内燃机的压缩比调节装置的制作方法

本发明涉及四冲程式内燃机的压缩比调节装置，尤其涉及具有可变压缩比机构的内燃机的压缩比调节装置，所述可变压缩比机构变更活塞的上止点位置来变更发动机的压缩比。

背景技术：

作为以往的内燃机的压缩比调节装置，提出有如下技术：通过对内燃机的几何学的压缩比即机械压缩比进行可变控制的可变压缩比机构和对决定实际压缩比的进气排气门的开闭正时进行可变控制的可变气门机构的控制组合，来改善发动机的各性能。例如，在日本特开2002‐276446号公报(专利文献1)记载的内燃机的压缩比调节装置中，为了对进气门关闭正时进行可变控制而具有可变气门机构，并且具有对压缩比进行可变控制的可变压缩比机构。

而且，在专利文献1中通过对可变气门机构和可变压缩比机构进行协调控制，从而在各种运转区域提高发动机性能。例如，在怠速以及部分负荷区域，利用可变气门机构使进气门为小动作角并且使升程中心角提前，使进气门关闭正时为与下止点相比相当早的特性。由此，可以谋求大幅降低泵损失。在此，若机械压缩比为通常的水平，则实际压缩比降低而导致燃烧恶化，因此，利用可变压缩比机构在低负荷区域提高压缩比。

另外，在加速区域需要提高进气填充效率，因此，对可变气门机构进行控制以使进气门关闭正时接近下止点。因此，从事先防止产生爆震的观点来看，利用可变压缩比机构使压缩比降低。

这样，通过将可变压缩比机构和可变气门机构组合而进行协调控制，从而可以改善内燃机的各性能。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2002-276446号公报

技术实现要素：

发明要解决的课题

另外，在专利文献1的图8中表示压缩上止点处的机构姿势。图8的左图表示高机械压缩比控制下的压缩上止点的活塞位置(活塞位置稍高)，右图表示低机械压缩比控制下的压缩上止点的活塞位置(活塞位置稍低)。而且，若对排气上止点的位置进行研究，则在高机械压缩比控制以及低机械压缩比控制双方中，排气上止点的活塞位置都与图8所示的各个压缩上止点的活塞位置一致。

其理由是因为：专利文献1的可变压缩比机构为以曲轴转角360°为一个循环的机构，因此，在原理上排气上止点的活塞位置和压缩上止点的活塞位置一致。另外，基于相同的理由，进气下止点的活塞位置和膨胀下止点的活塞位置也一致。因此，机械压缩比和机械膨胀比也在原理上一致。

在此，若为了提高发动机性能而提高用于提高机械压缩比或机械膨胀比的压缩上止点的活塞位置，则排气上止点的活塞位置当然也会自然而然增高。而且，在排气行程末期或进气行程初期的排气上止点附近，进气排气门通常被打开着。即，排气门经过排气上止点后被关闭，进气门从排气上止点之前起开始打开。

因此，在提高了压缩上止点的活塞位置的情况下，在压缩行程中，进气排气门被关闭，所以，活塞顶面和进气排气门不会进行机械干涉，因此不存在问题。但是，由于排气上止点的活塞位置与提高了压缩上止点的活塞位置的情况在原理上相同，因此，在排气行程末期或进气行程初期，在进气排气门打开着的状态下活塞上升至较高位置而导致活塞顶面和进气排气门干涉的可能性增高。

尤其是，在对容易产生进气排气门的跳跃或跳动这样的异常运动的高旋转区域、进气排气门的开闭相位或升程进行了变更的情况下，该活塞顶面和进气排气门容易产生干涉。

另外，除该活塞顶面和进气排气门的机械干涉之外，在将排气上止点的活塞位置提高至压缩上止点的活塞位置时，从排气行程末期到进气行程初期活塞上升得高，因此，燃烧室容积减少，高温的燃烧气体在缸内残留的量减少。因此，在接下来的进气行程中，不再能够较高地维持燃烧室和混合气体的温度，不再能够充分得到所谓内部egr效果，会给尾气排放带来不良影响。尤其是，在燃烧室的温度低的运转状态下，会给尾气排放带来不良影响。

无论是哪种情形，在以往的可变压缩比机构中，排气上止点的活塞位置和压缩上止点的活塞位置在原理上都是一致的结构，因此，在为了设为高机械压缩比而提高了压缩上止点的活塞位置的情况下，会产生从排气行程末期到进气行程初期活塞顶面和进气排气门容易干涉这种课题，或者不能充分得到内部egr效果这种课题。

本发明的目的在于提供一种内燃机的压缩比调节装置，即便在提高了压缩上止点的活塞位置的情况下，也能够可靠地避免从排气行程末期到进气行程初期活塞顶面和进气排气门干涉，或者可以充分得到内部egr效果。

用于解决课题的方案

本发明的特征在于：利用可变压缩比机构将排气上止点处的活塞位置设定为比压缩上止点处的活塞位置低。

发明的效果

根据本发明，即便在提高了压缩上止点的活塞位置的情况下，通过将排气上止点处的活塞位置设定得低，从而也可以起到如下效果：活塞顶面和进气排气门能够不干涉，或者能够充分得到内部egr效果。

附图说明

图1是本发明的压缩比调节装置的整体概略图。

图2是将本发明的压缩比调节装置的一部分作为截面而表示的主要部分侧视图。

图3是卸下了活塞位置变更机构的前罩的主视图，(a)表示最滞后控制状态、(b)表示最提前状态。

图4表示第一至第三实施方式所使用的可变压缩比机构中的控制轴相位变换的动作，在压缩上止点附近的曲柄销朝向大致正上方的曲轴旋转角度(x＝360°)，(a)表示控制轴的偏心旋转相位被控制在控制相位α1(例如137°)的状态、(b)表示被控制在控制相位α2(例如180°)的状态、(c)表示被控制在控制相位α3(例如222°)的状态、(d)表示被控制在控制相位α4(例如240°)的状态。

图5是表示第一实施方式中的与曲轴的旋转角度之间的关系下的活塞的高度位置变化的特性图。

图6是第一实施方式中的可变压缩比机构的动作说明图，(a)～(d)表示叶片转子处于最滞后状态(控制相位α4)的情况下的活塞位置，(a)是进气(排气)上止点位置、(b)是进气下止点位置、(c)是压缩上止点位置、(d)是膨胀下止点位置。另外，(e)～(h)表示叶片转子处于最提前状态(控制相位α3)的情况下的活塞位置，(e)表示处于进气(排气)上止点位置的状态、(f)表示处于进气下止点位置的状态、(g)表示处于压缩上止点位置的状态、(h)表示处于膨胀下止点位置的状态。

图7是表示第二实施方式中的与曲轴的旋转角度之间的关系下的活塞的高度位置变化的特性图。

图8是第二实施方式中的可变压缩比机构的动作说明图，(a)～(d)表示叶片转子处于最提前状态(控制相位α2)的情况下的活塞位置，(a)是进气(排气)上止点位置、(b)是进气下止点位置、(c)是压缩上止点位置、(d)是膨胀下止点位置。另外，(e)～(h)表示叶片转子处于最滞后状态(控制相位α3)的情况下的活塞位置，(e)表示处于进气(排气)上止点位置的状态、(f)表示处于进气下止点位置的状态、(g)表示处于压缩上止点位置的状态、(h)表示处于膨胀下止点位置的状态。

图9是表示第三实施方式中的与曲轴的旋转角度之间的关系下的活塞的高度位置变化的特性图。

图10是本实施方式中的可变压缩比机构的动作说明图，(a)～(d)表示叶片转子处于最提前状态(控制相位α1)的情况下的活塞位置，(a)是进气(排气)上止点位置、(b)是进气下止点位置、(c)是压缩上止点位置、(d)是膨胀下止点位置。

图11是表示第四实施方式的压缩比可变机构的连杆机构的整体概略图。

具体实施方式

以下，使用附图详细说明本发明的实施方式，但本发明不限于以下的实施方式，在本发明的技术概念中在其范围内也包括各种变形例和应用例。

实施例1

首先，说明本发明的第一实施方式。图1以及图2表示可变压缩比机构的概略结构。内燃机01具有：沿着在气缸体02内形成的缸膛03在上下方向上往复运动的活塞2、以及通过活塞2的上下运动而经由活塞销3和可变压缩比机构1的后述的连杆机构5进行旋转驱动的曲轴4。在图1的活塞2的顶面上在其与用单点划线所示的燃烧室边界线之间隔出的空间是气缸内容积(燃烧室容积)。

另外，进气门iv和排气门ev设置于燃烧室，该进气门iv和排气门ev利用未图示的凸轮轴进行开闭。这些进气门iv、排气门ev在向活塞2侧(下侧)提升时，由图1可知，接近活塞顶面。在此，从基准位置(yi＝ye＝0)相对于活塞滑动方向用yi的位置表示进气门iv的升程量，从基准位置在活塞滑动方向上用ye的位置表示排气门ev的升程量。将此时的活塞2的位置设为y。另外，基准位置对应于进气门iv以及排气门ev都不提升而被关闭的位置。另外，在此，若活塞位置y在处于某曲轴转角时上升至进气门iv的yi的位置或排气门ev的ye的位置，则活塞顶面和进气排气门会产生干涉。

可变压缩比机构1由连杆机构5和使连杆机构5的姿势变化的活塞位置变更机构6等构成，该连杆机构5包括多个连杆。连杆机构5由上连杆7、下连杆10以及控制连杆14构成，所述上连杆7是经由活塞销3与活塞2连结的第一连杆，所述下连杆10是经由第一连结销8能够摆动地与上连杆7连结并且能够旋转地与曲轴4的曲柄销9连结的第二连杆，所述控制连杆14是经由第二连结销11能够摆动地与下连杆10连结并且能够旋转地与控制轴12的偏心凸轮部13连结的第三连杆。

