内燃机的控制系统的制作方法

文档序号:13683549
内燃机的控制系统的制作方法

本发明涉及具有可变压缩比机构的内燃机的控制系统。



背景技术:

以往,开发了变更内燃机的机械压缩比的机构即可变压缩比机构。例如,在专利文献1和2中公开了通过调整可变长度连杆的有效长度来变更机械压缩比的可变压缩比机构。在这样的可变压缩比机构中,若加长可变长度连杆的有效长度则机械压缩比变高,若减短可变长度连杆的有效长度则机械压缩比变低。

另外,在专利文献3中公开了以下技术:内燃机的内燃机旋转速度越高则越提前进气门的关闭正时,由此内燃机的内燃机旋转速度越高则使导入到汽缸内的空气量即空气填充量越多。

在先技术文献

专利文献

专利文献1:日本特开2016-118181号公报

专利文献2:国际公开第2014/019683号

专利文献3:日本特开2009-228674号公报



技术实现要素:

发明要解决的问题

在使用了可变长度连杆的可变压缩比机构中,例如专利文献1所记载的构成那样,存在将可变长度连杆设为具有连杆主体、偏心部件、液压活塞机构以及切换机构的构成的情况。在该情况下,偏心部件可转动地安装于连杆主体的小端部,另外,在该连杆主体设置有液压活塞机构。液压活塞机构具有形成于连杆主体的液压缸和在该液压缸内滑动的液压活塞。并且,通过液压活塞在液压缸内滑动从而偏心部件转动,其结果,可变长度连杆中的活塞销的相对于曲轴销的位置变化,从而该可变长度连杆的有效长度变化。另外,通过切换机构对工作油相对于液压活塞机构的流动进行切换,从而液压缸内的液压活塞的位置变化。

更详细而言,在将内燃机的机械压缩比(以下有时也简称为“压缩比”)设为预定的高压缩比时,通过切换机构容许工作油向液压缸内的流入且切断工作油从该液压缸内的流出。这样一来,工作油填充于液压缸内,从而成为在该液压缸内液压活塞上升了的状态。由此,偏心部件转动使得活塞销的位置成为从曲轴销离开的位置,其结果,成为可变长度连杆的有效长度相对地变长的状态。另一方面,在将内燃机的压缩比设为预定的低压缩比时,通过切换机构切断工作油向液压缸内的流入且容许工作油从该液压缸内的流出。这样一来,从液压缸内排出工作油,从而成为在该液压缸内液压活塞下降至该液压缸的底面的状态。由此,偏心部件转动使得活塞销的位置成为接近曲轴销的位置,其结果,成为可变长度连杆的有效长度相对地短的状态。

另外,在上述那样的构成的可变长度连杆中,在活塞在汽缸内往复运动所产生的惯性力的作用以及燃料在汽缸内所产生的燃烧压力的作用下,其有效长度被变更。即,在将压缩比从预定的低压缩比变更为预定的高压缩比时,容许工作油向液压缸内的流入且切断工作油从该液压缸内的流出,因此,通过活塞在汽缸内往复运动所产生的向上的惯性力的作用,工作油流入液压缸内,并且在该液压缸内液压活塞上升。由此,可变长度连杆的有效长度变长。另一方面,在将压缩比从预定的高压缩比变更为预定的低压缩比时,切断工作油向液压缸内的流入且容许工作油从该液压缸内的流出,因此,通过活塞在汽缸内往复运动所产生的向下的惯性力的作用以及燃料燃烧所产生的燃烧压力的作用,工作油从液压缸内流出,在该液压缸内液压活塞下降。由此,可变长度连杆的有效长度变短。

在此,在内燃机的压缩比为预定的低压缩比的情况下,像上述那样,成为工作油从液压缸内排出而在该液压缸内液压活塞下降至该液压缸的底面的状态。另外,通过切换机构切断工作油向液压缸内的流入。然而,当内燃机的内燃机旋转速度变大从而活塞在汽缸内往复运动所产生的向上的惯性力变大时,在汽缸内,向可变长度连杆的有效长度变长的方向施加于活塞的载荷变大。因此,即使内燃机的压缩比为预定的低压缩比而成为工作油向液压缸内的流入被切断的状态,也存在如下情况:当内燃机的内燃机旋转速度变大时,在汽缸内对活塞向可变长度连杆的有效长度变长的方向施加的载荷变大,与此相伴,在压缩上止点的前后液压活塞在该液压缸内从该液压缸的底面浮起。而且,若发生这样的液压缸内的液压活塞的浮起,则在压缩上止点后燃料在汽缸内燃烧时,受到该燃烧压力的作用而在汽缸内对活塞施加可变长度连杆的有效长度变短的方向上的载荷,与此相伴,在液压缸内浮起了的液压活塞被推下。此时,有可能因液压活塞与液压缸的底面碰撞而产生噪声。

本发明是鉴于如上所述的课题而完成的,其目的在于,在具有使用了可变长度连杆的可变压缩比机构的内燃机中,降低压缩比为预定的低压缩比时所产生的噪声。

用于解决问题的技术方案

本发明的内燃机的控制系统是具有可变压缩比机构的内燃机的控制系统,所述内燃机具有在汽缸内点燃混合气的火花塞,所述可变压缩比机构是如下机构:具有能够调整自身的有效长度的可变长度连杆,通过调整所述可变长度连杆的有效长度来变更内燃机的机械压缩比,所述可变长度连杆具有连杆主体、可转动地安装于所述连杆主体的小端部的偏心部件、设置于所述连杆主体的液压活塞机构以及对工作油相对于所述液压活塞机构的流动进行切换的切换机构,在所述连杆主体的小端部形成有作为圆柱状的开口部的套筒收纳开口,所述偏心部件具有能转动地收纳于在所述连杆主体形成的所述套筒收纳开口内的套筒,该套筒将活塞销以从所述套筒收纳开口的轴心偏心的状态支承,所述偏心部件构成为当所述偏心部件转动时,所述套筒收纳开口内的所述活塞销的位置相对地变化,所述液压活塞机构具有形成于所述连杆主体的液压缸和在所述液压缸内滑动的液压活塞,构成为通过所述液压活塞在所述液压缸内滑动从而所述偏心部件转动,所述可变长度连杆构成为:在所述可变压缩比机构将机械压缩比设为定的高压缩比时,通过所述切换机构使得容许工作油向所述液压缸内的流入且切断工作油从所述液压缸内的流出,由此成为工作油填充到所述液压缸内而在所述液压缸内所述液压活塞上升了的状态,与此相伴地,所述偏心部件的所述套筒收纳开口内的所述活塞销的位置成为从曲轴销离开的位置,由此成为所述可变长度连杆的有效长度相对长的状态;另一方面,在所述可变压缩比机构将机械压缩比设为预定的低压缩比时,通过所述切换机构使得切断工作油向所述液压缸内的流入且容许工作油从所述液压缸内的流出,由此成为工作油从所述液压缸内排出而在所述液压缸内所述液压活塞下降至该液压缸的底面的状态,与此相伴地,所述偏心部件的所述套筒收纳开口内的所述活塞销的位置成为接近所述曲轴销的位置,由此成为所述可变长度连杆的有效长度相对短的状态,所述控制系统具备点火正时控制部,该点火正时控制部在机械压缩比由所述可变压缩比机构设为了所述预定的低压缩比时,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,与内燃机旋转速度小于所述预定旋转速度的情况相比使所述火花塞的点火正时延迟,以使得与内燃机旋转速度小于所述预定旋转速度的情况相比所述点火正时远离MBT(Minimum advance for the Best Torque,最大转矩时最小点火提前角)。

