₂ ，２１₂ の底面に当接する作動プランジャ２３₂ ，２３₂ の先端に受圧ピン２８₂ ，２８₂ が当接することにより規定され，第２回転カム板１７₂ の第４回転位置Ｄは，受圧ピン２８₂ に押された戻しプランジャ２４₂ がばね保持筒３５₂ の先端に当接することにより規定される。

以上において，第１回転カム板１７₁ 及び第１アクチュエータ２０₁ ，並びに第２回転カム板１７₂ 及び第１アクチュエータ２０₂ は，ピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂの慣性力の差や，ピストンアウタ５ｂがシリンダボア２ａの内面から受ける摩擦抵抗，ピストンアウタ５ｂが燃焼室４ａ側から受ける負圧，正圧等，ピストンインナ及びアウタ５ａ，５ｂを互いに軸方向に離間させたり近接させようと作用する外力により，ピストンアウタ５ｂが低圧縮比位置Ｌ及び高圧縮比位置Ｈ間を移動することを許容する。

再び図１及び図２において，前記ピストンピン６と，その中空部に圧入されたスリーブ４０との間に筒状の油室４１が画成され，この油室４１を第１及び第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の両油圧室２５₁ ，２５₂ に接続する第１及び第２分配油路４２₁ ，４２₂ がピストンピン６及びピストンインナ５ａに渡り設けられる。また油室４１は，ピストンピン６，コンロッド７及びクランク軸９に渡り設けられる油路４４に接続され，この油路４４は，電磁切換弁４５を介して油圧源たるオイルポンプ４６と，油溜め４７とに切換可能に接続される。オイルポンプ４６は電動モータ４８により駆動される。
［高圧縮比位置から低圧縮比位置への切り換え］
いま，図８の（ａ）に示すように，ピストンアウタ５ｂが高圧縮比位置Ｈに保持されているとする。したがって，第１カム機構１５₁ では，上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａが互いに頂面を対向させた軸方向拡張状態にあると共に，第２カム機構１５₂ では上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａを互いに噛み合わせた軸方向収縮状態にある。

この状態において，電磁切換弁４５を図１に示すように非通電状態，即ちオフ状態にして，油路４４を油溜め４７に開放すれば，第１及び第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の油圧室２５₁ ，２５₂ は，何れも油室４１及び油路４４を通して油溜め４７に開放されるので，第１アクチュエータ２０₁ では，戻しプランジャ２４₁ が戻しばね２７₁ の付勢力で受圧ピン２８₁ を押圧して，第１回転カム板１７₁ を第１回転位置Ａへ回転しようとし，第２アクチュエータ２０₁ では，戻しプランジャ２４₂ が戻しばね２７₂ の付勢力で受圧ピン２８₂ を押圧して，第２回転カム板１７₂ を第３回転位置Ｃへ回転しようとする。

そこで，ピストン５が吸気行程に移ると，ピストンインナ５ａには，ピストンアウタ５ｂに先行して下向きの慣性力が作用するため，第１カム機構１５₁ は，ピストンインナ５ａ及びピストンアウタ５ｂ間のスラスト荷重から解放される。したがって，先ず第１回転カム板１７₁ が第１アクチュエータ２０₁ の戻しばね２７₁ の付勢力により受圧ピン２８₁ を介して第１回転位置Ａへ素早く回転する。その結果，図８の（ｂ）に示すように，第１カム機構１５₁ の上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａは互いに半ピッチずらした噛み合い可能の配置となる。

次にピストン５が圧縮行程の後半に来ると，ピストンインナ５ａには，ピストンアウタ５ｂに先行して上向きの慣性力が作用するため，ピストンアウタ５ｂは，図８の（ｃ）のように，第１カム機構１５₁ の上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａを互いに噛み合せながら，即ち第１カム機構１５₁ を軸方向に収縮させながら，ピストンインナ５ａに対して相対的に下降し，低圧縮比位置Ｌを占めることになる。

このようにピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａに対して相対的に下降すると，第２カム機構１５₂ では，第２固定カム１６₂ に対して第２回転カム板１７₂ が下降することになり，それに伴ない上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａが噛み合い状態から解放されるので，第２回転カム板１７₂ は第２アクチュエータ２０₂ の戻しばね２７₂ の付勢力により受圧ピン２８₂ を介して第３回転位置Ｃへ素早く回転する。その結果，図８の（ｄ）に示すように，第２カム機構１５₂ の上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａは互いに平坦な頂面を当接対向させる。このような第２カム機構１５₂ の軸方向拡張作用により，第２軸方向間隔Ｓ₂ は増加して，ピストンアウタ５ｂの低圧縮比位置Ｌを保持することになり，内燃機関Ｅは低圧縮比状態となる。
［低圧縮比位置から高圧縮比位置への切り換え］
次に，内燃機関Ｅの高速運転時，電磁切換弁４５を通電状態，即ちオン状態にして，油路４４をオイルポンプ４６に接続すると，オイルポンプ４６の吐出油圧が油路４４及び油室４１を通して全油圧室２５₁ ，２５₂ に供給されるので，第１アクチュエータ２０₁ では，作動プランジャ２３₁ が第１油圧室２５₁ の油圧を受けて受圧ピン２８₁ を介して第１回転カム板１７₁ を第２回転Ｂに向かって回転しようとし，第２アクチュエータ２０₂ では，作動プランジャ２３₂ が第２油圧室２５₂ の油圧を受けて受圧ピン２８₂ を介して第２回転カム板１７₂ を第４回転位置Ｄに向かって回転しようとする。

そこで，ピストン５が排気行程に移ると，ピストンインナ５ａがピストンアウタ５ｂに先行して上向きの慣性力を受けるため，ピストンインナ５ａ及び止環１８間に介装された第２カム機構１５₂ がスラスト荷重から解放される。したがって，先ず第２回転カム板１７₂ が第２アクチュエータ２０₂ の作動プランジャ２３₂ の油圧による押圧力により受圧ピン２８₂ を介して第４回転位置Ｄへ素早く回転する。その結果，図９の（ｂ）に示すように，第２カム機構１５₂ の上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａは互いに半ピッチずらした噛み合い可能の配置となる。

次にピストン５が吸気行程の後半に来ると，ピストンインナ５ａには，ピストンアウタ５ｂに先行して下向きの慣性力が作用するため，ピストンアウタ５ｂは，図９の（ｃ）のように，第２カム機構１５₂ の上下のカム山１６₂ ａ，１７₂ ａを互いに噛み合せながら，即ち第２カム機構１５₁ を軸方向に収縮させながら，ピストンインナ５ａに対して相対的に上昇し，高圧縮比位置Ｈを占めることになる。

このようにピストンアウタ５ｂがピストンインナ５ａに対して相対的に上昇すると，第１カム機構１５₁ では，第１回転カム板１７₁ に対して第２固定カム１６₁ が上昇することになり，それに伴ない上下のカム山１６₁ ａ，１７₁ ａが噛み合い状態から解放されるので，第１回転カム板１７₁ は第１アクチュエータ２０₁ の作動プランジャ２３₁ の油圧による押圧力により受圧ピン２８₂ を介して第２回転位置Ｂへ素早く回転する（図５参照）。その結果，図８の（ｄ）に示すように，第１カム機構１５₁ の上下のカム山１６₁ ａ，１７₂ ａは互いに平坦な頂面を当接対向させる。このような第１カム機構１５₁ の軸方向拡張作用により，第１軸方向間隔Ｓ₁ は増加して，ピストンアウタ５ｂの高圧縮比位置Ｈを保持することになる。かくして，内燃機関Ｅは高圧縮比状態となる。上記圧縮比可変装置の構成は，特許文献１に開示されたものを踏襲している。

前記電磁切換弁４５には，図１に示すように，その作動を制御する電子制御ユニット５０が接続される。

ところで，電磁切換弁４５から第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に供給される作動油の温度（以下，作動油温という。）と，作動油の粘度及び第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ からの作動油リーク量とは，図１０に示すような関係にある。即ち，作動油の低温領域Ａでは，作動油の粘性が高いことから，作動油圧伝達速度は遅く，作動油リーク量は少ない。また作動油の高温領域Ｂでは，作動油の粘性低下により，作動油圧伝達速度及び作動油リーク量は増加する。さらに作動油の過高温領域Ｃでは，作動油の更なる粘性低下により，作動油圧伝達速度及び作動油リーク量は更に増加する。

このような作動油温に対する作動油圧伝達速度及び作動油リーク量の特性を踏まえて，前記電子制御ユニット５０は，図１１に示すように，第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の作動油圧を，高圧縮比への切り換えのための切換油圧と，高圧縮比を保持するためのホールド油圧とに分けると共に，それぞれの油圧を作動油温の変化に応じて調整すべくオイルポンプ４６の作動を制御するようになっている。

