可变压缩比内燃机的制作方法

专利名称：可变压缩比内燃机的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种通过改变燃烧室的容积来改变内燃机的压缩比的可变 压缩比内燃机。特别地，本发明涉及一种包括设有轴部件、固定于所述轴
轮轴的可变压缩比内燃机，其中，所述凸轮轴被旋转以使气缸体和曲轴箱 彼此靠近或远离地移动。
背景技术：
近年来，为了提高燃料的经济性能、输出性能等，已经提出能够改变
内燃机的压缩比的技术。这样的技术包括将气缸体和曲轴箱彼此连接成 能够彼此相对运动，并且凸轮轴被设置于气缸体和曲轴箱的连接部，凸轮 轴被旋转以产生气缸体和曲轴箱之间沿气缸轴线方向的相对运动，从而改 变燃烧室的容积并改变压缩比。这样的技术已经在日本专利申请公报 JP-A-2003-206771和JP-A-2005-113839中公开。
然而，在前述技术中，可变轴承作用线段的长度通常等于凸轮作用线 段的长度，可变轴承作用线段即连接凸轮轴的轴部件的中心和可动轴承部 件在轴承容纳孔内的旋转中心的线段，凸轮作用线段即连接凸轮轴的轴部 件的中心和凸轮部件在凸轮容纳孔内的旋转中心的线段。
在上述已知结构中，当内燃机的压缩比改变时，视可变轴承作用线段 和凸轮作用线段的姿态而定，存在由于内燃机内的燃烧压力等引起的作用 于移动气缸体和曲轴箱使得其相互远离的方向上的力在可动轴承作用线段 和凸轮作用线段方向上被增大的情况。当这种情况发生时，凸轮轴自身的、大，并且存在内燃机的振动增大的风险。

发明内容
本发明的目的在于提供一种能够在可变压缩比内燃机中不受压缩比约 束地抑制振动的技术。
本发明的第一方面为一种可变压缩比内燃机，所述可变压缩比内燃机
具有曲轴箱，曲轴装配在所述曲轴箱内；气缸体，气缸形成在所述气缸 体内，并且所述气缸体安装在所述曲轴箱上；以及凸轮轴，所述凸轮轴在 所述气缸体内的所述气缸的两侧彼此平行地设置成能够以互相相反的方向 旋转，其中，所述凸轮轴包括轴部件、固定在所述轴部件上的凸轮部件以 及可旋转地安装在所述轴部件上的可动轴承部件，所述凸轮部件可旋转地 容纳于凸轮容纳孔内，所述凸轮容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中 的一者内，并且所述可动轴承部件可旋转地容纳于轴承容纳孔内，所述轴 承容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中的另一者内，所述凸轮轴被旋 转以使所述曲轴箱和所述气缸体彼此靠近或远离地移动，以改变所述内燃 机的压缩比。该方面的特征在于，从所述凸轮轴的轴线方向观察时，连接 所述轴部件的中心和所述可动轴承部件的中心的线段的长度被设定成比凸 轮作用线段的长度长，所述轴部件的中心是所述轴部件的旋转中心，所述 可动轴承部件的中心是所述可动轴承部件在所述轴承容納孔内的旋转中 心，所述凸轮作用线段是连接所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的 直线，其中所述凸轮部件的中心是所述凸轮部件在所述凸轮容纳孔内的旋 转中心。
上述方面的可变压缩比内燃机具有轴部件、固定在轴部件上的凸轮部 件以及可旋转地安装在轴部件上的可动轴承部件。通过旋转凸轮轴，使得 轴部件和可动轴承部件相对于凸轮部件的中心旋转移动，利用该旋转移动 使曲轴箱和气缸体彼此靠近或远离地移动。
在这样的可变压缩比内燃机中，需要考虑在上述可动轴承作用线段和 凸轮作用线段长度相等的情况下改变压缩比的操作。在这种情况下，当凸L痴
轴线的角度被设定成，例如，使得在压缩比范围内的最小压缩比时的角度
大致为0°,当凸轮轴从该方位旋转卯。至最大压缩比时，该角度大致为卯。。
如果进行了上述设定，则在由内燃机内的燃烧压力引起的载荷作用在 使曲轴箱和气缸体彼此远离地移动的方向上的情况下，特别是在最大压缩 比附近，由于可动轴承作用线段和凸轮作用线段相对于由燃烧压力引起的 载荷作用在凸轮轴上的作用线的角度约为卯°，所以存在由燃烧压力引起