另外，如图1及图2所示，在曲轴4的前端部固定有作为驱动旋转体的小径的第一齿轮15，并且，在控制轴12的前端部侧设置有作为从动旋转体的大径的第二齿轮16，第一齿轮15和第二齿轮16啮合，曲轴4的旋转力经由活塞位置变更机构6被传递到控制轴12。

第一齿轮15的外径的大小为第二齿轮16的外径的大致一半，因此，曲轴4的转速根据第一齿轮15和第二齿轮16的外径差减速到一半的角速度而被传递到控制轴12。控制轴12利用活塞位置变更机构6而使相对于第二齿轮16的相位变化，即相对于曲轴4而变更相对旋转相位。

曲轴4和控制轴12由设置于气缸体的共用的前后两个轴承17、18旋转自如地支承。另外，偏心凸轮部13经由滚针轴承19旋转自如地与在控制连杆14的下端部形成的大径部连结。

活塞位置变更机构6的结构与例如本申请人在先提交的日本特开2012-225287号公报中记载的液压式(叶片类型)的可变气门机构相同，以下简单地说明。

即，如图2以及图3(a)、(b)所示，该活塞位置变更机构6具有：第二齿轮16被固定的壳体20、相对旋转自如地被收容在壳体20内并且固定在控制轴12的一端部的叶片转子21、以及利用液压使叶片转子21正转反转的液压回路22。

壳体20的圆筒状的壳体主体20a的前端开口被圆板状的前罩23堵塞，并且，后端开口被圆盘状的后罩24堵塞。另外，在壳体主体20a的内周面的周向的约90°位置，朝向内侧突出设置有四个隔壁即蹄块部(shoe)20b。

后罩24在第二齿轮16的中央位置两者一体地设置，外周部利用4个螺栓25紧固固定于壳体主体20a和前罩23。另外，在后罩24的大致中央，沿轴向贯通形成有大径的轴承孔24a，叶片转子21的圆筒部在外周被该大径的轴承孔24a支承。

叶片转子21具有：在中央具有螺栓插通孔的圆筒状的转子26、以及在转子26的外周面的周向的大致90°位置一体地设置的4张叶片27。转子26的前端侧的小径筒部26a旋转自如地支承于前罩23的中央支承孔，并且，后端侧的小径的圆筒部26b旋转自如地支承于后罩24的轴承孔24a。

另外，叶片转子21利用从轴向插通于转子26的螺栓插通孔的固定螺栓28从轴向被固定在控制轴12的前端部。另外，各叶片27分别嵌接保持着密封部件以及板簧，所述密封部件配置在各蹄块部20b之间并且在沿各外表面的轴向形成的细长的保持槽内与壳体主体20a的内周面滑动接触，所述板簧对该密封部件向壳体主体内周面方向进行推压。另外，在上述各叶片27的两侧和各蹄块部20b的两侧面之间分别隔出四个提前室40和四个滞后室41。

如图2所示，液压回路22具有相对于各提前室40给排工作油的液压的第一液压通路28和相对于各滞后室41给排工作油的液压的第二液压通路29这两个系统的液压通路，供给通路30和排泄通路31分别经由通路切换用的电磁切换阀32与这两个液压通路28、29连接。在供给通路30上设置有压送油盘33内的油的单向的油泵34，并且，排泄通路31的下游端与油盘33连通。

第一、第二液压通路28、29在设置在前罩23侧的通路结构部的内部形成，各一端部经由从通路结构部的转子26的小径筒部26a插通配置在内部的支承孔内的圆柱部35与转子26内连通，并且，另一端部与电磁切换阀32连接。

第一液压通路28具有与各提前室40连通的未图示的4条分支路径，并且，第二液压通路29具有与各滞后室41连通的第二油路。电磁切换阀32是4端口3位置型，内部的阀芯相对地切换控制各液压通路28、29和供给通路30及排泄通路31，并且，根据来自控制单元36的控制信号进行切换动作。

而且，通过电磁切换阀32的切换动作，向各提前室40和各滞后室41选择性地供给工作油，从而使叶片转子21(控制轴12)相对于曲轴4变更相对旋转相位。另外，在各滞后室41内分别安装有对叶片转子21向滞后方向始终施力的4个螺旋弹簧42。

图4(a)～(d)表示使第二齿轮16和控制轴12的相对旋转相位变化了的情况。另外，在该图中省略第一、第二齿轮15、16等。该相对旋转相位在本实施方式中通过由前述的活塞位置变更机构6进行的相对旋转相位变换控制而能够变化，也可以通过相对地改变第二齿轮16和控制轴12(偏心凸轮部13)的安装关系来进行。

在该图4中表示如下的位置处的姿势：在图1所示的没有改变第二齿轮16和控制轴12的相对相位的状态下使曲轴4沿顺时针方向旋转，从曲柄销9朝向正上方的位置(曲轴转角x＝0°、进气(排气)上止点附近)起进而旋转一圈而再次使曲柄销9朝向正上方的位置(x＝360°、压缩上止点附近)处的姿势。另外，进气(排气)上止点是排气上止点(进气上止点)，指的是活塞2在排气行程的末期和进气行程初期这期间最高的位置。

此时，活塞2的位置(高度)因处于压缩上止点附近而成为较高的位置，例如，如图4(a)所示，偏心凸轮部13的偏心方向与正上方向相比处于沿顺时针方向滞后了控制相位α1(例如137°)的位置。

即，图4中的偏心凸轮部13的旋转方向为与曲轴相反的逆时针方向，因此，在图4(a)所示的情况下，与正上方向相比滞后α1。在这种情况下，标记为控制相位α1。

图4(b)相对于图4(a)，使控制轴12(偏心凸轮部13)的相位进一步滞后至滞后侧的α2(例如180°)为止的位置、即偏心凸轮部13的偏心方向处于正下方附近，标记为控制相位α2。

另外，在图4(c)所示的情况下，处于使控制轴12(偏心凸轮部13)的相位沿顺时针方向进一步滞后控制相位α3(例如222°)后的位置，在图4(d)中，处于使控制轴12(偏心凸轮部13)的相位沿顺时针方向进一步滞后控制相位α4(例如240°)后的位置。

在此，例如，基于图3(a)、(b)对在图4(c)所示的控制相位α3和图4(d)所示的控制相位α4之间能够变换的相位变更机构6(活塞位置变更机构)的动作进行说明。

该图3是从左侧观察图2的图，第二齿轮16的旋转方向在图3中为顺时针方向。图3(a)表示活塞位置变更机构6的叶片转子21的最滞后位置(与控制相位α4对应)，图3(b)表示最提前位置(与控制相位α3对应)，在该最滞后、最提前位置都构成为，最大扩展宽度的叶片27(27a)的两侧部与邻接的各蹄块部20b的一侧面和另一侧面抵接而被止动器(滞后侧止动器、提前侧止动器)限制。

在此，叶片转子21借助各螺旋弹簧42的弹力而如图3(a)所示在最滞后位置附近以机械方式稳定。即，默认位置为最滞后位置。

若将活塞位置变更机构6的相位变换角αt设为αt＝α4-α3、例如18°(＝240°-222°)，则可以通过控制相位α3和控制相位α4之间的变换实现所希望的变换角αt(18°)。并且，在前述的最滞后位置(默认位置)以与图4(d)所示的控制相位α4一致的方式设定叶片转子21和控制轴12的安装位置时，可以实现所希望的图4(c)和图4(d)之间的相位变换(控制相位α3控制相位α4)。

图5表示活塞位置的变化特性。在此，在曲轴转角x为0°时，曲柄销9位于正上方，在其附近成为活塞2的进气(排气)上止点。

在曲轴转角x从0°起沿顺时针方向开始旋转时，如排气门升程曲线(ye)所示，排气门ev完全关闭，而且，从0°之前起开始了打开动作的进气门iv的进气门升程曲线(yi)进一步增加升程，从进气口进行新鲜空气(或者混合气体)的吸入。接着，在曲轴转角x为180°的附近成为进气下止点，在其附近进气门被关闭。在此，将从进气上止点起至进气下止点为止称为进气行程。

在曲轴4进一步旋转时，进气门iv完全被关闭，并且，缸内混合气体被压缩，在曲轴转角x为360°的位置(曲柄销9再次处于正上方位置)的附近，成为压缩上止点。在此，将从进气下止点起至压缩上止点为止称为压缩行程。

此后，进行火花点火(或压缩点火)而开始燃烧，其燃烧压力将活塞2推下，在曲轴转角x为540°附近成为膨胀下止点。在此，将从压缩上止点起至膨胀下止点为止称为膨胀行程。

在该膨胀下止点附近，排气门ev开始打开动作，随着活塞2的再次上升而将燃烧气体(废气)从排气口排出，再次回到进气(排气)上止点附近即曲轴转角x为720°(＝0°)的位置(曲柄销9处于正上方位置)。在此，将从膨胀下止点起至进气(排气)上止点为止称为排气行程。

如上所述，进行作为四冲程发动机的动作，成为将曲轴转角(x)720°作为一个周期的周期性的动作。

在图5中，实线表示图4(c)的控制相位α3处的活塞位置特性(α3特性)，虚线表示图4(d)的控制相位α4处的活塞位置特性(α4特性)。两特性都构成为，压缩上止点处的活塞位置大致相同(y0)，进气下止点位置在两特性中不同。即，压缩上止点处的气缸内容积(燃烧室容积)v在两特性中都由压缩上止点处的活塞位置(y0)确定，因此，成为大致相同的气缸内容积v0。