在本发明中,当内燃机的压缩比设为了预定的低压缩比时,在可变长度连杆的液压活塞机构中,成为工作油从液压缸内排出而液压活塞下降至该液压缸的底面的状态。此时,通过切换机构切断工作油向液压缸内的流入。然而,当内燃机的内燃机旋转速度变大从而活塞在汽缸内往复运动所产生的向上的惯性力变大时,液压活塞有可能在液压缸内从该液压缸的底面浮起。而且,当燃料燃烧从而产生了燃烧压力时,在液压缸内,浮起了的液压活塞被推下,该液压活塞有可能与该液压缸的底面碰撞。

于是,在本发明中,在由可变压缩比机构将压缩比设为了预定的低压缩比时,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,通过点火正时控制部使火花塞的点火正时比内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况延迟。由此,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,将点火正时调整为比内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况远离MBT的正时。在此,预定旋转速度可以是,以活塞在汽缸内往复运动所产生的向上的惯性力变大为起因,有可能在液压活塞机构的液压缸内发生液压活塞的浮起的内燃机旋转速度的阈值。

即使在液压缸内发生了液压活塞的浮起,然而随着点火正时延迟而远离MBT,其浮起量越来越小,之后在液压缸内液压活塞被推下。因此,在由可变压缩比机构将机械压缩比设为了预定的低压缩比时,如上所述,根据内燃机旋转速度来调整点火正时,从而即使内燃机旋转速度为预定旋转速度以上、在液压活塞机构的液压缸内发生了液压活塞的浮起,也能够进一步减小浮起了的液压活塞被推下而与液压缸的底面碰撞时的该液压活塞的速度。因此,能够降低因液压活塞与液压缸的底面碰撞所产生的噪声。

另外,本发明的内燃机的控制系统还可以进一步具备空气填充量控制部,空气填充量控制部在由可变压缩比机构将压缩比设为了预定的低压缩比时,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,使填充到内燃机的汽缸内的空气填充量较之内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况增加。

即使活塞在汽缸内往复运动所产生的向上的惯性力变大,而对该活塞向可变长度连杆的有效长度变长的方向施加的载荷变大,当填充到汽缸内的空气填充量增加时,该活塞也难以向该可变长度连杆的有效长度变长的方向位移。因此,通过增加填充到汽缸内的空气填充量,能够减小液压活塞机构的液压缸内的液压活塞的浮起量。因此,能够进一步降低液压活塞与液压缸的底面碰撞所产生的噪声。

另外,在本发明中,也可以是,在由可变压缩比机构将压缩比设为了预定的低压缩比时,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,内燃机旋转速度越大则点火正时控制部使点火正时越延迟。另外,在本发明中,也可以是,在由可变压缩比机构将压缩比设为了预定的低压缩比时,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,内燃机旋转速度越大则空气填充量控制部越增多填充到内燃机的汽缸内的空气填充量。根据这些,能够进一步提高液压活塞与液压缸的底面碰撞所产生的噪声的降低效果。

发明的效果

根据本发明,在具有使用了可变长度连杆的可变压缩比机构的内燃机中,能够降低压缩比为预定的低压缩比时的噪声。

附图说明

图1是表示本发明的实施例的内燃机的概略构成的图。

图2是表示本发明的实施例的可变长度连杆的概略构成的第一图。

图3是表示本发明的实施例的可变长度连杆的概略构成的第二图。

图4是表示本发明的实施例的处于第一状态时的切换机构的情形的图。

图5是表示本发明的实施例的处于第二状态时的切换机构的情形的图。

图6是表示本发明的实施例的、因活塞在汽缸内往复运动而作用于该活塞的惯性力与内燃机的压缩比为第2压缩比时的第1缸体内的第1活塞的浮起量的变迁的图。

图7是表示本发明的实施例1的点火正时延迟控制的控制流程的流程图。

图8是表示本发明的实施例1的、点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig与内燃机旋转速度Ne的关系的图。

图9是表示本发明的实施例2的点火正时延迟控制、空气填充量增加控制以及燃料喷射量增加控制的控制流程的流程图。

图10是表示本发明的实施例2的、空气填充量增加控制中的节气门的开度增加量Δdth与内燃机旋转速度Ne的关系的图。

图11是表示本发明的实施例2的、燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf与内燃机旋转速度Ne的关系的图。

图12是表示本发明的实施例的变形例的可变长度连杆的概略构成的第一图。

图13是表示本发明的实施例的变形例的可变长度连杆的概略构成的第二图。

附图标记说明

1 内燃机

5 活塞

6 可变长度连杆

8 火花塞

21 活塞销

22 曲轴销

31 连杆主体

33 第1活塞机构

33a 第1缸体

33b 第1活塞

34 第2活塞机构

34a 第2缸体

34b 第2活塞

42 套筒收纳开口

32 偏心部件

32a 套筒

35 切换机构

75 切换阀

100 ECU

101 空气流量计

102 节气门

103 燃料喷射阀

300 汽缸

310 连杆主体

320 偏心部件

320a 套筒

330 活塞机构

330a 缸体

330b 活塞

350 切换机构

420 套筒收纳开口

600 可变长度连杆

具体实施方式

以下,基于附图对本发明的具体实施方式进行说明。除非另外指出,否则发明的技术范围不限于本实施例所记载的构成部件的尺寸、材质、形状、其相对配置等。

<实施例1>

图1是表示本实施例的内燃机的概略构成的图。图1所示的内燃机1是具有多个汽缸300的4冲程循环的火花点火式内燃机。此外,在图1中,为了便于图示仅示出多个汽缸300中的一个汽缸。