如果上述情况发生，则将导致凸轮轴和气缸体或曲轴箱内与凸轮轴相 配合的部件的振动。特别地，关于可动轴承部件，由于结构使得在最大压
缩比附近轴承容纳孔内的旋转游隙(rotational play )加大，因此上述振动 趋于发生并使得难以保持压缩比的精确控制。
鉴于此，在这方面令可动轴承作用线段的长度比凸轮作用线段的长度 长。这样，能够特别地防止可动轴承作用线段相对于由燃烧压力引起的载 荷的作用线的角度落在90。附近，并且能够特别地防止由燃烧压力引起的 载荷在可动轴承作用线段方向上的放大和作用。
在上述方面，从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述凸轮轴的所述可 动轴承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的方位以所 述的顺序排列在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，可获得 压缩比范围内的最小压缩比；从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动 轴承部件的中心、所述凸轮部件的中心和所述轴部件的中心的方位以所述 的顺序排列在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，可获得所 述压缩比范围内的最大压缩比；所述最大压缩比是通过使所述凸轮轴从获 得所迷最小压缩比的方位旋转大致180。而获得的。
这样，在最大燃烧压力发生作用的最大压缩比的情况下，能够使得可
结果，
月b
荷的放大。在最小压缩比处也能得到同样的效果,如果最大压缩比被i殳定为上述中心的方位排列在大致直线上，且最小
压缩比祐j殳置为旋转180。得到的方位，则前述效果相同。因此，在本发明 的所述方面，从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述凸轮轴的所述可动轴 承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的方位以所述的 顺序排列在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，可获得压缩 比范围内的最大压缩比；从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动轴承 部件的中心、所述凸轮部件的中心和所述轴部件的中心的方位以所述的顺 序排列在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，可获得所述压 缩比范围内的最小压缩比；所述最小压缩比是通过使所述凸轮轴从获得所 述最大压缩比的方位旋转大致180。而获得的。
在上述方面，当使所述凸轮轴从获得所述最小压缩比或所述最大压缩 比的方位旋转大致卯°时，可动轴承部件作用线段的长度与所述凸轮作用 线段的长度的比例可被设定成使得所述压缩比为所述压缩比范围的中间 值。
最大压缩比和最小压缩比的中间压缩比处的凸轮轴转角通过可动轴承 部件作用线段长度和凸轮作用线段长度的比例而改变。因此，当将凸轮轴 从最大压缩比或最小压缩比的方位旋转大致卯°时，该比例被/没置为使得 压缩比为最大压缩比和最小压缩比之间的中间值。这样，能够提高凸轮轴 转角和压缩比之间的线性，从而提高对压缩比的控制能力。
在上述方面，所述可动轴承部件作用线段的长度与所述凸轮作用线段 的长度的比例可以是1.3或更大。
下，已知地，视可动轴承作用线段的长度与凸轮作用线段的长度的比例而 定，除了凸轮轴转角和压缩比之间的线性外，驱动凸轮轴所需要的转矩和 由燃烧压力引起的作用在凸轮轴上的力也发生改变。