即ち，電磁切換弁４５のオン状態により第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に供給する切換油圧は，作動油温が低温領域Ａ，高温領域Ｂ，過高温領域Ｃへと変化した場合，作動油伝達速の増加を考慮して，大，中，小へと順次調整される。またホールド油圧は，作動油温が低温領域Ａ，高温領域Ｂへと変化した場合，作動油伝達速の増加を考慮して，対応する温度領域の切換油圧より減少した油圧に調整される。またホールド油圧は，作動油温が過高温領域Ｃに至った場合，作動油リーク量の増加を考慮して，過高温領域Ｃでの切換油圧と略同圧に調整される。

このように，第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に供給する切換油圧を，作動油温の低温領域Ａ，高温領域Ｂ，過高温領域Ｃへの変化に応じて，大，中，小へと順次調整するので，低温領域Ａでは，切換油圧を増加させことにより，作動油の高粘性にも拘らず，第１，第２油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の作動遅れを少なくして，圧縮比の良好な切換応答性を確保することができる。

また作動油温の高温領域Ｂ及び過高温領域Ｃでは，切換油圧を順次減少させるので，油圧源たるオイルポンプ４６の負荷を軽減してエネルギ消費を極力抑えながら，作動油の低粘性を利用して，第１，第２油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の作動遅れを防ぎ，圧縮比の良好な切換応答性を依然確保することができる。

また低温領域Ａ及び高温領域Ｂでの高圧縮比保持時には，第１，第２油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ の負荷が比較的小さいことを考慮して，ホールド油圧を，対応する温度領域の切換油圧より減少させるので，オイルポンプ４６の負荷を更に軽減してエネルギ消費を抑えることができる。

また過高温領域Ｃでの高圧縮比保持時には，作動油の低粘性化による第１，第２油圧アクチュエータ２０₁ ，２０₂ からの作動油のリーク量の増加を見込んで，ホールド油圧を，過高温領域Ｃでの切換油圧と略同圧に調整するので，作動油のリーク量の増加に拘らず高圧縮比の保持を安定させることができる。

このような油圧調整のために，電子制御ユニット５０には，機関回転数Ｎｅを検出する回転数センサ５１，機関Ｅのスロットル弁の開度θを検出するスロットルセンサ５２及び，機関Ｅの温度（例えば冷却水温度）Ｔｗを検出する温度センサ５３等の出力信号が入力される。

また電子制御ユニット５０には，圧縮比切換領域マップＭ１（図１２），作動油温推定マップＭ２（図１３），切換油圧設定マップＭ３（図１４），切換油圧継続サイクルマップＭ４（図１５）及び減圧係数設定マップＭ５（図１６）が設けられる。

次に，電子制御ユニット５０の制御プログラミングの実行手順を，図１７のフローチャートに沿って説明する。

先ず，ステップＳ１において，回転数センサ５１の出力信号から機関回転数Ｎｅを読み込み，温度センサ５３の出力信号から機関温度Ｔｗを読み込み，機関回転数Ｎｅ及びスロットルセンサ５２の出力信号θから機関Ｅの負荷（トルク）Ｔｑを算出して読み込む。

ステップＳ２では，機関回転数Ｎｅ及び負荷Ｔｑに基づき圧縮比切換領域マップＭ１（図１２）により圧縮比切換領域を判定し，ステップＳ３では，ステップＳ２での判定領域が低圧縮比領域であるか否かを判別し，ＹＥＳであれば（即ち，低圧縮比領域と判別すれば）ステップ４に進み，電磁切換弁４５をオフ状態にする。

ステップＳ３での判別がＮＯであれば（即ち，高圧縮比領域と判別すれば），ステップ５に進み，こゝでステップＳ２での判定領域が前回と変化しているか否かを判別し，ＹＥＳであれば，ステップ６で機関回転数Ｎｅ及び負荷Ｔｑに基づき作動油温推定マップＭ２（図１３）から作動油温を検索し，次いでテップ７で作動油温及び機関回転数Ｎｅに基づき切換油圧設定マップＭ３（図１４）から切換油圧を検索し，続いてステップ８でオイルポンプ４６の吐出圧力を切換油圧検索値に合わせるべくオイルポンプ４６の作動を制御し，その後，ステップ９で電磁切換弁４５をオン状態する。

かくして，電磁切換弁４５のオン状態によりオイルポンプ４６から第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に供給される高圧縮比切換油圧は，前述のように，作動油温が低温領域Ａ，高温領域Ｂ，過高温領域Ｃへと変化した場合，大，中，小へと順次制御されることになる。