内燃机1具备曲轴箱2、汽缸体3以及汽缸盖4。曲轴200旋转自由地收纳于曲轴箱2。在汽缸体3形成有圆柱状的汽缸300。活塞5滑动自由地收纳于该汽缸300内。活塞5与曲轴200通过可变长度连杆6连结。此外,后述可变长度连杆6的构成。在汽缸盖4形成有进气通道11和排气通道14。而且,汽缸盖4设有用于开闭燃烧室7中的进气通道11的开口端的进气门9和用于驱动该进气门9开闭的进气凸轮轴10。另外,汽缸盖4设有用于开闭燃烧室7中的排气通道14的开口端的排气门12和用于驱动该排气门12开闭的排气凸轮轴13。而且,汽缸盖4设有用于使燃烧室7内的混合气着火的火花塞8和将燃料喷射到进气通道11内的燃料喷射阀103。另外,在内燃机1中,在与各汽缸的进气通道11连通的进气通路(图示略)设有节气门102。节气门102通过变更进气通路内的通路截面积来调整内燃机1的吸入空气量。

在此,可变长度连杆6,在其小端部通过活塞销21与活塞5连结,并且在其大端部与曲轴200的曲轴销22连结。该可变长度连杆6能够变更从活塞销21的轴心到曲轴销22的轴心的距离、即有效长度。当可变长度连杆6的有效长度相对地变长时,从曲轴销22的轴心到活塞销21的轴心的长度变长,因此,如图1中的实线所示,活塞5处于上止点时的燃烧室7的容积相对地变小。另一方面,当可变长度连杆6的有效长度相对地变短时,从曲轴销22的轴心到活塞销21的轴心的长度变短,因此,如图1中的虚线所示,活塞5处于上止点时的燃烧室7的容积相对地变大。此外,即使可变长度连杆6的有效长度像上述那样变化,活塞5的冲程量也不变化,因此活塞5位于上止点时的缸内容积(燃烧室的容积)与活塞5位于下止点时的缸内容积的比(即,机械压缩比)变化。

(可变长度连杆的构成)

在此,基于图2和图3对本实施例的可变长度连杆6的构成进行说明。图2和图3是表示本实施例的可变长度连杆6的概略构成的图。图2示出了内燃机1的压缩比为预定的高压缩比(后述的第1压缩比)时的可变长度连杆6的情形。图3示出了内燃机1的压缩比为预定的低压缩比(后述的第2压缩比)时的可变长度连杆6的情形。可变长度连杆6具备连杆主体31、可转动地安装于连杆主体31的偏心部件32、设置于连杆主体31的第1活塞机构33、设置于连杆主体31的第2活塞机构34以及对工作油向这两个活塞机构33、34的流动进行切换的切换机构35。

关于连杆主体31,在其一方的端部具有收纳曲轴200的曲轴销22的曲轴收纳开口41,在另一方的端部具有收纳后述的偏心部件32的套筒32a的套筒收纳开口42。曲轴收纳开口41比套筒收纳开口42大,因此将设置有曲轴收纳开口41的一侧的连杆主体31的端部称为大端部31a。另外,将设置有套筒收纳开口42的一侧的连杆主体31的端部称为小端部31b。

此外,在本说明书中,将穿过曲轴收纳开口41的轴心(即,收纳于曲轴收纳开口41的曲轴销22的轴心)和套筒收纳开口42的轴心(即,收纳于套筒收纳开口42的套筒32a的轴心)的假想直线X称为可变长度连杆6的轴心。另外,将相对于可变长度连杆6的轴心X垂直且与曲轴收纳开口41的轴心垂直的方向上的可变长度连杆6的长度称为该可变长度连杆6的宽度。而且,将与曲轴收纳开口41的轴心平行的方向上的可变长度连杆6的长度称为该可变长度连杆6的厚度。

偏心部件32具备收纳于在连杆主体31形成的套筒收纳开口42内的圆筒状的套筒32a、从套筒32a在连杆主体31的宽度方向上向一方向延伸的第1臂32b以及从套筒32a在连杆主体31的宽度方向上向另一方向延伸的第2臂32c。套筒32a能够在套筒收纳开口42内转动,因此,偏心部件32相对于连杆主体31能够在小端部31b的周向上转动地安装于连杆主体31的小端部31b。

另外,偏心部件32的套筒32a具有用于收纳活塞销21的活塞销收纳开口32d。该活塞销收纳开口32d形成为圆柱状。圆柱状的活塞销收纳开口32d形成为,其轴心相对于套筒32a的轴心偏心。

如上所述,套筒32a的活塞销收纳开口32d的轴心从套筒32a的轴心偏心,因此,当偏心部件32旋转时,套筒收纳开口42内的活塞销收纳开口32d的位置变化。在套筒收纳开口42内的活塞销收纳开口32d的位置处于大端部31a侧时,可变长度连杆6的有效长度相对地变短。相反地,在套筒收纳开口42内的活塞销收纳开口32d的位置处于大端部31a侧的相反侧时,可变长度连杆6的有效长度相对地变长。因此,根据本实施例的构成,使偏心部件32转动,由此能够变更可变长度连杆6的有效长度。

第1活塞机构33具有形成于连杆主体31的第1缸体33a和在第1缸体33a内滑动的第1活塞33b。第1缸体33a的几乎全部或全部相对于可变长度连杆6的轴心X配置于第1臂32b侧。另外,第1缸体33a以越接近小端部31b越在连杆主体31的宽度方向上突出的方式相对于轴心X以某一程度的角度倾斜配置。另外,第1缸体33a经由第1活塞连通油路51与切换机构35连通。

第1活塞33b通过第1连结部件45连结于偏心部件32的第1臂32b。第1活塞33b通过销可旋转地连结于第1连结部件45。第1臂32b在与套筒32a结合的一侧的相反侧的端部,通过销可旋转地连结于第1连结部件45。

另一方面,第2活塞机构34具有形成于连杆主体31的第2缸体34a和在第2缸体34a内滑动的第2活塞34b。第2缸体34a的几乎全部或全部相对于可变长度连杆6的轴心X配置于第2臂32c侧。另外,第2缸体34a相对于轴心X以某个程度的角度倾斜配置使得越接近小端部31b越在连杆主体31的宽度方向上突出。另外,第2缸体34a经由第2活塞连通油路52与切换机构35连通。

第2活塞34b通过第2连结部件46连结于偏心部件32的第2臂32c。第2活塞34b通过销可旋转地连结于第2连结部件46。第2臂32c在连结于套筒32a的一侧的相反侧的端部,通过销可旋转地连结于第2连结部件46。

切换机构35是用于切换第1缸体33a与第2缸体34a之间的工作油的流动的机构。在此,将切换机构35切断工作油从第1缸体33a向第2缸体34a的流动并且容许工作油从第2缸体34a向第1缸体33a的流动的状态设为第1状态。另一方面,将切换机构35容许工作油从第1缸体33a向第2缸体34a的流动并且切断工作油从第2缸体34a向第1缸体33a的流动的状态设为第2状态。