对于由燃烧压力引起的作用在凸轮轴上的力的最大值，随着可动轴承 作用线段的长度与凸轮作用线段的长度的比例增大，能够抑制该值降低。 因此，由这个观点出发，可动轴承作用线段长度相对于凸轮作用线段长度的比例大是有益的。
如果令可动轴承作用线段长度与凸轮作用线段长度的比例在1.5附近， 则相对于凸轮轴转角的压缩比变化大致均匀，并且已知能够禁止相对于所 述转角的微小变化的所述压缩比的突然变化。在这种情况下，在将凸轮轴 从最小压缩比的方位进一步旋转大致卯。获得的方位，能够获得压缩比的 中间值。
可动轴承作用线段长度与凸轮作用线段长度的比例越大，对驱动凸轮 轴所需要的最大转矩的抑制就越大。
可动轴承作用线段长度与凸轮作用线段长度的比例越大，可以使得由
小。这样，可以将可动轴承部件相对于轴承容纳孔的旋转游隙的最大值抑 制至低值。
另外，可动轴承作用线段长度与凸轮作用线段长度的比例越大，可以 使得相对于凸轮轴角度变化的压缩比变化的最大值越小。这样，可以提高 凸轮轴转角和压缩比之间的线性。
另外，已知，在可动轴承作用线段长度与凸轮作用线段长度的比例为 2或更大的方位上，进一步增大该比例并没有使上述效果发生很大变化。
在上述方面，所述轴部件可以具有圆柱形的外形，所述凸轮部件从所 述凸轮轴的轴线方向观察时相对于所述轴部件的中心是偏心的，并且具有 直径比所述轴部件的直径大的圆形的凸轮轮廓，以及所述凸轮容纳孔具有 与所述凸轮部件相同的圆形的形状，所述可动轴承部件的外径大于相对于 所述轴部件的中心是偏心的所述凸轮部件的直径，并且所述轴承容纳孔具 有与所述可动轴承部件相同的圆形的形状。
这样，与已知机构相比，能够在不改变移动部件或机构本身的构造的效果。
在上述方面，指定的第一角度范围的使用频率和/或指定的第二角度范 围的使用频率可以低于任何其它可能的角度范围的使用频率，所述第一角度范围是在所述凸轮轴从所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴 部件的中心和所述凸轮部件的中心以所述的顺序排列在与所述气缸大致平
行的大致直线上的方位旋转60。的附近，所述第二角度范围是在所述凸轮 轴从所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸
位旋转90。的附近。
在这种情况下，已知地，不考虑可动轴承作用线段长度与凸轮作用线 段长度的比值，在凸轮轴从凸轮轴的可动轴承部件的中心、轴部件的中心 和凸轮部件的中心以所述的顺序排列在与气缸的轴线方向大致平行的大致 直线上的方位旋转90。的附近，由燃烧压力引起的载荷被^:大并作用在凸 轮作用线段或可动轴承作用线段的方向上。以同样的方式，已知地，不考 虑可动轴承作用线段长度与凸轮作用线段长度的比值，在凸轮轴从上述方 位旋转60。的附近，驱动凸轮轴所需的转矩是最大的。
考虑到上述情况，如果指定的第一角度范围(所述第一角度范围是在 所述凸轮轴从所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴部件的中心
线上的方位旋转60。的附近)的使用频率和/或指定的第二角度范围(所述 第二角度范围是在所述凸轮轴从所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、 所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心以所述的顺序排列在与所述气缸 大致平行的大致直线上的方位旋转90。的附近)的使用频率低于任何其它 可能的角度范围的使用频率，则能够抑制凸轮轴和气缸体或曲轴箱内与凸 轮轴相配合的部件的振动。还能够抑制凸轮轴保持转矩和驱动转矩的增大。 