该气缸内容积v0成为在压缩上止点处被气缸盖侧的燃烧室内表面形状、活塞2的顶面2a的形状、气缸体02的内径、以及未图示的气缸盖垫圈内径等包围的容积、即压缩上止点处的气体(混合气体)的容积。

在图5所示的控制相位α3的特性中，进气下止点的活塞位置为yc3，此处相距压缩上止点的长度(压缩行程)为lc3，膨胀下止点的活塞位置为ye3，此处相距压缩上止点的长度(膨胀行程)为le3。

另外，进气下止点的活塞位置为前述的yc3，此处相距进气(排气)上止点的长度(进气行程)为li3，膨胀下止点的活塞位置为前述的ye3，此处相距进气(排气)上止点的长度(排气行程)为lo3。

同样地，在图5所示的控制相位α4的特性中，进气下止点的活塞位置为yc4，此处相距压缩上止点的长度(压缩行程)为lc4，膨胀下止点的活塞位置为ye4，此处相距压缩上止点的长度(膨胀行程)为le4。

另外，进气下止点的活塞位置为前述的yc4，此处相距进气(排气)上止点的长度(进气行程)为li4，膨胀下止点的活塞位置为前述的ye4，此处相距进气(排气)上止点的长度(排气行程)为lo4。

另外，进气(排气)上止点和排气(进气)上止点意味着相同点，表示从排气行程转移到进气行程时的活塞的上止点。因此，也有时简称为进气上止点或者排气上止点。

以上的与图5相关的说明在实施例2的图7、实施例3的图9中也相同，因此，在图7、图9中省略详细的说明。

在此，对控制相位α3处的机械压缩比即机械压缩比c3和控制相位α3处的机械膨胀比即机械膨胀比e3进行研究。在将缸膛(缸内径)的面积设为s时，进气下止点处的气缸内容积vc3为vc3＝v0+s×lc3。因此，机械压缩比c3＝vc3÷v0＝(v0+s×lc3)÷v0。

另一方面，机械膨胀比e3＝ve3÷v0＝(v0+s×le3)÷v0。在此，ve3指的是膨胀下止点处的气缸内容积。

另外，在控制相位α3的情况下，如图5所示，lc3≈le3，因此，机械压缩比c3≈机械膨胀比e3。在此，相对比d定义为相对比d＝机械膨胀比e÷机械压缩比c。

控制相位α3处的相对比d3为e3÷c3≈1，机械膨胀比e和机械压缩比c成为大致相同的大致标准特性。即，在控制相位α3处，接近一般的发动机的通常的活塞位置变化特性(e＝c、d＝1)。

接着，对控制相位α4处的机械压缩比即机械压缩比c4和控制相位α4处的机械膨胀比即机械膨胀比e4进行说明。

与控制相位α3同样地，机械压缩比c4＝vc4÷v0＝(v0+s×lc4)÷v0，机械膨胀比e4＝ve4÷v0＝(v0+s×le4)÷v0。在此，在控制相位α4的情况下，如图5所示，lc4>le4，因此，机械压缩比c4>机械膨胀比e4。即，相对比d4＝le4÷lc4<1，这意味着机械压缩比相对大于机械膨胀比。另外，通过与控制相位α3特性的对比来看，c4>c3，即机械压缩比大，e4<e3，即机械膨胀比小。

图6(a)～(d)表示改变了控制相位α4(叶片转子21的最滞后默认位置、例如240°)处的曲轴转角的情况下的机构姿势变化，图6(e)～(h)表示改变了控制相位α3(叶片转子21的最提前位置、例如222°)处的曲轴转角的情况下的机构姿势变化。在此，图6的(a)以及(e)分别表示进气(排气)上止点处的姿势、(b)以及(f)分别表示进气下止点处的姿势、(c)以及(g)分别表示压缩上止点处的姿势、(d)以及(h)分别表示膨胀下止点处的姿势。

在图6(a)～(d)的控制相位α4的情况下，如上所述，lc4>le4，因此，机械压缩比c4>机械膨胀比e4(相对比d4<1)。另一方面，在图6(e)～(h)的控制相位α3的情况下，如上所述，lc3≈le3，因此，机械压缩比c3≈机械膨胀比e3(相对比d3≈1)。而且，在图6(a)～(d)的控制相位α4的情况下，在与图6(e)～(h)的控制相位α3进行比较时，如上所述，lc4>lc3、le4<le3。

说明为什么会成为这样的活塞位置变化特性。在对进气下止点处的偏心凸轮部13的偏心旋转方向αc进行观察时，图6(b)所示的控制相位α4处的αc4相对于图6(f)所示的控制相位α3处的αc3向顺时针方向(滞后方向)进行相位变化。即偏心凸轮部13的偏心圆中心相对于控制相位α3相对地向右上方移动，由此，控制连杆14将第二连结销11向右上方推起，并以曲柄销9为支点使下连杆10沿顺时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置降低，因此，活塞2由上连杆7向下方被拉下。由此，lc4>lc3。

另一方面，在对膨胀下止点处的偏心凸轮部13的偏心旋转方向αe进行观察时，图6(d)所示的控制相位α4处的αe4相对于图6(h)所示的控制相位α3处的αe3同样地沿顺时针方向(滞后方向)变化。即偏心圆中心相对地向下方移动，由此，控制连杆14将第二连结销11向左下方拉下，并以曲柄销9为支点使下连杆10沿逆时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置上升，因此，活塞2由上连杆7向上方被推起。由此，le4<le3。

即，图5所示的控制相位α3和控制相位α4的活塞位置变化特性的差因基于图6所示的偏心凸轮部13的偏心相位的差异的连杆姿势的差异而生成。

另一方面，在对压缩上止点的活塞位置进行观察时，控制相位α3和控制相位α4的活塞2的位置是大致相同的位置这种情形如上所述，其理由如下。即，这是因为：如图6(c)、(g)所示的压缩上止点姿势所示，在控制相位α3和控制相位α4处都构成为，曲柄销9、第一连结销8以及活塞销3呈大致一条直线地配置，即便通过该配置而使得第一连结销8通过下连杆10的转动而转动，活塞销2的位置变化也稍微得以抑制。

因此，控制相位α3的压缩上止点的活塞位置(图5的y03)、控制相位α4的压缩上止点活塞位置(图5的y04)是实质上大致相同的位置，将其作为前述的压缩上止点的活塞位置(y0)。

但是，当在压缩上止点的活塞位置(y03)和压缩上止点的活塞位置(y04)产生明显误差时，将气缸内容积分别设为v03、v04而代替前述的v0使用上述v03、v04，求出各个机械压缩比c3、c4、各个机械膨胀比e3、e4、各个相对比d3、d4即可。

接着，对与本实施例的发动机性能相关的效果进行说明。

在发动机停止时，活塞位置变更机构6的叶片转子21借助各螺旋弹簧42的弹力被压在图3(a)所示的最滞后位置(逆时针方向)而稳定(默认位置)，此时，控制相位为前述的控制相位α4。

因此，在冷机起动时，预先成为叶片转子21的最滞后位置即控制相位α4的特性(图5的虚线)，可以通过默认设定从起动燃烧的正好初期得到由该特性带来的降低尾气排放的效果。另外，在活塞位置变更机构6的电磁切换阀32的电气系统存在断线等故障的情况下，也可以维持该位置，因此，即便在该情况下，也可以得到前述的减少尾气排放的效果，因此，也可以保持所谓机械故障保护效果。

即，关于由该特性带来的冷机起动时减少尾气排放的效果，首先作为第一个效果，机械膨胀比e4变小，因此，与膨胀功减少的量相应地，从内燃机排出的废气温度增高，所以，下游的催化剂的预热被促进，排放转化率提高。

另一方面，作为第二个效果，机械压缩比c4变大，因此，压缩上止点处的缸内气体温度上升，可以改善冷机运转时出问题的燃烧不良，因此，可以减少从内燃机自身排出的尾气排放。

通过以上的减小机械膨胀比e4、增大机械压缩比c4、即减小相对比d4(＝e4÷c4)，由此，作为上述各个效果的叠加效果，可以大幅减少从催化剂下游的尾管向大气中排放的尾气排放量。

在此，相对比d4为不足1的较小的值，该相对比d4越小，意味着机械膨胀比相对越小、机械压缩比相对越大，可以看作表示冷机时的尾气排放性能好的程度的指标。

然而，在发动机的预热完成时，例如若发动机运转状态为部分负荷，则在维持机械压缩比c4、机械膨胀比e4、以及相对比d4不变的状态下，油耗恶化。这是因为：由于机械膨胀比e4低，因此，由活塞2产生的膨胀功降低，而且，由于机械压缩比c4高，因此，在预热后压缩上止点处的温度过度增高，所谓的冷却损失增加，因此，油耗因这些损失而恶化。

另外，若发动机运转状态为高负荷，则也会引起爆震或提前点火这样的异常燃烧，油耗进一步恶化，并且转矩也会降低。因此，在预热后，利用来自活塞位置变更机构6的电磁切换阀32的控制液压，叶片转子21变换到最提前位置并切换到控制相位α3(图5的实线的特性)即可。

由此，恢复到标准的机械膨胀比e3、标准的机械压缩比c3，相对比d3大致为1，与通常的活塞位置变化特性同等，因此，可以抑制油耗因上述损失而恶化、进而引起异常燃烧这种情形。