在切换机构35处于第1状态时,工作油流入第1缸体33a内,并且工作油从第2缸体34a流出。因此,如图2所示,第1活塞33b上升,与此相伴,连结于第1活塞33b的偏心部件32的第1臂32b也上升。另一方面,第2活塞34b下降,与此相伴,连结于第2活塞34b的第2臂32c也下降。其结果,偏心部件32向图2中的顺时针方向(图2中箭头表示的方向)转动,因此,活塞销收纳开口32d的位置向大端部31a侧的相反侧(即,图2的上方)移动。由此,活塞销收纳开口32d的位置(即,活塞销21的位置)越来越远离曲轴销22的位置。即,可变长度连杆6的有效长度变长。并且,当第2活塞34b与第2缸体34a的底面抵接时,偏心部件32的转动被限制,该偏心部件32的转动位置被保持于该位置(以下称为“高压缩比位置”)。

此外,当切换机构35处于第1状态时,基本上无需从外部供给工作油,第1活塞33b以及第2活塞34b就移动到上述的位置(第2活塞34b与第2缸体34a的底面抵接的位置)。这是因为,当活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动而有向上的惯性力作用于该活塞5时第2活塞34b被推入,由此第2缸体34a内的工作油移动到第1缸体33a。另一方面,当活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动而有向下的惯性力作用于活塞5时以及因燃料在燃烧室7内燃烧所产生的燃烧压力而有向下的力作用于活塞5时,试图推入第1活塞33b的力发挥作用。然而,当切换机构35处于第1状态时,工作油从第1缸体33a向第2缸体34a的流动被切断,因此第1缸体33a内的工作油不流出。因此,第1活塞33b不会被推入。

另外,在切换机构35处于第2状态时,工作油流入第2缸体34a内,并且工作油从第1缸体33a流出。因此,如图3所示,第2活塞34b上升,与此相伴,连结于活塞34b的偏心部件32的第2臂32c也上升。另一方面,第1活塞33b下降,连结于第1活塞33b的第1臂32b也下降。其结果,偏心部件32向图3中的逆时针方向(图3中箭头表示的方向)转动,因此活塞销收纳开口32d的位置向大端部31a侧(即,图3的下方)移动。由此,活塞销收纳开口32d的位置(即,活塞销21的位置)接近曲轴销22的位置。即,可变长度连杆6的有效长度变短。并且,当第1活塞33b与第1缸体33a的底面抵接时,偏心部件32的转动被限制,该偏心部件32的转动位置被保持于该位置(以下称为“低压缩比位置”)。由此,切换机构35处于第2状态时与切换机构35处于第1状态时相比,内燃机1的压缩比变低。以下,将切换机构35处于第1状态时(即,偏心部件32处于高压缩比位置时)的压缩比称为第1压缩比,将切换机构35处于第2状态时(即,偏心部件32处于低压缩比位置时)的压缩比称为第2压缩比。理所当然地,第1压缩比是比第2压缩比高的压缩比。此外,在本实施例中,第1压缩比与本发明的“预定的高压缩比”相当,第2压缩比与本发明的“预定的低压缩比”相当。

此外,当切换机构35处于第2状态时,也基本上无需从外部供给工作油,第1活塞33b以及第2活塞34b就会移动到上述的位置(第1活塞33b与第1缸体33a的底面抵接的位置)。这是因为,当活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动而有向下的惯性力作用于活塞5时以及因燃料在燃烧室7内燃烧所产生的燃烧压力而有向下的力作用于活塞5时,第1活塞33b被推入,由此第1缸体33a内的工作油移动到第2缸体34a。另一方面,当活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动而有向上的惯性力作用于活塞5时,试图推入第2活塞34b的力发挥作用。然而,从第2缸体34a向第1缸体33a的工作油的流动因切换机构35而被切断,因此第2缸体34a内的工作油不流出。因此,第2活塞34b不会被推入。

(切换机构的构成)

接着,基于图4和图5对切换机构35的构成进行说明。此外,图4示出了处于第1状态时的切换机构35的情形。另外,图5示出了处于第2状态时的切换机构35的情形。此外,在图4和图5中,箭头表示各状态下的工作油的流向。切换机构35具备两个切换销61、62和一个止回阀63。两个切换销61、62分别滑动自由地收纳于圆柱状的销收纳空间64,65内。

在上述两个切换销61、62中,一方的切换销61(第1切换销61)具有在其周向上延伸的两个圆周槽61a、61b。所述圆周槽61a、61b通过形成于第1切换销61内的连通路61c互相连通。另外,在收纳第1切换销61的第1销收纳空间64内收纳有用于从该第1销收纳空间64内的一端部朝向另一端部(从图4中的下侧的端部朝向上侧的端部)对第1切换销61施力的第1施力弹簧67。

在上述的两个切换销61、62中,另一方的切换销62(第2切换销62)也具有在其周向上延伸的两个圆周槽62a、62b。所述圆周槽62a、62b通过形成于第2切换销62内的连通路62c互相连通。另外,在收纳第2切换销62的第2销收纳空间65内也收纳有用于从该第2销收纳空间65内的一端部朝向另一端部(从图4中的上侧的端部朝向下侧的端部)对第2切换销62施力的第2施力弹簧68。

止回阀63收纳于圆柱状的止回阀收纳空间66内。止回阀63构成为,容许从一次侧(图4中的上侧)向二次侧(图4中的下侧)的流动,并且切断从二次侧向一次侧的流动。

收纳第1切换销61的第1销收纳空间64经由第1活塞连通油路51连通于第1缸体33a。第1销收纳空间64经由两个空间连通油路53、54连通于止回阀收纳空间66。其中一方的第1空间连通油路53将第1销收纳空间64与止回阀收纳空间66的二次侧连通。另一方的第2空间连通油路54将第1销收纳空间64与止回阀收纳空间66的一次侧连通。

收纳第2切换销62的第2销收纳空间65经由第2活塞连通油路52连通于第2缸体34a。第2销收纳空间65经由两个空间连通油路55、56连通于止回阀收纳空间66。其中一方的第3空间连通油路55将第2销收纳空间65与止回阀收纳空间66的二次侧连通。另一方的第4空间连通油路56将第2销收纳空间65与止回阀收纳空间66的一次侧连通。

另外,第1销收纳空间64与形成于连杆主体31内的第1控制用油路57连通。如图4所示,第1控制用油路57在设有第1施力弹簧67的端部(图4中的下侧的端部)的相反侧的端部(图4中的上侧的端部)连通于第1销收纳空间64。另外,第2销收纳空间65与形成于连杆主体31内的第2控制用油路58连通。如图4所示,第2控制用油路58在设有第2施力弹簧68的端部(图4中的上侧的端部)的相反侧的端部(图4中的下侧的端部)连通于第2销收纳空间65。在连杆主体31内,第1控制用油路57以及第2控制用油路58形成为连通于曲轴收纳开口41,并且经由形成于曲轴销22内的油路(未图示)连通于外部的切换阀75。该切换阀75是对两个控制用油路57、58与未图示的油泵之间的导通和切断进行切换的阀机构。