本发明的第二方面为可变压缩比内燃机，所述可变压缩比内燃机具有 曲轴箱，曲轴装配在所述曲轴箱内；气缸体，气缸形成在所述气缸体内， 并且所述气缸体可移动地安装在所述曲轴箱上；以及凸轮轴，所述凸轮轴 在所述气缸体内的所述气缸的两側彼此平行地设置成能够以互相相反的方 向旋转，其中所述凸轮轴包括轴部件、固定在所述轴部件上的凸轮部件以 及可旋转地安装在所述轴部件上的可动轴承部件，所述凸轮部件可旋转地容纳于凸轮容纳孔内，所述凸轮容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中 的一者内，并且所述可动轴承部件可旋转地容纳于轴承容纳孔内，所述轴 承容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中的另一者内，所述凸轮轴被旋 转以使所述曲轴箱和所述气缸体彼此靠近或远离地移动，以改变所述内燃 机的压缩比。本方面的特征在于，所述内燃机具有第一压缩比，从所述凸 轮轴的轴线方向观察，当所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴 部件的中心和所述凸轮部件的中心的方位以所述的顺序排列在与所述气缸
的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得所述第一压缩比；以及从所述 凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动轴承部件的中心、所述凸轮部件的中 心和所述轴部件的中心的方位以所述可动轴承部件的中心设置在所述凸轮
上时，获得第三压缩比，所述第三压缩比是通过使所述凸轮轴从获得所述 第一压缩比的方位旋转大致180。而获得的，并且其中，所述第一压缩比和 所述第三压缩比中的一个被设定为压缩比范围内的最小压缩比，并且所述 第一压缩比和所述第三压缩比中的另 一个被设定为所述压缩比范围内的最 大压缩比。
在这方面，所述可变压缩比内燃机可以是这样一种可变压缩比内燃机， 其中，所述轴部件具有圆柱形的外形，并且所述凸轮部件从所述凸轮轴的 轴线方向观察时相对于所述轴部件的中心是偏心的，并且具有直径比所述 轴部件的直径大的圆形的凸轮轮廓，以及其中，所述凸轮容纳孔具有与所 述凸轮部件相同的圆形的形状，所述可动轴承部件具有与相对于轴部件中 心偏心的所述凸轮部件的相同的圆形外径，并且所述轴承容纳孔具有与所 述可动轴承部件相同的圆形的形状，所述可变压缩比内燃机还包括第一 控制器，所述第一控制器通过使所述凸轮轴在第一方位和第二方位之间旋 转来控制所述压缩比，以将所述压缩比控制在在所述第一方位中获得的第 一压缩比和在所述第二方位中获得的第二压缩比之间，在所述第一方位中， 从所述凸轮轴的轴线方向观察时，所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、 所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心以所述的顺序排列在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上，在所述第二方位中，从所述凸轮轴的 轴线方向观察时，所述可动轴承部件的中心和所述凸轮部件的中心重合， 并且所述可动轴承部件、所述凸轮部件和所述轴部件的中心排列成与所述 气缸的轴线方向大致垂直，其中所述第二方位是通过使所述凸轮轴从所述
第一方位旋转卯。而获得的；以及第二控制器，在将所述压缩比保持在所 述第二压缩比以及使所述可动轴承部件的中心和所述凸轮部件的中心保持 重合的同时，所述第二控制器使所述凸轮轴从所述第二方位在远离所述第 一方位的方向上进一步旋转。
在这种情况下，在上述方面的可变压缩比内燃机中，凸轮轴设有轴部
部件。通过旋转凸轮轴，致使凸轮部件和可动轴承部件相对于轴部件的中 心旋转，利用该旋转运动以使气缸体和曲轴箱相互靠近或远离地移动。 当考虑到压缩比随着凸轮轴的方位从第一方位向第二方位变化而增大