次に，ステップ９からステップ１０に進むと，作動油温及び機関回転数Ｎｅに基づき切換油圧継続サイクルマップＭ４（図１５）より切換油圧継続サイクルを検索し，それを油圧継続カウンタＭ５に入力し，ステップ１１で油圧継続カウンタ５４がカウントを開始して，ステップ１に戻る。

再びステップ１〜ステップ５を経て，ステップ１２に来ると，こゝで油圧継続カウンタ５４の出力がゼロとなったとき，ステップ１３に進み，前回の切換油圧に，減圧係数設定マップＭ６（図１６）から検索した減圧係数Ｒを乗じることで第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ に供給するホールド油圧を設定し，それに従ってオイルポンプ４６の作動を制御する。

減圧係数設定マップＭ６（図１６）では，減圧係数Ｒは，作動油温が低温領域Ａ，高温領域Ｂへと移行するのに応じて，所定値（図示例では０．５）から増加し，過高温領域Ｃに入ると，１となっている。かくして，高圧縮比切換後のホールド油圧は，前述のように，作動油温が低温領域Ａ，高温領域Ｂにあるときは，対応する温度領域の切換油圧より減少した油圧に調整され，また作動油温が過高温領域Ｃに入ると，過高温領域Ｃでの切換油圧と同圧に制御されることになる。

本発明は上記実施例に限定されるものではなく，その要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更が可能である。例えば，第１，第２アクチュエータ２０₁ ，２０₂ がオイルポンプ４６から油圧を供給されたとき，ピストンインナ５ａを高圧縮比位置から低圧縮比位置へと駆動するように圧縮比可変装置を構成することもできる。また作動油圧の調整は，オイルポンプ４６の作動制御による手法に代えて，オイルポンプ４６の下流油路に設けられる調圧弁により行うこともできる。また電子制御ユニット５０が油圧調整に使用する作動油温は，作動油の経路に設ける温度センサにより検出することもできる。また本発明は，特許文献１記載のものには勿論，特許文献２〜４に記載されるもの等にも適用可能である。

本発明の圧縮比可変装置を備える内燃機関の要部縦断正面図。 図１の２−２線拡大断面図で低圧縮比状態を示す。 高圧縮比状態を示す，図２との対応図。 図２の４−４断面図。 図３の５−５線拡大断面図。 図２の６−６線断面図。 図３の７−７線断面図。 高圧縮比状態から低圧縮比状態への切り換え作用説明図。 低圧縮比状態から高圧縮比状態への切り換え作用図。 作動油温と作動油粘度及び作動油リーク量との関係線図。 作動油温の変化に対する切換油圧及びホールド油圧の調整態様を示す線図。 圧縮比切換領域マップを示す線図。 作動油温推定マップを示す線図。 切換油圧設定マップを示す線図。 切換油圧継続サイクルマップを示す線図。 減圧係数設定マップを示す線図。 電子制御ユニットの制御プログラミングの実行手順を示すフローチャート。

符号の説明

Ｅ・・・・内燃機関
２０₁ ，２０₂ ・・・油圧アクチュエータ（第１，第２油圧アクチュエータ）
４５・・・切換弁（電磁切換弁）
４６・・・油圧源（オイルポンプ）
５０・・・制御手段（電磁制御ユニット）

Claims (4)

1. 内燃機関（Ｅ）の圧縮比を高圧縮比と低圧縮比とに切り換えると共に，その切り換えた圧縮比を保持する油圧アクチュエータ（２０₁ ，２０₂ ）と，この油圧アクチュエータ（２０₁ ，２０₂ ）の作動を制御する切換弁（４５）と，この切換弁（４５）を介して油圧アクチュエータ（２０₁ ，２０₂ ）に作動油圧を供給する油圧源（４６）とを備える，内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記作動油圧を，その作動油温の上昇に応じて減少させるように調整する制御手段（５０）を備えることを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
2. 請求項１記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記制御手段（５０）が，前記作動油圧を，圧縮比の切り換えのための切換油圧と，切り換えた圧縮比を保持するためのホールド油圧とに分けると共に，作動油温の低温領域（Ａ）及び高温領域（Ｂ）では，ホールド油圧を切換油圧より小さく調整することを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
3. 請求項２記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   前記制御手段（５０）が，作動油温の過高温領域（Ｃ）では，ホールド油圧を切換油圧と略同圧に調整することを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
4. 請求項１〜３の何れかに記載の内燃機関の圧縮比可変装置において，
   作動油温を，機関温度及び負荷より推定するように前記制御手段（５０）を構成したことを特徴とする，内燃機関の圧縮比可変装置。
   

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