止回阀收纳空间66的一次侧经由形成于连杆主体31内的补充用油路59连通于油泵等工作油供给源76。补充用油路59是用于补充从切换机构35的各部向外部泄漏的工作油的油路。

(切换机构的动作)

在像上述那样构成的切换机构35中,当切换阀75使控制用油路57、58与油泵导通时,如图4所示,因作用于切换销61、62的液压而施力弹簧67、68被压缩。因此,切换销61、62移动到如下位置并保持该位置:经由第1切换销61的连通路61c使第1活塞连通油路51与第1空间连通油路53连通,并且经由第2切换销62的连通路62c使第2活塞连通油路52与第4空间连通油路56连通。在该情况下,第1缸体33a与止回阀63的二次侧连通,并且第2缸体34a与止回阀63的一次侧连通。其结果,如图4中的箭头所示,第2缸体34a内的工作油能够经由第2活塞连通油路52、第4空间连通油路56、第1空间连通油路53以及第1活塞连通油路51向第1缸体33a移动。另一方面,第1缸体33a内的工作油无法向第2缸体34a移动。因此,当切换阀75使控制用油路57、58与油泵导通时,切换机构35成为切断工作油从第1缸体33a向第2缸体34a的流动并且容许工作油从第2缸体34a向第1缸体33a的流动的状态即第1状态。

另外,当切换阀75使控制用油路57、58与油泵切断时,仅施力弹簧67、68的施力作用于切换销61、62。因此,如图5所示,切换销61、62移动到如下位置并保持该位置:经由第1切换销61的连通路61c使第1活塞连通油路51与第2空间连通油路54连通,并且经由第2切换销62的连通路62c使第2活塞连通油路52与第3空间连通油路55连通。在该情况下,第1缸体33a与止回阀63的一次侧连接,并且第2缸体34a与止回阀63的二次侧连接。其结果,如图5中的箭头所示,第1缸体33a内的工作油能够经由第1活塞连通油路51、第2空间连通油路54、第3空间连通油路55以及第2活塞连通油路52向第2缸体34a移动。另一方面,第2缸体34a内的工作油无法向第1缸体33a移动。因此,当切换阀75使控制用油路57、58与油泵切断时,切换机构35成为容许工作油从第1缸体33a向第2缸体34a的流动并且切断工作油从第2缸体34a向第1缸体33a的流动的状态即第2状态。

如上所述,若由切换阀75切换对第1销收纳空间64以及第2销收纳空间65的液压的供给和切断,则能够将切换机构35在第1状态和第2状态之间切换,与此相伴,能够将内燃机1的压缩比从第1压缩比和第2压缩比中的任意一方切换为另一方。此外,切换阀75既可以设置于各汽缸300的切换机构35的各自,也可以对于全部的汽缸300的切换机构35仅设置一个。

此外,在本实施例中,各汽缸300的可变长度连杆6以及切换阀75作为本发明的“可变压缩比机构”发挥功能。另外,在本实施例中,连杆主体31与本发明的“连杆主体”相当,偏心部件32与本发明的“偏心部件”相当,第1活塞机构33与本发明的“液压活塞机构”相当,切换机构35与本发明的“切换机构”相当。另外,在本实施例中,第1缸体33a与本发明的“液压缸”相当,第1活塞33b与本发明的“液压活塞”相当。

在此,返回图1对本实施例的内燃机的概略构成进一步进行说明。在像上述那样构成的内燃机1中一并设有ECU100。ECU100是具有由CPU、ROM、RAM、备用RAM等构成、用于控制内燃机1的处理器的电子控制单元。ECU100与空气流量计101以及曲轴位置传感器201等各种传感器电连接,能够输入所述各种传感器的输出信号。空气流量计101设置于内燃机1的进气通路上的比节气门102靠上游侧的位置,是将与内燃机1的吸入空气量对应的电信号输出的传感器。曲轴位置传感器201是将与曲轴200的旋转位置对应的电信号输出的传感器。并且,ECU100基于曲轴位置传感器201的输出信号来导出内燃机1的内燃机旋转速度。另外,ECU100基于空气流量计101的输出信号(吸入空气量)来导出内燃机1的内燃机负荷率(实际的吸入空气量相对于满负荷时的吸入空气量的比率)。

另外,ECU100与火花塞8、节气门102、燃料喷射阀103以及切换阀75等各种装置电连接。ECU100基于上述的各种传感器的输出信号来控制所述的各种装置。例如,ECU100基于内燃机1的内燃机负荷率来控制切换阀75。详细而言,当内燃机负荷率小于预定的阈值时,为了将内燃机1的压缩比设为第1压缩比,ECU100对切换阀75进行控制使得切换机构35成为第1状态。另一方面,当内燃机负荷率为预定的阈值以上时,为了将内燃机1的压缩比设为第2压缩比,ECU100对切换阀75进行控制使得切换机构35成为第2状态。

(噪声降低控制)

如上所述,在本实施例中,在将内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,如图3所示,偏心部件32的转动位置成为低压缩比位置,在第1活塞机构33中,成为工作油从第1缸体33a排出并且第1活塞33b下降至该第1缸体33a的底面的状态。另外,此时,切换机构35成为第2状态。即,工作油向第1缸体33a内的流入以及工作油从第2缸体34a的流出被切断。由此,在将内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,即使活塞5在汽缸300内往复运动而有向上的惯性力作用于活塞5时,基本上偏心部件32的转动位置也维持在低压缩比位置,在第1活塞机构33中,维持第1活塞33b下降至第1缸体33a的底面的状态。

然而,当内燃机1的内燃机旋转速度变大时,活塞5在汽缸300内往复运动所产生的向上的惯性力变大。这样一来,在汽缸300内对活塞5向可变长度连杆6的有效长度变长的方向施加的载荷变大。由此,在第1缸体33a内上拉第1活塞33b的方向上的力以及在第2缸体34a内推入第2活塞34b的方向上的力变大。其结果,存在如下情况:即使在工作油填充于第2缸体34a内的状态下,在压缩上止点前后,第2活塞34b也被推入从而该工作油弹性变形,与此相伴,在第1缸体33a内第1活塞33b从第1缸体33a的底面浮起。

并且,在压缩上止点后,燃料在汽缸300内燃烧时,受到该燃烧压力的作用而在汽缸300内对活塞5施加可变长度连杆6的有效长度变短的方向上的载荷。此时,若产生第1缸体33a内的第1活塞33b的浮起,则在第1缸体33a内,浮起了的第1活塞33b被下推。此时,有可能因第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞而产生噪声。