时，凸轮轴、气缸体和曲轴箱之间的关系如下。具体地，在气缸体和曲轴 箱彼此远离的第一方位上，凸轮轴的可动轴承部件的中心、轴部件的中心 和凸轮部件的中心被排列在与气缸的轴线方向大致平行的大致直线上。相 反地，在将缸体和曲轴箱相互靠近地移动的第二方位上，可动轴承部件的 中心和凸轮部件的中心重合，并且可动轴承部件、凸轮部件和轴部件的中 心被排列成与气缸的轴线方向大致垂直。
即，在上述可变压缩比内燃机中，当旋转凸轮轴来改变压缩比时，由 连接凸轮部件中心和可动轴承部件中心的线段(下文中为"可动轴承作用 线段")和连接轴部件中心和可动轴承部件中心的线段(下文中"凸轮作
用线段")所成的相对于气缸轴线的角度在凸轮轴的第一方位上在o。附近，
在凸轮轴的第二方位上在卯。附近。
考虑到上述情况，在由内燃机内的燃烧压力引起的载荷作用在使气缸 体和曲轴箱互相远离地移动的方向上的情况下，由于可动轴承作用线段和
的角度变为约卯。，所以存在由燃烧压力引起的载荷在可动轴承作用线段和凸轮作用线段方向上被动态放大的情况。
如果上述情况发生，将导致凸轮轴和气缸体或曲轴箱内与凸轮轴相配 合的部件的振动。特别地，考虑到可动轴承部件，由于结构使得在最大压 缩比附近轴承容纳孔内的旋转游隙加大，因此上述振动趋于发生并且使得 难以保持对压缩比的精确控制。
除了使凸轮轴在所述第一方位和所述第二方位之间旋转来控制压缩比 的所述第 一控制器之外，上述方面可以具有在保持所述第二方位上的压缩 比的同时，即在保持气缸体和曲轴箱的相对位置的同时，进一步旋转所述 凸轮轴的第二控制器。
这样，在使得上述可变压缩比内燃机的压缩比为第二压缩比的情况下， 在所述第一控制器将所述凸轮轴设置在所述第二方位之后，所述第二控制 器能够进一步旋转所述凸轮轴，使得所述可动轴承作用线段和所述凸轮作 用线段相对于所述气缸轴线的角度远离卯。。结果，能够抑制所述可动轴
用，并且能够抑制可变压缩比内燃机的振动。
在上述可变压缩比内燃机中，所述第二控制器可以具有禁止装置，当 使所述凸轮轴从所述第二方位在远离所述第一方位的方向上旋转时，所述 禁止装置禁止所述气缸体和所述曲轴箱的彼此靠近或远离的进一步移动。
这样，如果所述第二控制器从所述第二方位在与得到所述第一方位的 旋转方向相反的方向上旋转所述凸轮轴，则所述气缸体和曲轴箱之间不存 在进一步的相对移动。
根据所述第二方面的简单结构，能够在将压缩比保持在所述第二压缩 比的同时，以及在保持凸轮轴的可动轴承部件中心和凸轮部件中心重合的 同时，从所述第二方位进一步旋转凸轮轴。
这里所使用的禁止装置可以是气缸体和曲轴箱在第二方位上接触以禁 止进一步移动的止动器结构。
在上述方面，所述第一压缩比可以是所述内燃机的压缩比范围内的最 小压缩比，并且所述第二压缩比可以是所述内燃机的压缩比范围内的最大压缩比。这样，在作用有最大燃烧压力的最大压缩比的情况下，能够防止
持在90。附近，并且能够更有效地抑制所述可变压缩比内燃机的振动。
所述第一压缩比可以是所述内燃机的压缩比范围内的最大压缩比，并 且所述第二压缩比是所述内燃机的压缩比范围内的最小压缩比。在这种情 况下，存在所述气缸体和曲轴箱被设置为在所述第一方位上最接近而在所 述第二方位上相距最远的情况。在这种情况下通过应用本发明的该方面， 在最小压缩比的方位上，能够防止所述可动轴承作用线段和所述凸轮作用 线段相对于所述气缸轴线的角度保持在卯。附近，并且能够更有效地抑制 可变压缩比内燃机的振动。
在上述方面，当将所述压缩比改变到作为目标压缩比的所述第二压缩 比时，所述第一控制器可以将所述凸轮轴设置到所述第二方位以获得所述 第二压缩比，并且所述第二控制器可以使所述凸轮轴在远离所述第一方位 的方向上旋转以超过所述第二方位大致90。。
在这种情况下，在所述可变压缩比内燃机的目标压缩比是所述第二压
成90。角度的第二方位的压缩比的情况下，不是旋转所述凸轮轴至第二方 位，而是在远离第一方位的方向上将所述凸轮轴再旋转90。。
结果，能够在将压缩比保持在第二压缩比的同时，获得可动轴承作用 线段和凸轮作用线段与气缸轴线方向大致平行的方位。如果这样，则能够
放大和作用。结果，能够抑制可变压缩比内燃机的振动。