另外，在发动机温度处于冷机和预热完成的中间的情况下，根据该温度，越是低温，越使叶片转子21向滞后侧变更(与控制相位α4接近)，越是高温，越使叶片转子21向提前侧变更(与控制相位α3接近)，由此，在温度每次变化时，可以使尾气排放性能和油耗性能适当地平衡。例如，可以将尾气排放抑制在足够低的规定值并且尽可能地抑制油耗恶化。

在此，活塞2的位置变化特性如上所述进行以曲轴转角720°为周期的周期性的动作，作为上止点，在曲轴转角为0°附近和360°附近出现两次。而且，曲轴转角为360°附近的上止点(前述的y0)成为进气门iv、排气门ev都完全被关闭的前述的压缩上止点，曲轴转角为0°附近的各上止点(y′03、y′04)成为在其附近排气门ev关闭且进气门iv开始动作的进气(排气)上止点。

该进气(排气)上止点的各活塞位置(y′03、y′04)比压缩上止点的活塞位置(y0)低。在这种情况下，如图6(a)、(e)的进气(排气)上止点的姿势所示，在控制相位α3和控制相位α4，曲柄销9、第一连结销8和活塞销3都呈相反“く”形状地弯折而配置，并非是一条直线，通过该配置，活塞位置成为比前述的压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置，而且，进气(排气)上止点的活塞位置因控制相位α3和控制相位α4之间的控制轴12的相位差而产生前者的情况下的活塞位置(为y′03，降低δ3)、后者的情况下的活塞位置(为y′04，降低δ4)这样的明显误差。

在此，以活塞位置的差值δ3>δ4的方式使控制相位α3处的进气(排气)上止点的活塞位置(y′03)成为更低的位置这是因为：如图6(a)以及(e)的进气(排气)上止点的活塞位置所示，偏心凸轮部13的偏心方向和控制连杆14(第三连杆)方向在控制相位α3时接近一条直线(打开角接近180°)，所以，使下连杆10进一步沿顺时针方向转动，因此，经由上连杆7拉下活塞销(活塞)。

这样，进气(排气)上止点的各活塞位置(y′03、y′04)成为比压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置这对于防止活塞2与进气门iv、排气门ev的干涉而言极其有利。在图5所示的进气(排气)上止点，各活塞位置(y′03、y′04)降低，若以该进气(排气)上止点附近的曲轴转角进行观察，则活塞2的顶面位置(y)相对于进气门iv的进气门升程位置(yi)和排气门ev的排气门升程位置(ye)向下方充分离开而难以干涉。

例如，在成为高旋转时，进气门iv、排气门ev容易产生跳跃或跳动这样的异常运动，在该情况下虽然yi、ye稍微降低，但可以充分防止与进气门iv、排气门ev的干涉。另外，在安装有近年来普及的、能够使进气门iv、排气门ev的开闭相位控制、升程量自身增大变化的可变气门机构的情况下，进气门iv、排气门ev与活塞容易产生机械干涉。即，在开闭相位控制中，yi特性和ye特性在横轴(曲轴转角)方向上偏移，因此，与y之间的距离部分地接近，在升程量自身的增大控制中，yi特性和ye特性自身向下方偏移，因此，与y之间的距离接近。即便在如上所述的情况下，只要使用本实施例的可变压缩比机构即可有效防止进气门iv、排气门ev与活塞的机械干涉。

另外，在此，若假定使进气门iv、排气门ev的动作正时以曲轴转角错开了360°左右设定的情况进行观察，则较高的活塞位置(y0)成为进气(排气)上止点的活塞位置，与图5的虚线所示的进气门升程曲线(yi)以及排气门升程曲线(ye)的干涉余量变小，从而产生在进行跳跃或跳动这样的进气门iv或排气门ev的异常运动时与活塞干涉这种问题。由图5可知，容易产生干涉的曲轴转角并非是进气(排气)上止点，在即将达到进气(排气)上止点之前，排气门ev的ye和活塞顶面位置y的距离变得极短，在刚经过进气(排气)上止点之后，进气门iv的yi和活塞顶面位置y的距离变得极短。在此基础上，若产生进气排气门的异常运动，则这些距离进一步变短，因此，导致产生干涉。

另外，除此之外，进气(排气)上止点的各活塞位置(y′03、y′04)成为比压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置这会产生增大残留废气的量的作用。如以往那样，在进气(排气)上止点的活塞位置增高至压缩上止点的活塞位置为止时，从排气行程末期到进气行程初期活塞上升得高，因此，燃烧室容积减少，高温的燃烧气体在缸内残留的量减少。

相比之下，在本实施例中，进气(排气)上止点的活塞位置被设定在比压缩上止点低的位置，因此，从排气行程末期到进气行程初期的燃烧室容积增大而使得高温的残留废气的量增加，可以较高地维持燃烧室内的温度，从而可以充分得到内部egr效果。尤其是在燃烧室内的温度低的冷机运转状态下，可以借助大量的残留废气而增高燃烧室和缸内气体的温度，因此，可以减少尾气排放的效果增强。

如以上所论述的那样，通过将进气(排气)上止点处的活塞位置设定为比压缩上止点处的活塞位置低，由此，可得到以下的显著效果。

即，由于成为压缩上止点的活塞位置(y0)这样的较高的活塞位置，因此，可以将机械压缩比c或机械膨胀比e设定得大等，从而可以充分提高各种发动机性能。而且，即便设定在上述那样的较高的活塞位置，在压缩上止点，进气门iv、排气门ev不动作(升程不增加)而使关闭状态持续，因此，在原理上也不会产生活塞与进气门iv、排气门ev干涉的问题。

另一方面，在进气(排气)上止点，在其附近进行排气门ev的关闭动作以及进气门iv的打开动作，因此，在假设活塞位置如压缩上止点(y0)那样处于较高的位置时，这些进气门iv、排气门ev与活塞2可能会产生机械干涉，但如上所述，进气(排气)上止点的各活塞位置(y′03、y′04)处于比压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置，因此，可以避免这样的机械干涉。

尤其是，只要将进气(排气)上止点处的各活塞位置(y′03、y′04)设定为比进气门iv的升程量成为最大的升程位置(yimax)以及排气门ev的升程量成为最大的升程位置(yemax)低，即可得到如下的显著效果：即便在前述的进气排气门的开闭相位控制产生了故障的情况下，不论该相位如何，都可以防止进气排气门与活塞的干涉。

另外，进气(排气)上止点的各活塞位置(y′03、y′04)被设定在比压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置，因此，排气行程末期或进气行程初期的燃烧室容积增大，在缸内高温的残留废气的量增加，可以使燃烧室和缸内气体的温度增高，从而可以充分得到所谓内部egr效果。尤其是，在燃烧室和混合气体的温度低的冷机运转状态下，可以借助大量的残留废气而增高燃烧室和吸入混合气体的温度，因此，可以减少尾气排放的效果增强。

在此，如上所述，在控制相位α3，与控制相位α4相比，进气(排气)上止点处的活塞位置稍微变低，据此进而可得到以下那样的效果。即，在该控制相位α3，压缩行程lc3和膨胀行程le3相同、即机械压缩比c3＝机械膨胀比e3，而且，进气行程li3和排气行程lo3相同，从而成为一般的特性。

对于该一般的特性而言，虽然难以得到前述的控制相位α4那样的冷机时的减少尾气排放的效果，但是假定在包括高旋转在内的宽广旋转带使用。这是因为：在高旋转中，如上所述，经常产生排气门ev或进气门iv的跳跃或跳动这样的异常运动，但在控制相位α3处，稍微降低到进气(排气)上止点的活塞位置(y′03)，因此，即便在如上所述的情况下，也可以可靠地避免活塞与进气门iv、排气门ev的干涉。如以上所说明的那样，可以遍及整个控制范围即从控制相位α3到控制相位α4的范围防止活塞与进气门iv、排气门ev的机械干涉。而且，在有可能在宽广的旋转带使用的控制相位α3处，可以更有效地防止该机械干涉。

另外，在本实施例中，如图2所示，在相对于第一齿轮15被减速的一侧的大径的第二齿轮16上设置有叶片式的活塞位置变更机构6。因此，相对于在曲轴侧的小径的第一齿轮15上设置了活塞位置变更机构6的情况，可以增大设定叶片直径等，可以提高叶片变换动力，可以提高变换响应性，也可以提高耐负荷能力。

如以上所论述的那样，根据本实施例，利用可变压缩比机构，将进气(排气)上止点处的活塞位置设定为比压缩上止点处的活塞位置低，因此，可以使活塞顶面和进气排气门不干涉，或者可以充分得到内部egr效果。

实施例2

接着说明本发明的第二实施方式，在实施例1中在控制相位α3和控制相位α4之间控制叶片和控制轴的相对相位，但在实施例2中在控制相位α2和控制相位α3之间控制叶片和控制轴的相对相位，在这方面不同。

图3中的变换角αt为α3-α2(例如，222°-180°＝42°)，叶片由向滞后侧施力的施力弹簧施力。顺便说一下，在此，相对于实施例1，叶片变换角扩大，通过壳体的止动器部附近、叶片侧面部的削薄，可以扩大叶片变换角。另外，即便使叶片张数从4张减少到3张，也可以扩大变换角。而且，以滞后侧止动器和叶片抵接的最滞后位置(默认位置)与图4的α3的位置一致的方式设定叶片和控制轴的安装相位即可。