如上所述,在内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,若内燃机1的内燃机旋转速度变大,则有可能产生以第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞为起因的噪声。于是,在本实施例中,在内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,进行用于降低这样的噪声的控制。具体而言,在内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,在内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,执行如下点火正时延迟控制:以使得与内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况相比火花塞8的点火正时离开MBT的方式使该点火正时比内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况延迟。在此,预定旋转速度是,以活塞5在汽缸300内往复运动所产生的向上的惯性力变大为起因,在第1活塞机构33的第1缸体33a内有可能发生第1活塞33b的浮起的内燃机旋转速度的阈值。此外,也可以将预定旋转速度设定为,若没有执行点火正时延迟控制则第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声的大小超过容许范围的内燃机旋转速度的阈值。

图6是表示活塞5在汽缸300内往复运动所产生的作用于该活塞5的惯性力与在内燃机1的压缩比设为第2压缩比时起因于作用于活塞5的惯性力而第1活塞33b在第1缸体33a内从其底面浮起时的浮起量的变迁的图。在图6中,横轴表示曲轴转角。另外,在图6中,纵轴表示作用于活塞5的惯性力以及第1缸体33a内的第1活塞33b的浮起量。另外,在图6中,线L1示出了作用于活塞5的惯性力的变迁,线L2示出了第1缸体33a内的第1活塞33b的浮起量的变迁。此外,在图6中,关于作用于活塞5的惯性力,纵轴上的正的值表示朝上作用于活塞5的惯性力,纵轴上的负的值表示朝下作用于活塞5的惯性力。另外,在图6中,没有示出因燃料燃烧所产生的燃烧压力的影响,示出了假设为活塞5仅是因拖动(motoring)而往复运动的情况下的各个值的变迁。

如图6所示,可认为,在压缩上止点(压缩TDC)前后的正时,有向上的惯性力作用于活塞5时,与该惯性力的大小相应地,第1缸体33a内的第1活塞33b的浮起量也变迁。因此,在作用于活塞5的向上的惯性力最大的压缩上止点,第1活塞33b的浮起量也最大。在此,通常是,当火花塞8的点火正时为MBT时,燃烧压力为峰值的正时T1成为比压缩上止点稍晚的正时。并且,在图6中,UL1示出了在正时T1的第1活塞33b的浮起量。另外,在图6中,UL2示出了当火花塞8的点火正时为比MBT晚的预定的正时时,在燃烧压力为峰值的正时T2的第1活塞33b的浮起量。在此,如图6所示,理所当然地,正时T2是比正时T1延迟的正时。并且,在正时T1后,朝上作用于活塞5的惯性力的大小渐渐地变小,因此第1活塞33b的浮起量也渐渐地变小。因此,在正时T2的第1活塞33b的浮起量UL2比正时T1的第1活塞33b的浮起量UL1小。

因此,虽然在第1缸体33a内发生了第1活塞33b的浮起,但是随着火花塞8的点火正时延迟而远离MBT,其浮起量越来越小,之后在第1缸体33a内第1活塞33b被下推。因此,在内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时且内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,即使在第1缸体33a内发生了第1活塞33b的浮起,通过执行点火正时延迟控制,浮起了的第1活塞33b也被下推从而能够减小与第1缸体33a的底面碰撞时的该第1活塞33b的速度。因此,能够降低第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声。此外,在本实施例中,在执行点火正时延迟控制时,不执行如在后述的实施例2中执行的、使填充到汽缸300内的空气填充量增加的空气填充量增加控制以及使从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量增加的燃料喷射量增加控制。因此,在本实施例中,点火正时越延迟而越远离MBT,则在汽缸300内通过燃烧压力的作用而施加于活塞5的载荷本身也变得越小。因此,在第1缸体33a内,下推浮起了的第1活塞33b的力也变小。通过这样的作用,也使得与第1缸体33a的底面碰撞时的该第1活塞33b的速度变得更小。

在此,基于图7所示的流程图对本实施例的点火正时延迟控制的控制流程进行说明。本流程预先存储于ECU100,在内燃机1的运转期间,由该ECU100以预定的间隔反复执行。

在本流程中,首先在S101中,对内燃机1的压缩比是否为第2压缩比进行判别。在S101中判定为否定的情况下,本流程的执行暂时终止。另一方面,在S101判定为肯定的情况下,接着在S102中,对内燃机1的内燃机旋转速度Ne是否为预定旋转速度Ne0以上进行判别。在S102中判定为否定的情况下,本流程的执行暂时终止。此外,在S101中判定为否定的情况下,或者在S102中判定为否定的情况下,将火花塞8的点火正时控制为基于内燃机1的压缩比和内燃机负荷确定的基准点火正时。在此,基准点火正时是MBT以后的正时。例如,在执行将点火正时控制为MBT的MBT控制的条件下,基准点火正时为MBT。

另一方面,在S102中判定为肯定的情况下,接着在S103中,算出在后述的S104中执行的点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig。此外,点火正时的延迟量Δdig是通过曲轴转角规定的量。

图8是表示点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig与内燃机旋转速度Ne的关系的图。内燃机旋转速度Ne越大,则活塞5在汽缸300内往复运动所产生的向上的惯性力越大。因此,内燃机旋转速度Ne越大,第1缸体33a内的第1活塞33b的浮起量越大。因此,如图8所示,内燃机旋转速度Ne越大,则越增大点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig。另外,该点火正时的延迟量Δdig设定为,内燃机旋转速度Ne越大,则修正后的点火正时为越远离MBT的正时。该图8所示的点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig与内燃机旋转速度Ne的关系作为映射或函数预先存储于ECU100。并且,在S103中,使用该映射或函数算出点火正时的延迟量Δdig。

接着,在S104中,基于在S103中算出的点火正时的延迟量Δdig来执行点火正时延迟控制。即,将火花塞8的点火正时调整为从基准点火正时延迟了延迟量Δdig的正时。由此,将火花塞8的点火正时控制为,比内燃机1的压缩比为第2压缩比且内燃机旋转速度Ne小于预定旋转速度Ne0时的相同要求内燃机负荷下的点火正时延迟、进一步从MBT远离的正时。此后,本流程的执行暂时终止。

此外,在本实施例中,ECU100执行上述流程中的S104的处理,从而实现本发明的“点火正时控制部”。

另外,在上述流程中,根据内燃机旋转速度Ne变更点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig,但不一定要将该值设为可变。即,也可以将点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig设为预定的恒定值。但是,像上述流程那样,在点火正时延迟控制中,内燃机旋转速度越大则越增大点火正时的延迟量Δdig,从而能够进一步提高第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声的降低效果。

<实施例2>

本实施例的内燃机的概略构成与实施例1同样。另外,在本实施例中,也与实施例1同样地,在内燃机1的压缩比设为第2压缩比时且内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况,执行点火正时延迟控制。并且,在本实施例中,在内燃机1的压缩比设为第2压缩比时且内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,为了降低第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声,除了点火正时延迟控制之外,还执行使填充到汽缸300内的空气填充量增加的空气填充量增加控制。