在上述方面，当所述可变压缩比内燃机处于怠速状态并且所述压缩比
是所述第二压缩比时，所述第二控制器可以使所述凸轮轴在远离所述第一
方位的方向上旋转以超过所述第二方位大致卯°。
可变压缩比内燃机中的压缩比改变控制必须至少在某种程度上体现压
缩比变化速度。特别地，在相对高压缩比的情况下，如果存在敲缸的趋势
的情况发生，则有必要迅速减小压缩比。相反地，当可变压缩比内燃机处于怠速状态时，安装所述可变压缩比 内燃机的车辆通常是停止的。在这种情况下，可变压缩比内燃机运转条件 突然变化的可能性是很小的，可以说，目标压缩比突然变化的可能性较小。 因此，在这种情况下，即使第二控制器使所述凸轮轴在远离第一方位的方
向上旋转以超过第二方位大致90°,这将影响随后对压缩比的迅速控制的 可能性较小。因此，在不影响压缩比的控制性的情况下，能够更有效地抑 制振动。
在上述方面，在所述可变压缩比内燃机中，当所述可变压缩比内燃机 的运转条件落入指定的第二压缩比区域内时，可以将所述第二压缩比设定 为目标压缩比；当所述运转条件落入其它压缩比区域内时，可以使所述压 缩比从所述第二压缩比改变；并且，当所述第二压缩比被设定为所述目标 压缩比时，所述第一控制器可以将所述凸轮轴设置到所述第二方位以获得 所述第二压缩比，所述第二控制器可以使所述凸轮轴在远离所述第一方位 的方向上旋转以超过所述第二方位而达到第三方位；并且随着所述运转条 件接近所述第二压缩比区域和所述其它压缩比区域的边界，所述第二控制 器可以使所述凸轮轴在所述第三方位中的角度接近在所述第二方位中的角 度。
在所述可变压缩比内燃机中，在落入指定运转条件区域内的条件下， 执行控制以将压缩比设定为相应于该运转条件的压缩比。例如，在运转条 件落入第二压缩比区域内的情况下，压缩比被设定为所述第二压缩比。
在上述方面，当将压缩比设定为第二压缩比时，第二控制器在远离第 一方位的方向上旋转凸轮轴超过第二方位而到达第三方位。这样，抑制了
和作用。
然而，在这种情况下，例如如果需要将压缩比由第二压缩比变为第一压 缩比，则有必要首先由第二控制器将凸轮轴从第三方位旋转至第二方位， 然后，再由第一控制器将凸轮轴从第二方位旋转至第一方位。这样，存在 难以迅速改变压缩比的情况。另外，这样做时，如果第二方位上的凸轮轴角度大大远离第三方位上的凸轮轴角度，则将更加难以迅速地改变压缩比。 在上迷方面，随着运转条件接近第二压缩比区域和其它压缩比区域的 边界，第二控制器使凸轮轴在第三方位中的角度接近在第二方位中的角度。
这样，可变压缩比内燃机的运转条件从第二压缩比区域转换至其他压 缩比区域的可能性越大，第三方位上的凸轮轴角度越接近于第二方位上的 凸轮轴角度。结果，能够在运转条件变化的情况下执行更快的压缩比控制， 使得有必要从第二压缩比改变压缩比。
在上述方面，在所述可变压缩比内燃机中，当所述可变压缩比内燃机 的运转条件落入指定的第二压缩比区域内时，可以将所述第二压缩比设定
为目标压缩比；当所述运转条件落入其它压缩比区域内时，可以使所述压 缩比从所述第二压缩比改变；并且，当所述第二压缩比被设定为所述目标 压缩比时，所述第一控制器可以将所述凸轮轴设置到所述第二方位以获得 所述第二压缩比，所述第二控制器可以使所述凸轮轴在远离所述第一方位 的方向上旋转以超过所述笫二方位而达到第三方位，并且当所述运转条件 落入所述第二压缩比区域内时随着所述运转条件的变化速率的增大，所述 第二控制器可以使所述凸轮轴在所述第三方位中的角度接近在所述第二方 位中的角度。
如上所述，在上述方面的可变压缩比内燃机中，当运转条件落入第二 压缩比区域内时，压缩比被设定为第二压缩比。然后由第二控制器进一步 将凸轮轴从第二方位旋转至第三方位。在这种情况下，如果需要改变压缩 比，例如，如上所述，从第二压缩比变为第一压缩比，则难以迅速改变压 缩比。
相反地，在运转条件落入第二压缩比区域内的情况下，可以想象，随 着运转条件变化速率的增大，运转条件很可能立刻从第二压缩比区域转变 至其它区域。