另外，在如上所述随着叶片的变换角的扩大而减少叶片张数等时，由叶片式的活塞位置变更机构6的液压产生的变换动力减少，担心变换响应性会恶化。但是，如上所述，由于在被减速的一侧的第二齿轮16上设置有叶片式的活塞位置变更机构6，因此，也可以适当地增大设定叶片直径等。由此，可以确保由活塞位置变更机构6产生的叶片变换动力，可以抑制变换响应性的降低和叶片保持能力的降低。

图7表示活塞位置变化特性，实线表示与实施例1的图4(c)的控制相位α3相同特性(α3特性)，但在本实施方式中为叶片转子21的最滞后(默认)位置处的特性。另外，图7的单点划线是图4(b)所示的控制相位α2的特性(α2特性)，其为本实施方式的叶片转子21的最提前位置处的特性。

图4(b)的控制相位α2也同样地，压缩上止点的活塞的位置(y02)与前述的y0大致相同，但进气下止点位置和膨胀下止点位置与控制相位α3不同。

即，如图7所示，由于lc2<le2，因此，机械压缩比c2<机械膨胀比e2，相对比d2＝le2÷lc2>1，这意味着机械膨胀比比机械压缩比相对大。

另外，通过与控制相位α3的对比来看，c2<c3，即机械压缩比小，e2>e3，即机械膨胀比大。

图8(a)～(d)表示控制相位α2处的机构姿势的变化。如上所述，由于lc2<le2，因此，机械压缩比c2<机械膨胀比e2、即相对比d2>1。而且，与图8(e)～(h)中记载的控制相位α3进行比较，lc2<lc3、le2>le3。

以下说明为什么成为这样的特性。对图8(b)、(f)所示的进气下止点姿势下的偏心凸轮部13的偏心旋转方向αc进行比较，图8(b)所示的控制相位α2处的αc2相对于图8(f)所示的控制相位α3处的αc3向逆时针方向(提前方向)进行相位变化。

即，偏心圆中心向左下方移动，由此，控制连杆14相对地向左下方拉下第二连结销11，以曲柄销9为支点使下连杆10沿逆时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置上升，因此，活塞2由上连杆7向上方推起。其结果是，lc2<lc3。

另一方面，若对图8(d)、(h)所示的膨胀下止点的姿势下的偏心凸轮部13的偏心旋转方向αe进行观察，则图8(d)所示的控制相位α2处的αe2相对于图8(h)所示的控制相位α3处的αe3同样地向逆时针方向(提前方向)变化。

即，偏心圆中心相对地向上方移动，由此，控制连杆14向右上方推起第二连结销11，以曲柄销9为支点使下连杆10沿顺时针方向旋转。由此，第一连结销8的位置降低，因此，活塞由上连杆7向下方拉下。其结果是，le2>le3。

即，图7所示的控制相位α3和控制相位α2的活塞位置变化特性的差异，根据由图8所示的偏心凸轮部13的偏心旋转方向的差异产生的连杆姿势的差异而生成。

接着，对与本实施例的发动机性能相关的效果进行说明。

在发动机预热后，活塞位置变更机构6的叶片转子21利用来自电磁切换阀32的控制液压变换到最提前位置而成为控制相位α2，在该相位下成为机械压缩比c2小、机械膨胀比e2大的特性。在此，由于机械膨胀比e2大，因此，可以增大燃烧压力推下活塞而做的功(膨胀功)，由此，例如在部分负荷运转区域可以降低油耗。

另一方面，在这样的发动机预热后的部分负荷运转区域存在如下的担忧：在机械压缩比高时，压缩上止点处的缸内气体温度增高而导致冷却损失增加，但如本实施方式那样，机械压缩比c2比较低，因此，通过抑制这样的冷却损失的产生，可以进一步降低油耗(提高热效率)。

另外，对于发动机高负荷而言，容易因该高机械压缩比而产生爆震等异常燃烧，但这也可以通过降低机械压缩比来避免。在此，在上述专利文献1(日本特开2002-276446号公报)的技术中，通过对机械压缩比进行降低控制，也可以防止爆震，但机械膨胀比也附带地降低，因膨胀功降低而伴随着油耗恶化和转矩降低。并且，会产生如下问题：随着由机械膨胀比的降低而引起的排气温度上升，导致催化剂热劣化。相比之下，在本实施例中，由于是高机械膨胀比，因此，可以避免这些问题。

然而，在本实施例中，若在冷机时也设为这样的活塞位置变化特性，则从尾气排放方面来看会产生不良情况。即，由于机械膨胀比e2大，因此，与膨胀功增加的量相应地，从发动机主体排出的废气温度降低，下游的催化剂的预热不推进，由催化剂带来的尾气排放转化性能降低。

并且，由于机械压缩比低，因此，在冷机时压缩上止点处的缸内气体温度也相对低，由于冷机时的燃烧差，因此，从发动机主体自身排出的尾气排放也增加。由于以上两个理由，因此会导致从催化剂下游的尾管向大气中排出的尾气排放增加。

于是，在本实施例中，在冷机时设为控制相位α3那样的通常的活塞位置变化特性。由此，在冷机时可以避免向大气中排出的尾气排放增加，并且，在预热后通过进行控制相位α2的变换，可以得到前述的油耗降低等效果。

另外，在冷机时和预热后之间的中间温度(预热中途)时，对活塞位置变更机构6的叶片转子21的旋转相位进行控制，并以越是低温越接近控制相位α3、越是高温越接近控制相位α2的方式进行控制。由此，可以按照各温度使油耗性能和尾气排放性能适当地平衡。例如，可以抑制尾气排放并且尽可能地降低油耗。

活塞位置变化特性如上所述，控制相位α2、控制相位α3都进行以曲轴转角720°为周期的周期性的动作，作为上止点，在曲轴转角为0°(720°)附近和360°附近出现两次。曲轴转角为360°附近的各上止点(y02、y03)成为进气门和排气门双方都完全被关闭的压缩上止点，成为与前述的y0实质上大致相同的位置。另一方面，曲轴转角0°附近的上止点是在其附近排气门关闭且进气门开始动作的进气(排气)上止点，此处的各活塞位置分别为y′02、y′03。

该进气(排气)上止点的各活塞位置(y′02、y′03)成为比压缩上止点处的活塞位置(y0)低的位置。这是为了：如图8的进气(排气)上止点姿势(a)、(e)所示，在控制相位α2和控制相位α3，曲柄销9、第一连结销8以及活塞销3都呈相反“く”形状地弯折而配置，并非是一条直线，通过该配置，活塞位置相比前述的压缩上止点的活塞位置(y0)而降低。

然而，在对该进气(排气)上止点进行观察时，在本实施例的情况下，通过图8(a)和图8(e)的比较可知，偏心凸轮部13相对于控制连杆14的偏心方向在控制相位α2和控制相位α3处于大致线对称的关系。因此，打开角自身是同等的。因此，第二销11的位置在控制相位α2和控制相位α3几乎不变。因此，这样一来进气(排气)上止点的各活塞位置就成为控制相位α2处的活塞位置(为y′02，降低δ2)和控制相位α3处的活塞位置(为y′03，降低δ3)，但成为两者大致相同的位置。

这样，进气(排气)上止点的各活塞位置(y′02、y′03)成为比压缩上止点(y0)低的位置且大致相同的位置这对于防止活塞2与进气门iv、排气门ev的机械干涉而言，在如后述那样控制器误动作的情况等下也极其有利。若以图7的进气(排气)上止点附近的曲轴转角进行观察，则在控制相位α2、控制相位α3，活塞2的顶面位置都相对于进气门iv的进气门升程位置(yi)和排气门ev的排气门升程位置(ye)向下方充分离开而难以干涉，这与实施例1相同。

因此，例如，在成为高旋转时，进气门iv、排气门ev容易产生跳跃或跳动这样的异常运动，但在该情况下也可以充分防止干涉，这也与实施例1相同。另外，在安装有近年来普及的、能够进行进气门iv、排气门ev的开闭相位控制、使升程量自身进行增大变化的可变气门机构的情况下，容易产生进气门iv、排气门ev与活塞的机械干涉。即便在如上所述的情况下，只要使用本实施例的可变压缩比机构即可有效防止进气门iv、排气门ev与活塞的机械干涉，这也与实施例1相同。

另外，在此，若假定使进气门iv、排气门ev的动作正时以曲轴转角错开了360°左右设定的情况进行观察，则较高的活塞位置(y0)成为进气(排气)上止点的活塞位置，图7的虚线所示的各曲轴转角处的进气门升程位置(yi)以及排气门升程位置(ye)与活塞顶面位置y的干涉余量变小，从而产生在进行跳跃或跳动这样的进气门iv或排气门ev的异常运动时活塞与进气排气门容易干涉这种问题。

另外，作为与上述问题不同的别的问题，从排气行程末期到进气行程初期，如上所述活塞上升得高，因此，燃烧室容积减少，高温的燃烧气体残留的量变少，不再能够得到前述的内部egr效果，即难以得到前述的冷机时减少排放效果和预热后的油耗降低效果等。

相比之下，在本实施例中，进气(排气)上止点的活塞位置被设定在比压缩上止点低的位置，因此，从排气行程末期到进气行程初期燃烧室容积增大而使得缸内的高温的残留废气的量增加，可以较高地维持燃烧室和缸内气体的温度，从而可以充分得到内部egr效果。例如，在燃烧室和吸入混合气体的温度低的运转状态下，可以借助大量的残留废气而增高它们的温度，因此，可以减少尾气排放的效果增强。另外，即便在预热后，利用该内部egr效果，也可以在部分负荷区域改善燃烧，而且，泵损失也因此而降低，因此，也可以进一步提高油耗效果。