在此,对本实施例的空气填充量增加控制进行说明。在本实施例的空气填充量增加控制中,在内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,通过使节气门102的开度较之内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况增加,从而使填充到汽缸300内的空气填充量较之内燃机旋转速度小于预定旋转速度的情况增加。

若填充到汽缸300内的空气填充量增加,则在压缩行程中空气被压缩了时施加于活塞5的压力变大。因此,即使内燃机旋转速度变大从而活塞5在汽缸300内往复运动所产生的向上的惯性力变大、对该活塞5向可变长度连杆6的有效长度变长的方向施加的载荷变大,若填充到汽缸300内的空气填充量增加,则该活塞5也难以向该可变长度连杆6的有效长度变长的方向位移。因此,在第1活塞机构33的第1缸体33a内第1活塞33b难以浮起。因此,通过使填充到汽缸300内的空气填充量增加,从而能够减小第1活塞机构33的第1缸体33a内的第1活塞33b的浮起量。

因此,在内燃机1的压缩比设为第2压缩比时且内燃机旋转速度为预定旋转速度以上的情况下,通过除了点火正时延迟控制之外还执行空气填充量增加控制,从而在第1缸体33a内浮起了的第1活塞33b被下推而能够进一步减小与该第1缸体33a的底面碰撞时的该第1活塞33b的速度。因此,能够进一步降低第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声。

而且,在本实施例中,在执行了空气填充量增加控制时,为了将混合气的空燃比维持为目标空燃比(例如,理论空燃比),也一并执行使从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量增加的燃料喷射量增加控制。在此,若执行点火正时延迟控制则有可能招致内燃机1的转矩降低。此时,在本实施例中,伴随空气填充量增加控制的执行而执行燃料喷射量增加控制,由此内燃机1的转矩增加。因此,也能够减少伴随点火正时的延迟的转矩降低的降低量。

在此,基于图9所示的流程图对本实施例的点火正时延迟控制、空气填充量增加控制以及燃料喷射量增加控制的控制流程进行说明。本流程预先存储于ECU100,在内燃机1的运转期间,由该ECU100以预定的间隔反复执行。此外,本流程的S101至S104分别与图7所示的流程的各步骤相同。因此,对执行相同处理的步骤标注相同的标记,并省略其说明。另外,在本实施例中,在S101中判定为否定的情况下,或者在S102中判定为否定的情况下,与实施例1的情况同样地,将火花塞8的点火正时控制为基于内燃机1的压缩比和内燃机负荷确定的基准点火正时。另外,在该情况下,将节气门102的开度控制为基于内燃机1的压缩比和内燃机负荷确定的基准开度,从而将填充到汽缸300的空气填充量控制为基准空气量,并且将从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量控制为基于内燃机1的压缩比和内燃机负荷确定的基准喷射量。

在本流程中,继S103执行S203的处理。在S203中,算出在后述的S204中执行的空气填充量增加控制中的节气门102的开度增加量Δdth以及燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf。

图10是表示空气填充量增加控制中的节气门102的开度增加量Δdth与内燃机旋转速度Ne的关系的图。内燃机旋转速度Ne越大,则活塞5在汽缸300内往复运动所产生的向上的惯性力越大。因此,如图10所示,内燃机旋转速度Ne越大,则将空气填充量增加控制中的节气门102的开度增加量Δdth设置得越大。该节气门102的开度增加量Δdth设定为,内燃机旋转速度Ne越大,则填充到节气门102的开度修正后的汽缸300内的空气填充量变得越多。如该图10所示的空气填充量增加控制中的节气门102的开度增加量Δdth与内燃机旋转速度Ne的关系作为映射或函数预先存储于ECU100。并且,在S203中,使用该映射或函数算出节气门102的开度增加量Δdth。

另外,算出燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf作为执行了空气填充量增加控制时将混合气的空燃比维持为目标空燃比的值。图11是表示燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf与内燃机旋转速度Ne的关系的图。如上所述,根据空气填充量增加控制,控制节气门102的开度使得内燃机旋转速度Ne越大,则填充到汽缸300内的空气填充量变得越多。因此,在燃料喷射量增加控制中,如图11所示,内燃机旋转速度Ne越大,则越增大从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf。

并且,在本流程中,继S104执行S204的处理。在S204中,基于在S203中算出的节气门102的开度增加量Δdth来执行空气填充量增加控制。即,将节气门102的开度调整为比基准开度增加了开度增加量Δdth的开度。由此,填充到汽缸300的空气填充量较之内燃机1的压缩比为第2压缩比且内燃机旋转速度Ne小于预定旋转速度Ne0时的相同要求内燃机负荷下的空气填充量增加。而且,在S204中,基于在S203中算出的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf来执行燃料喷射量增加控制。即,将从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量调整为比基准喷射量增加了增加量ΔQf的燃料喷射量。由此,从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量较之内燃机1的压缩比为第2压缩比且内燃机旋转速度Ne小于预定旋转速度Ne0时的相同要求内燃机负荷下的燃料喷射量增加。此后,本流程的执行暂时终止。

此外,在本实施例中,CU100执行上述流程中的S204的处理,从而实现本发明的“空气填充量控制部”。

另外,在上述流程中,根据内燃机旋转速度Ne变更空气填充量增加控制中的节气门102的开度增加量Δdth和燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf,但不一定要将这些值设为可变。即,也可以将空气填充量增加控制中的节气门102的开度增加量Δdth和燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf设为预定的恒定值。但是,像上述流程的那样,在空气填充量增加控制中,内燃机旋转速度越大则越增大节气门102的开度增加量Δdth,内燃机旋转速度越大则越增加填充到汽缸300的空气填充量,从而能够进一步提高第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声的降低效果。

另外,像上述流程那样,点火正时延迟控制中的点火正时的延迟量Δdig越大,则在空气填充量增加控制中越增大填充到汽缸300的空气填充量的增加量,并且在燃料喷射量增加控制中越增大从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf,从而能够进一步减少伴随点火正时的延迟的转矩降低的降低量。但是,若只谋求第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声的减少,则不一定要执行燃料喷射量增加控制。另外,当增加从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量时,在汽缸300内因燃烧压力的作用而施加于活塞5的载荷变大。因此,理所当然地,在第1缸体33a内下推浮起了的第1活塞33b的力也变大。因此,为了抑制第1活塞33b与第1缸体33a的底面碰撞所产生的噪声的增加,空气填充量增加控制中的填充到汽缸300的空气填充量的增加量和燃料喷射量增加控制中的从燃料喷射阀103喷射的燃料喷射量的增加量ΔQf设定为能够抵消伴随点火正时延迟控制中的点火正时的延迟的转矩降低的降低量的程度的范围内。