考虑到上述情况，在上述方面，在运转条件落入第二压缩比区域内的 情况下，随着运转条件变化速率的增大，第二控制器使凸轮轴在第三方位 上的角度接近在第二方位上的角度。这样，当可变压缩比内燃机的运转条件很可能从第二压缩比区域转变 至其它压缩比区域时，能够使凸轮轴在第三方位上的角度更加接近在第二 方位上的角度。结果，当运转条件改变并且需要从第二压缩比改变压缩比 时，能够更快地执行压缩比控制。
在上述方面，可以基于所述可变压缩比内燃机的发动机负荷和/或所述 可变压缩比内燃机的发动机转速获得所述运转条件的变化速率。
在这方面，能够尽可能地使用各种组合。
在本发明的上述各方面，能够在不受压缩比约束的情况下抑制可变压 缩比内燃才几的振动。


由以下参照附图对优选实施例的说明，本发明前述的以及其他的目的、 特征和优点将变得显而易见，其中，相同的数字用于表示相同的元件，附
图中
图1是示出才艮据本发明第一实施例的可变压缩比内燃机的总体构造的 分解透视图2A至2C是示出在已知的可变压缩比内燃机中，气缸体相对于曲轴 箱的相对运动的进行过程的截面图3A至3C是示出在根据本发明第 一实施例的可变压缩比内燃机中， 气缸体相对于曲轴箱的相对运动的进行过程的截面图4A是示出在已知的可变压缩比内燃机中，响应于凸轮轴转角的变 化，连接轴部件的中心和凸轮部件的中心的线段以及连接轴部件的中心和 可动轴承部件的中心的线段的运动的视图4B是示出在根据本发明第一实施例的可变压缩比内燃机中，响应 于凸轮轴转角的变化，连接轴部件的中心和凸轮部件的中心的线段以及连 接轴部件的中心和可动轴承部件的中心的线段的运动的视图4C是示出在才艮据本发明第二实施例的可变压缩比内燃机中，响应 于凸轮轴转角的变化，连接轴部件的中心和凸轮部件的中心的线段以及连接轴部件的中心和可动轴承部件的中心的线段的运动的视图5是示出在本发明的第一实施例中，对于各种长度比，凸轮轴转角 与作用于凸轮轴上的转矩之间关系的变化的曲线图6是示出在本发明的第一实施例中，对于各种长度比，凸轮轴转角 与压缩比之间关系的变化的曲线图7是示出在本发明的第一实施例中，对于各种长度比，凸轮轴转角 与连接轴部件的中心和可动轴承部件的中心的线段相对于气缸轴线方向的 角度之间的关系的变化的曲线图8是示出在本发明的第一实施例中，对于各种长度比，凸轮轴转角 与作用在连接轴承部件的中心和轴部件的中心的线段的方向上的法向力之 间的关系的变化的曲线图9A至9C为示出在本发明的第一实施例中，凸轮部件和可动轴承部 件的外形的示例的图10A至10C为示出在根据本发明第二实施例的可变压缩比内燃机 中，当凸轮轴旋转超出压缩比最大的方位时的进行过程的图ll是示出在本发明的第二实施例中，凸轮轴转角与气缸体和曲轴之 间的相对位置之间的关系的曲线图12是示出能够应用于本发明第二实施例的齿轮的示例的图13是示出在本发明的第三实施例中，运转条件与凸轮轴转角之间的 关系的曲线图14是示出在本发明的第四实施例中，运转条件变化速率与凸轮轴转 角之间的关系的曲线图。
具体实施例方式
下面将参照附图详细说明本发明的实施例。
以下所说明的内燃机l为可变压缩比内燃机，其通过令设有气缸2的 气缸体3在气缸2的中心轴线方向上相对于与活塞相连接的曲轴箱4移动 来改变压缩比。首先，参照图l,将说明改变压缩比的该实施例的构成。如图l所示，
在气缸体3的下部两侧形成有多个突出部，在各突出部内形成轴承容纳孔 5。圆形的轴承容纳孔5与气缸2的轴线方向垂直地延伸，且设置在与多个 气缸2的设置方向平行的方向上。气缸体3 —侧的轴承容纳孔5均沿同一 条轴线设置，并且气缸体3各侧的轴承容纳孔5的轴线形成一对平行轴线。
曲轴箱4具有在形成有上述轴承容纳孔5的多个突出部之间形成的竖 直壁部分。在曲轴箱4外侧的各竖直壁部分的表面上形成有半圆形的凹部。 各竖直壁部分还具有用螺栓6安装的盖子7，盖子7也具有半圆形的凹部。 当盖子7被安装在各竖直壁部分上时，便形成了圆形的凸轮容納孔8 。