另外，如本实施例那样，通过提高压缩上止点处的活塞位置并将进气(排气)上止点处的活塞位置设定得低，从而可得到以下的显著效果。

即，由于压缩上止点的活塞位置成为活塞位置(y0)这样的较高的活塞位置，因此，可以将机械压缩比c或机械膨胀比e设定得大，所以，可以充分提高各种发动机性能。例如，在部分负荷区域，通过较大的机械膨胀比e，可以进一步提高油耗效果。而且，即便设定在上述那样的较高的活塞位置，在压缩上止点，进气门iv、排气门ev不动作(升程不增加)而使关闭状态持续，因此，在原理上也不会产生活塞与进气门iv、排气门ev干涉的问题。

另一方面，在进气(排气)上止点，在其附近进行排气门ev的关闭动作以及进气门iv的打开动作，因此，在假设活塞位置如压缩上止点的活塞位置(y0)那样处于较高的位置时，这些进气门iv、排气门ev与活塞可能会产生机械干涉，但如上所述，进气(排气)上止点的活塞位置(y′02、y′03)处于比压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置，因此，可以避免这样的机械干涉。

另外，进气(排气)上止点的活塞位置被设定在比压缩上止点低的位置，因此，排气行程中的燃烧室容积增大而使得高温的残留废气的量增加，可以较高地维持燃烧室的温度，从而可以充分得到内部egr效果。例如，在燃烧室的温度低的运转状态下，可以借助大量的残留废气而较高地维持燃烧室的温度，因此，可以减少尾气排放的效果增强，另外，即便在预热后，利用该内部egr效果，也可以在部分负荷区域改善燃烧，而且，泵损失也因此而降低，因此，也可以进一步提高油耗效果。

在此，如上所述，在控制相位α2和控制相位α3，进气(排气)上止点处的活塞位置(y′02、y′03)大致为同一位置，因此，可以进一步得到以下那样的效果。即，在控制相位α2和控制相位α3具有大致相同的干涉余量。而且，即便是处于控制相位α2和控制相位α3的范围内的控制角度范围，也具有大致相同的干涉余量。因此，遍及整个可变控制范围而成为大致相同的干涉余量。

因此，在控制器产生故障而在本实施例那样的活塞行程控制(α角度控制)中造成异常的情况下，不论处于哪个控制位置都成为大致相同的干涉余量。因此，在控制器故障等异常时，也可以避免活塞与进气门、排气门的机械干涉的担忧。另外，即便在因驾驶员的变速错误等而产生了超转速(过度旋转)的情况下，也同样地可以抑制活塞与进气门、排气门产生机械干涉。

实施例3

接着，说明本发明的第三实施方式，在实施例1中，在控制相位α3和控制相位α4之间控制叶片和控制轴的相对相位，在实施例2中，在控制相位α2和控制相位α3之间控制叶片和控制轴的相对相位，但在实施例3中，在控制相位α1和控制相位α4之间控制叶片和控制轴的相对相位，在这方面不同。

图3中的变换角αt进一步变大为α4-α1(例如，240°-137°＝103°)。虽然也可以使叶片27的张数从4张减少到两张来进行变换角扩大，但在本实施方式中，作为活塞位置变更机构而使用日本特开2012-197755号公报(专利文献2)和日本特开2012-180816号公报(专利文献3)所记载那样的使用了电动式活塞位置变更机构的活塞位置变更机构。

根据上述两篇专利文献2、3中记载的活塞位置变更机构，成为通过电动马达的旋转而经由减速机构来变换凸轮轴和正时链轮的相位的机构，但在本实施方式中，代替该凸轮轴而使用控制轴12，代替正时链轮而使用第二齿轮16。通过如上所述构成，由此，来自叶片和壳体的干涉等机构布局的变换角的制约不再存在，如两篇专利文献2、3所记载的那样，仅通过止动凸部和止动凹部的关系即可进行最滞后和最提前的转动限制。

在本实施方式中，由此，将电动式的活塞位置变更机构的输出轴的最提前相位设定在控制相位α1、将最滞后相位设定在控制相位α4。另外，与第一实施例、第二实施例同样地，也设置有对控制轴12向滞后方向施力的施力机构。

图9表示活塞位置变化特性，虚线表示控制相位α4处的特性(最滞后)，这是与第一实施方式的图5的控制相位α4相同的特性，实线为控制相位α1处的特性(最提前)，与图4的控制相位α1对应。

由该图9可知，在控制相位α1的活塞位置变化特性中，压缩行程lc1充分减小，膨胀行程le1充分增大。因此，机械压缩比c1充分减小，机械膨胀比e1充分增大，成为相对比d1(e1÷c1)充分超过1的较大的值。

图10(a)～(d)表示控制相位α1处的机构姿势变化图，与图6、图8同样地，(a)表示进气(排气)上止点处的姿势、(b)表示进气下止点处的姿势、(c)表示压缩上止点处的姿势、(d)表示膨胀下止点处的姿势。

若对图10(b)所示的进气下止点姿势下的偏心凸轮部13的偏心旋转方向αc1进行观察，则成为与控制连杆14的方向大致相反的方向。因此，控制连杆14以及第二连结销11向大致最大限度左下方向被拉下，下连杆10以曲柄销9为中心沿逆时针方向变化到大致最大限度相位，伴随于此，第一连结销8向大致最大限度上方移动，因此，活塞2由上连杆7向大致最大限度上方推起。

由此，lc1充分小并且大致最大限度变小，成为lc1<lc2<lc3<lc4的关系。另一方面，若在图10(d)所示的膨胀下止点姿势下对偏心凸轮部13的偏心旋转方向αe1进行观察，则成为与控制连杆14的方向大致相同的方向。

因此，控制连杆14以及第二连结销11向大致最大限度右上方向被推起，下连杆10以曲柄销3为中心沿顺时针方向变化到大致最大边界相位。伴随着上述情况，第一连结销8向大致最大限度下方移动，因此，活塞2由上连杆7向大致最大限度下方拉下。由此，le1充分大并且大致最大限度地变大，成为le1>le2>le3>le4的关系。

即，相对比d1(＝le1/lc1)也充分大并且大致最大限度地变大、成为d1>d2>d3>d4的关系。这些特征如上所述因由偏心凸轮部13的偏心旋转方向引起的连杆姿势的差异而生成。

接着，说明与本实施例的发动机性能相关的效果。

例如，在内燃机的预热完成后的部分负荷运转时，偏心凸轮部13利用电动式的活塞位置变更机构变换到最提前位置，被控制在控制相位α1处的机械压缩比c1充分且大致最大限度地小、机械膨胀比e1充分且大致最大限度地大的特性。在此，由于机械膨胀比e1大致最大限度地大，因此，可以大致最大限度地增大燃烧压力推下活塞而做的功。

另一方面，在这样的预热完成后的部分负荷运转时，存在压缩上止点处的缸内气体温度过度增高而导致冷却损失增加的担忧，但如本实施例那样，机械压缩比c1能够大致最大限度地降低，因此，可以充分抑制产生这样的冷却损失。

另外，通过大致最小的机械压缩比c1，也可以充分抑制发动机高负荷下的爆震等异常燃烧，并且，通过大致最大的机械膨胀比e1，可以充分降低油耗。并且，通过大致最大的机械膨胀比e1，可以使废气温度(高负荷时的高温的废气)充分降低，并且可以充分抑制催化剂的热劣化。

通过以上那样的、足够的膨胀功和降低冷却损失，在预热完成后的部分负荷运转中，可以充分降低油耗(提高热效率)，在高负荷下，可以更充分地降低废气温度以防止催化剂热劣化。在此，在对相对比d1(＝e1÷c1)进行观察时，如上所述，相对比d1为超过了1的充分大的值，该相对比d1越大，意味着机械膨胀比相对地越高、机械压缩比相对地越低，可以看作表示油耗性能等中的前述效果的高低的指标。

另一方面，在冷机时，若假设设为这样的活塞位置变化特性(大致最小机械压缩比、大致最大机械膨胀比、大致最大相对比)，则从尾气排放方面来看会产生较大的不良情况。即，由于机械膨胀比e1大致最大，因此，与膨胀功充分增加相应地，导致从发动机主体排出的废气温度过度降低，后方气流的催化剂处的预热不推进而使得排放性能转化性能显著降低。

并且，由于机械压缩比大致最小，因此，在冷机时压缩上止点处的缸内气体温度过度降低而使得燃烧显著恶化，从发动机主体排出的尾气排放也显著增加。根据这些情况，从催化剂下游的尾管向大气中排放出的废气的尾气排放显著增加。

于是，在冷机时，如控制相位α4那样变换为机械压缩比c反而大、机械膨胀比e反而小的活塞位置变化特性。由此，与第一实施例同样地，利用燃烧改善以及废气温度的高温化的效果，可以大幅减少向大气中排出的尾气排放，并且与通常的一般的活塞位置变化特性(例如，控制相位α3那样的机械压缩比c＝机械膨胀比e的特性)相比，可以进一步减少尾气排放。即，相对比d4是比1低的值，该相对比d4越小，意味着膨胀比相对越小、压缩比相对越大，可以看作表示尾气排放性能好的程度的指标，这种情况如上所述。

根据上述情况，可以大致最大限度地降低预热后的油耗，并且，与第一实施例同样地也可以减少冷机时的尾气排放。该效果换句话说，在预热后可以将相对比提高至比1大的d1而提高油耗效果，在冷机时可以将相对比降低至比1小的d4而提高冷机时尾气排放性能。