此外,在本实施例中,通过增加节气门102的开度来实现空气填充量增加控制。然而,也可以代替于此或在此基础上,通过调整节气门102的开度以外的参数来增加填充到汽缸300的空气填充量。例如,在内燃机1设置有将进气门9的气门正时控制为可变的可变气门机构的情况下,也可以通过该可变气门机构调整进气门9的气门正时来增加填充到汽缸300的空气填充量。另外,在内燃机1具备增压器的情况下,也可以通过使该增压器的增压压力上升来增加填充到汽缸300的空气填充量。

<变形例>

上述实施例1、2的可变长度连杆的构成不限于如图2和图3所示的构成。在此,基于图12和图13对上述实施例1、2的变形例的可变长度连杆的概略构成进行说明。图12和图13是表示本变形例的可变长度连杆600的概略构成的图。图12示出了内燃机1的压缩比为第1压缩比时的可变长度连杆600的情形。图13示出了内燃机1的压缩比为第2压缩比时的可变长度连杆600的情形。本变形例的可变长度连杆600在仅有一个活塞机构设置于连杆主体310这一点上与上述实施例1、2的可变长度连杆6不同。

可变长度连杆600具备连杆主体310、可转动地安装于连杆主体310的偏心部件320、设置于连杆主体310的活塞机构330以及对工作油向活塞机构330的流动进行切换的切换机构350。在连杆主体310,在其大端部310a设置有曲轴收纳开口410,在其小端部310b设置有套筒收纳开口420。连杆主体310的套筒收纳开口420收纳偏心部件320的套筒320a。

偏心部件320与上述实施例1、2的可变长度连杆6中的偏心部件32同样地具备套筒320a、第1臂320b以及第2臂320c。套筒320a能够在套筒收纳开口420内转动,因此偏心部件320相对于连杆主体310能够在小端部310b的周向上转动地安装于在连杆主体310的小端部310b。

偏心部件320的套筒320a具有用于收纳活塞销21的活塞销收纳开口320d。并且,与上述实施例1、2的可变长度连杆6同样,活塞销收纳开口320d形成为,其轴心相对于套筒320a的轴心偏心。因此,在本变形的构成中,也与上述实施例1、2的可变长度连杆6同样,能够通过使偏心部件320转动来变更可变长度连杆600的有效长度。

可变长度连杆600的活塞机构330与上述实施例1、2的可变长度连杆6的第1活塞机构33同样地具有缸体330a和活塞330b。并且,缸体330a经由活塞连通油路510与切换机构350连通。另外,活塞330b通过连结部件450连结于偏心部件320的第1臂320b。活塞330b通过销可旋转地连结于连结部件450。第1臂320b在与套筒320a结合的一侧的相反侧的端部,通过销可旋转地连结于连结部件450。

另一方面,偏心部件320的第2臂320c的与套筒320a结合的一侧的相反侧的端部,呈以在该套筒320a的切线方向延伸的方式朝向下方(朝向大端部侧的方向)弯曲的形状。

并且,通过切换机构350能够切换工作油向活塞机构330的缸体330a的流动。即,在将内燃机1的压缩比设为第1压缩比时,通过切换机构350容许工作油向缸体330a内的流入且切断工作油从缸体330a内的流出。由此,如图12所示,在缸体330a内活塞330b上升,与此相伴地,连结于活塞330b的偏心部件320的第1臂320b上升,并且偏心部件320的第2臂320c下降。即,偏心部件320向图12中的顺时针方向(在图12中用箭头表示的方向)转动。并且,当第2臂320c的端部与连杆主体310的侧面抵接时,偏心部件320的转动被限制,该偏心部件320的转动位置被保持于该位置(高压缩比位置)。此时,可变长度连杆600的有效长度相对地变长,因此内燃机1的压缩比为第1压缩比。

另一方面,在将内燃机1的压缩比设为第2压缩比时,通过切换机构350,切断工作油向缸体330a内的流入且容许工作油从缸体330a内的流出。由此,如图13所示,在缸体330a内活塞330b下降,与此相伴,连结于活塞330b的偏心部件320的第1臂320b下降,并且偏心部件320的第2臂320c上升。即,偏心部件320向图13中的逆时针方向(在图13中由箭头表示的方向)转动。并且,当活塞机构330的活塞330b与缸体330a的底面抵接时,偏心部件320的转动被限制,该偏心部件320的转动位置被保持于该位置(低压缩比位置)。此时,可变长度连杆600的有效长度相对地变短,因此内燃机1的压缩比为第2压缩比。

并且,在本变形例的可变长度连杆600中,与上述实施例1、2的可变长度连杆6同样地,通过活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动所产生的惯性力的作用和燃料在燃烧室7内燃烧所产生的燃烧压力的作用,在活塞机构330中,活塞330b在缸体330a内移动。即,在通过切换机构350容许工作油向缸体330a内的流入且切断工作油从缸体330a内的流出的情况下,当活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动而有向上的惯性力作用于该活塞5时,活塞330b在缸体330a内上升。另外,在通过切换机构350切断工作油向缸体330a内的流入且容许工作油从缸体330a内流出的情况下,当活塞5在内燃机1的汽缸300内往复运动而有向下的惯性力作用于活塞5时以及因燃料在燃烧室7内燃烧所产生的燃烧压力而有向下的力作用于活塞5时,活塞330b在缸体330a内下降。

并且,在本变形例中,在将内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,如图13所示,偏心部件320的转动位置为低压缩比位置,在活塞机构330中,成为工作油从缸体330a排出、活塞330b下降至该缸体330a的底面的状态。另外,此时,工作油向缸体330a内的流入被切断。由此,在缸体330a内活塞330b想要上升的情况下,在缸体330a内的底面与活塞330b之间产生负压。因此,当内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,即使活塞5在汽缸300内往复运动而有向上的惯性力作用于活塞5时,基本上偏心部件320的转动位置维持在低压缩比位置,在活塞机构330中,维持活塞330b下降至缸体330a的底面的状态。

然而,在本变形例的可变长度连杆600的构成中,同样是,当内燃机1的内燃机旋转速度变大,活塞5在汽缸300内往复运动所产生的向上的惯性力变大时,在活塞机构330的缸体330a内上拉活塞330b的方向的力变大。其结果,存在在缸体330a内活塞330b从气缸330a的底面浮起的情况。因此,在将可变长度连杆的构成设为本变形例的可变长度连杆600这样的构成的情况下,在将内燃机1的压缩比设为了第2压缩比时,若其内燃机旋转速度变大,则也有可能因在活塞机构330中活塞330b与缸体330a的底面碰撞而产生噪声。于是,在将可变长度连杆的构成设为本变形例的可变长度连杆600这样的构成的情况下,也同样通过执行上述实施例的用于该噪声降低的控制(点火正时延迟控制、空气填充量增加控制),能够降低该噪声。

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