另外，在冷机时和预热完成后之间的中间温度(预热中)时，将电动式的活塞位置变更机构的输出轴相位(偏心凸轮部13的相位)控制在高变换角，以越是低温越接近控制相位α4、越是高温越接近控制相位α1的方式进行控制。

由此，可以按照各温度使油耗性能和排放性能适当地平衡。在该情况下，使用可以进行难以受到温度的影响的高响应变换的电动式的活塞位置变更机构，因此，相对于液压式的活塞位置变更机构不存在变换滞后，可以得到稳定的效果。例如，可以在温度每次变化时稳定地降低尾气排放并且最大限度地降低油耗。

并且，在本实施例中，在过渡运转状态下，通过由电动式的活塞位置变更机构进行高响应、大变换角位置控制，也可以提高各种发动机性能，可以提高例如急加速时的过渡转矩。

另外，通过机械压缩比的降低可以提高耐爆震性这种情况如上所述，但随着机械压缩比的降低、吸入行程(≈压缩行程)倾向于降低而导致填充效率降低情况也被考虑。

因此，为了提高过渡转矩，需要抑制爆震并且尽可能地提高最大限度填充效率，所以，在加速过渡时也有时要求对机械压缩比适当进行修正控制以使过渡转矩迅速达到最大。

在此，在使用近年来逐渐增加的涡轮机等增压器的情况下，增压压力也进行过渡变化，因此，倾向于容易产生较大的爆震。因此，有时要求也对此进行考虑而迅速控制在可以抑制爆震并且尽可能地提高最大限度填充效率的机械压缩比。

针对这些要求，在本实施方式中，如上所述使用电动式的活塞位置变更机构，因此，不论发动机液压、发动机温度如何，都可以进行高响应的变换，所以，可以充分得到提高过渡转矩的效果。

另外，例如，即便在如上所述进行加速而到达高负荷区域后转移到了低负荷区域的情况下，也可以利用电动式的活塞位置变更机构迅速变更为高机械膨胀比，因此，也可以快速得到油耗效果。

如上所述，通过以高响应使大变换角的活塞位置变更机构动作，可以提高各种发动机性能。

另外，与实施例1、实施例2同样地，活塞位置变化特性如上所述，在控制相位α1、控制相位α4都进行以曲轴转角720°为周期的周期性的动作，作为上止点，在曲轴转角为0°(720°)附近和360°附近出现两次。曲轴转角为360°附近的上止点成为进气门和排气门双方都完全被关闭的压缩上止点，压缩上止点的活塞位置也与前述的y0大致同等。另一方面，曲轴转角为0°附近的上止点成为排气门被关闭且进气门开始动作的进气(排气)上止点的活塞位置(y′01、y′04)。

该进气(排气)上止点的各活塞位置(y′01、y′04)成为比压缩上止点的活塞位置(y0)低的位置。这是为了：如图10(a)、图6(a)的进气(排气)上止点姿势所示，在控制相位α1和控制相位α4，曲柄销9、第一连结销8以及活塞销3都呈相反“く”形状地弯折而配置，并非是一条直线，通过该配置，活塞位置相比前述的压缩上止点的活塞位置(y0)而降低。

但是，在本实施例的情况下，偏心凸轮部13相对于控制连杆14的偏心方向在控制相位α1和控制相位α4不同。在此，打开角自身在控制相位α1时更大而接近180°。因此，控制相位α1处的进气(排气)上止点的活塞位置(为y′01，降低δ1)比控制相位α4处的活塞位置(为y′04，降低δ4)稍高，但与压缩上止点的活塞位置(y0)相比充分降低。

若对从控制相位α1到控制相位α4之间的进气(排气)上止点处的活塞位置的变化进行观察，则成为活塞位置(为y′01，降低δ1)、活塞位置(为y′02，降低δ2)、活塞位置(为y′03，降低δ3)、活塞位置(为y′04，降低δ4)，在整个控制范围，比压缩上止点的活塞位置(y0)低。

因此，例如，在成为高旋转时，进气门iv、排气门ev容易产生跳跃或跳动这样的异常运动，但在该情况下也可以充分防止进气门iv、排气门ev与活塞干涉。另外，在安装有近年来普及的、能够进行进气门iv、排气门ev的开闭相位控制、使升程量自身进行增大变化的可变气门机构的情况下，进气门iv、排气门ev与活塞容易产生机械干涉。即便在如上所述的情况下，只要使用本实施例的可变压缩比机构即可有效防止进气门iv、排气门ev与活塞的机械干涉。而且，在整个控制范围可得到这些效果。

另外，在本实施例中，进气(排气)上止点的活塞位置被设定在比压缩上止点的活塞位置低的位置，因此，排气行程中的燃烧室容积增大而使得高温的残留废气的量增加，可以较高地维持燃烧室的温度，从而可以充分得到内部egr效果。例如，在燃烧室的温度低的运转状态下，可以借助大量的残留废气而较高地维持燃烧室的温度，因此，可以减少尾气排放的效果增强。

并且，若细微地进行观察，则控制相位α1处的、超低机械压缩比且超高膨胀比的进气(排气)上止点的活塞位置(为y′01，降低δ1)，如上所述比压缩上止点的活塞位置(y0)低，但是在整个控制范围中成为最高的位置。由此，可得到以下的效果。

即，在控制相位α1，是超低机械压缩比且超高膨胀比，油耗效果高，但吸入行程倾向于随着压缩行程lc1的降低而降低。因此，吸入空气量被限制而难以将油耗好的控制相位α1的控制区域向高负荷(高转矩)侧这种课题被考虑。

相比之下，在本实施例中，由于进气(排气)上止点的活塞位置(y′01)被设定为稍高，因此，吸入行程稍微增加为li1，所以，可以将油耗好的控制相位α1的控制区域向高负荷(高转矩)侧扩大。

另一方面，基于控制相位α1进行的控制根据前述的吸入进气量的制约原本在极端的高旋转区域不使用，因此，即便不使进气(排气)上止点的活塞位置(y′01)相对于压缩上止点的活塞位置(y0)极端降低，也可以有效地防止进气门iv、排气门ev与活塞的机械干涉。

实施例4

接着说明本发明的第四实施方式，在本实施例中变更了可变压缩比机构中的连杆机构，在与控制轴12的偏心凸轮部13连结的控制连杆14上设置有第一连结销8和第二连结销11这两个连结销，在这些方面等与实施例1至实施例3不同。

即，该连杆机构5由上连杆7、控制连杆14以及下连杆10构成，所述上连杆7经由活塞销3与活塞2连结，所述控制连杆14经由第一连结销8能够摆动地与上连杆7连结并且能够摆动地与控制轴12的偏心凸轮部13连结，所述下连杆10经由第二连结销11能够摆动地与控制连杆14连结并且能够旋转地与曲轴4的曲柄销9连结。

而且，曲轴4的旋转与实施例1至实施例3同样地，经由第一齿轮15减速到一半的角速度而被传递到第二齿轮16(控制轴12)。该第二齿轮16和控制轴12能够利用与实施例1至实施例3相同的活塞位置变更机构6来改变相对旋转相位。

图11表示活塞2的进气(排气)下止点附近的姿势、即曲柄销9朝向正上方的位置。在此，偏心凸轮部13的偏心旋转方向为大致正上方，曲柄销9、第二连结销11、活塞销3大致在一条直线上朝向正上方。

该偏心凸轮部13的偏心方向处于大致正上方，由此，控制连杆14以第二连结销11为支点沿逆时针方向转动，因此，第一连结销8向下方移动，上连杆7拉下活塞2。由此，在进气(排气)上止点附近，活塞2的位置为比较低的位置(y′0)。

在曲轴4从该状态沿顺时针方向旋转360°时，曲柄销9再次处于正上方的位置，另外，偏心凸轮部13沿逆时针方向旋转180°，在其附近成为压缩上止点的活塞位置(y0)。即，活塞位置如图11的单点划线所示上升至最上方位置(y0)。这是因为：该偏心凸轮部13的偏心方向为正下方，控制连杆14以第二连结销11为支点沿顺时针方向转动，因此，第一连结销8向上方移动而使得上连杆7推起活塞2。

这样一来，在本实施例中，也与实施例1至实施例3同样地，可以将进气(排气)上止点处的活塞位置(y′0)设定为比压缩上止点的活塞位置(y0)低，可以确保较高的压缩比或膨胀比，并且，从排气行程末期到进气行程初期可以有效地防止进气门iv、排气门ev与活塞的机械干涉。另外，只要能够由活塞位置变更机构进行相位变换，就可以使机械压缩比和机械膨胀比双方变化，这也与实施例1至实施例3相同。

另外，与实施例1至实施例3同样地，可以将进气(排气)上止点处的活塞位置(y′0)设定为比压缩上止点的活塞位置(y0)低，同样地可以提高内部egr效果。

本发明并不限于上述各实施方式的结构，例如在各实施方式中示出了单缸的内燃机，但也可以应用于2气缸、3气缸以及4气缸等多缸的内燃机。在该情况下，可以利用单个或多个活塞位置变更机构来改变所有气缸的活塞动作特性，因此，可以将所有气缸控制在所希望的机械压缩比、机械膨胀比。

而且，构成如下结构：利用可变压缩比机构，将进气(排气)上止点处的活塞位置设定为比压缩上止点处的活塞位置低。由此，在为了成为高机械压缩比而提高了压缩上止点的活塞位置的情况下，通过在排气行程中将进气(排气)上止点处的活塞位置设定得低，从而可以使活塞顶面和进气排气门不干涉，或者可以充分得到内部egr效果。

另外，在实施例中，作为从活塞到曲轴为止的传递机构而示出了两个活塞位置变更机构，但该机构的结构在不脱离本发明的主旨的范围内适当选择即可，并非特别限定。另外，作为将曲轴4的旋转减速到一半的角速度并传递到偏心凸轮部13(控制轴12)的减速机构，示出了一对第一、第二齿轮15、16的例子，但并不限于此。

另外，在各实施方式中，曲轴4的旋转方向和偏心凸轮部13的旋转方向相反，但也可以相同。例如，也可以将曲轴4侧的第一齿轮15的旋转经由同步带(正时链)减速到一半的角速度并传递到偏心凸轮部13侧的第二齿轮16。在该情况下，曲轴4的旋转方向和偏心凸轮部13的旋转方向相同，相对于曲轴4的旋转角(横轴)的活塞位置变化特性(纵轴)左右颠倒，但可以实现本发明的主旨。

如以上所说明的那样，只要处于不脱离本发明的主旨的范围内，则结构并未特别限定。

如以上所论述的那样，根据本发明，利用可变压缩比机构，将进气(排气)上止点处的活塞位置设定为比压缩上止点处的活塞位置低，因此，可以起到如下效果：可以使活塞顶面和进气排气门不干涉，或者可以充分得到内部egr效果。

另外，根据上述实施方式可以掌握的权利要求以外的技术思想具有各种各样的技术思想，以下记载代表性的技术思想。

(1)一种内燃机的压缩比调节装置，具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的行程位置变化，从而能够变更机械压缩比以及机械膨胀比，其特征在于，可变压缩比机构在可变压缩比机构的整个可变范围将进气(排气)上止点处的活塞位置设定在大致同一位置。

(2)一种内燃机的压缩比调节装置，具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的行程位置变化，从而能够变更机械压缩比以及机械膨胀比，其特征在于，可变压缩比机构具有：第一连杆，所述第一连杆的一端经由活塞销与活塞连结；第二连杆，所述第二连杆经由第一连结销能够旋转地与第一连杆的另一端连结，并且，能够旋转地与曲轴的曲柄销连结；控制轴，所述控制轴相对于曲轴以1/2的角速度旋转；偏心轴部，所述偏心轴部设置于控制轴，相对于控制轴的旋转轴心偏心；第三连杆，所述第三连杆的一端经由第二连结销与第二连杆连结，并且，另一端能够旋转地与偏心轴部连结；以及相对位移机构，所述相对位移机构能够变更偏心轴部相对于控制轴的轴心的偏心方向，压缩上止点处的偏心轴部的轴心被设定为相比控制轴的轴心处于与第二连结销相反的一侧，并且，排气上止点处的偏心轴部的轴心被设定为相对于控制轴的轴心处于第二连结销侧，并且，可变压缩比机构在内燃机冷机起动时，将活塞的进气下止点处的活塞位置设定在与膨胀下止点处的活塞位置大致相同的位置，或者将进气下止点处的活塞位置设定为比膨胀下止点处的活塞位置低。

(3)一种内燃机的压缩比调节装置，具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使冲程式内燃机中的活塞的行程位置变化，从而能够变更机械压缩比以及机械膨胀比，其特征在于，可变压缩比机构具有：第一连杆，所述第一连杆的一端经由活塞销与活塞连结；第二连杆，所述第二连杆经由第一连结销能够旋转地与第一连杆的另一端连结，并且，能够旋转地与曲轴的曲柄销连结；控制轴，所述控制轴相对于曲轴以1/2的角速度旋转；偏心轴部，所述偏心轴部设置于控制轴，相对于控制轴的旋转轴心偏心；第三连杆，所述第三连杆的一端经由第二连结销与第二连杆连结，并且，另一端能够旋转地与偏心轴部连结；以及相对位移机构，所述相对位移机构能够变更偏心轴部相对于控制轴的轴心的偏心方向，压缩上止点处的偏心轴部的轴心被设定为相比控制轴的轴心处于与第二连结销相反的一侧，并且，排气上止点处的偏心轴部的轴心被设定为相对于控制轴的轴心处于第二连结销侧，并且，可变压缩比机构将进气(排气)上止点处的活塞的顶面的位置设定在比进气门的最大升程靠下侧的位置。

另外，本发明并不限于上述实施例，可以包含各种各样的变形例。例如，上述实施例为了容易理解地说明本发明而详细地进行了说明，但并不限定于必须具有已说明的全部结构。另外，可以将某实施例的结构的一部分替换为其他实施例的结构，另外，也可以在某实施例的结构上增加其他实施例的结构。另外，针对各实施例的结构的一部分，可以进行其他结构的追加、删除、替换。

本发明也可以如下所述构成。

(1)一种内燃机的压缩比调节装置，其中，

具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的行程位置变化，从而能够变更机械压缩比以及机械膨胀比，

所述可变压缩比机构将所述活塞的排气上止点处的活塞位置设定为比所述活塞的压缩上止点处的活塞位置低。

(2)在(1)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以在所述可变压缩比机构的整个可变范围将所述排气上止点处的活塞位置设定为比所述活塞的所述压缩上止点处的活塞位置低。

(3)在(1)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以将所述活塞的进气下止点处的活塞位置和膨胀下止点的活塞位置设定在不同的位置。

(4)在(3)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以使机械压缩比和机械膨胀比分别单独变更。

(5)在(3)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以将所述活塞控制在进气行程和排气行程变为相同的状态、或者压缩行程和膨胀行程变为相同的状态，在该状态下将所述排气上止点处的活塞位置设定为比所述压缩上止点处的活塞位置低。

(6)在(1)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以在所述内燃机冷机起动时将所述活塞的进气下止点处的活塞位置设定在与膨胀下止点处的活塞位置大致相同的位置，或者将所述膨胀下止点处的活塞位置设定为比所述进气下止点处的活塞位置高。

(7)在(1)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以在驱动力未作用于所述可变压缩比机构的情况下将所述活塞的进气下止点处的活塞位置设定在与膨胀下止点处的活塞位置大致相同的位置，或者设定为所述膨胀下止点处的活塞位置比所述进气下止点处的活塞位置高的位置。

(8)在(7)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以在驱动力未作用于所述可变压缩比机构的情况下利用施力部件将所述进气下止点处的活塞位置设定在与所述膨胀下止点处的活塞位置大致相同的位置，或者设定为所述膨胀下止点处的活塞位置比所述进气下止点处的活塞位置高的位置。

(9)在(1)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以在可变压缩比机构的整个可变范围将所述排气上止点处的活塞位置设定在大致同一位置。

(10)一种内燃机的压缩比调节装置，其中，

所述内燃机的压缩比调节装置具有可变压缩比机构，所述可变压缩比机构通过使四冲程式内燃机中的活塞的行程位置变化，从而能够变更机械压缩比以及机械膨胀比，

所述可变压缩比机构具有：

第一连杆，所述第一连杆的一端经由活塞销与所述活塞连结；

第二连杆，所述第二连杆经由第一连结销能够旋转地与该第一连杆的另一端连结，并且，能够旋转地与曲轴的曲柄销连结；

控制轴，所述控制轴相对于所述曲轴以1/2的角速度旋转；

偏心轴部，所述偏心轴部设置于所述控制轴，相对于所述控制轴的旋转轴心偏心；

第三连杆，所述第三连杆的一端经由第二连结销与所述第二连杆连结，并且，另一端能够旋转地与所述偏心轴部连结；以及

相对位移机构，所述相对位移机构能够变更所述偏心轴部相对于所述控制轴的轴心的偏心方向，

压缩上止点处的所述偏心轴部的轴心被设定为相比所述控制轴的轴心处于与所述第二连结销相反的一侧，并且，排气上止点处的所述偏心轴部的轴心被设定为相对于所述控制轴的轴心处于所述第二连结销侧。

(11)在(10)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以在所述可变压缩比机构的整个可变范围，所述压缩上止点处的所述偏心轴部的轴心相比所述控制轴的轴心处于与所述第二销相反的一侧，并且，所述排气上止点处的所述偏心轴部的轴心相对于所述控制轴的轴心被设定在第二销侧。

(12)在(10)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

可变压缩比机构也可以在内燃机冷机起动时将活塞的进气下止点处的活塞位置设定在与膨胀下止点处的活塞位置大致相同的位置，或将进气下止点处的活塞位置设定为比膨胀下止点处的活塞位置低。

(13)在(10)所述的内燃机的压缩比调节装置中，

所述可变压缩比机构也可以将进气(或排气)上止点处的活塞的顶面的位置设定在比进气门的最大升程靠下侧的位置。

以上，仅说明了本发明的几个实施方式，但对于本领域技术人员来说能够容易地理解只要不实质上脱离本发明的新的教导和有利之处即可对例示的实施方式进行多种多样的变更或改良。因此，意图将进行了那样的变更或改良的实施方式也包含在本发明的技术范围内。也可以任何组合上述实施方式。

本申请要求2015年4月17日提出的日本专利申请第2015-084876号的优先权。包括2015年4月17日提出的日本专利申请第2015-084876号的说明书、权利要求书、附图、以及摘要在内的全部公开内容通过参照而作为整体被引入本申请中。

附图标记说明

01内燃机、02气缸体、03缸膛、1活塞位置可变机构、2活塞、3活塞销、4曲轴、5连杆机构、6相位变更机构、7上连杆(第一连杆)、8第一连结销、9曲柄销、10下连杆(第二连杆)、11第二连结销、12控制轴、13偏心凸轮部、14控制连杆(第三连杆)、15第一齿轮(驱动旋转体)、16第二齿轮(从动旋转体)。