当气缸体3被安装在曲轴箱4上时，多个凸轮容纳孔8以与轴承容纳 孔5同样的方式与气缸2的轴线方向垂直地延伸，并且也都形成为与多个 气缸2的设置方向平行。这些凸轮容纳孔8也形成于气缸体3的两侧，且 形成于气缸体3 —侧的所有凸轮容纳孔8均沿同一条轴线设置。气缸体3 两側的凸轮容纳孔8的轴线相互平行。两侧的轴承容纳孔5中心之间的距 离与两侧的凸轮容纳孔8中心之间的距离相等。
凸轮轴9穿过相对的两排轴承容纳孔5和凸轮容纳孔8中的各排。如 图1所示，各凸轮轴9具有轴部件9a、凸轮部件9b和可动轴承部件9c, 凸轮部件9b具有圆形凸轮轮廓并被相对于轴部件9a的中心偏心地固定在 轴部件9a上，可动轴承部件9c被可转动地固定在轴部件9a上并且也具有 圆形外形。凸轮部件9b和可动轴承部件9c交替设置。成对的凸轮轴9呈 镜像关系。在凸轮轴9的端部形成有用于安装以下将说明的齿轮10的安装 部9d。轴部件9a的中心轴线与安装部9d的中心轴线相互偏离，凸轮部件 9b的中心和安装部9d的中心共轴。
可动轴承部件9c也相对于轴部件9a偏心。在各凸轮轴9中，多个凸 轮部件9b的偏心的方向是相同的。
在各凸轮轴9的一端安装有齿轮10。固定在成对凸轮轴9的端部的一 对齿轮10中的各个与蜗轮lla、 llb相啮合。蜗轮lla、 llb被固定在单 个电动机12的一个输出轴上。蜗轮lla、 llb具有在相反的方向上旋转的螺旋槽。因此，当电动机12旋转时，成对的凸轮轴9经由齿轮10在相反 的方向上旋转。电动机12被安装在曲轴箱4上。
在已知的可变压缩比内燃机中，连接凸轮轴9的轴部件9a和凸轮部件 9b的中心的线段Ll的长度被设定为与连接轴部件9a和可动轴承部件9c 的中心的线段L2的长度相等。如图2A至图2C和图4A所示，执行从最 小压缩比到最大压缩比的变化。
图2A至图2C是示出气缸体3 、曲轴箱4以及装配于两者之间的凸轮 轴9之间工作关系的横截面视图。图4A示出了响应于凸轮轴9的转角变 化，线段L1和线段L2的运动。在图2A至图2C以及图4A和图4B中， a是轴部件9a的中心，b是凸轮部件9b的中心，c是可动轴承部件9c的 中心。图2A示出了压缩比范围内的最小压缩比的方位。在该方位上，如 图2A所示，可动轴承部件9c的中心c、轴部件9a的中心a、凸轮部件9b 的中心b以上述顺序排列在直线上。在该方位上，如图4A所示，当凸轮 轴的转角为0。时，线段Ll和L2被设置在轴部件9a的中心a的两侧，且 与气缸2的轴线方向平行。
从图2A所示的方位，如果驱动电动机12以使轴部件9a在箭头的方 向上旋转，则发生图2B所示的方位。此时，由于线段L1和L2相对于气 缸2的轴线方向偏斜，所以线段L1和线段L2之间的角度减小，从而使气 缸体3更接近曲轴箱4。
如果驱动电动机12以在箭头的方向上进一步旋转轴部件9a，则发生 图2C所示的方位。该方位表示压缩比范围内的最大压缩比。在该方位上， 如图4A所示，当凸轮轴转角为90。时，线段L1和L2在与气缸2的轴线 方向垂直的方向上重叠。在该方位上，成对的轴部件9a被定位成在轴承容 纳孔5和凸轮容纳孔8内朝向外侧。
以这种方式，在已知的可变压缩比机构中，在压缩比范围内的最小压 缩比的方位上，线段L1和L2均平行于气缸2的轴线方向，可动轴承部件 9c的中心c、轴部件9a的中心a、凸轮部件9b的中心b，从图2A和图2B 的上側以所述的顺序排列在直线上。通过凸轮轴9的旋转，线段L1和L2在相反的方向上旋转，在凸轮轴9从最小压缩比方位旋转90。的方位上， 线段Ll和L2均相对于气缸2的轴线方向偏斜90°,该方位是最大压缩比 方位。
考虑如上所述的已知可变压缩比机构中的最大压缩比的方位。在这种 状态下，连接凸轮轴9的轴部件9a的中心a和凸轮轴9的凸轮部件9b的 中心b的线段Ll与连接凸轮轴9的轴部件9a的中心a和凸轮轴9的可动 轴承部件9c的中心c的线段L2相对于气缸2的轴线方向成卯°角。由于 内燃机l的燃烧压力而产生的在使气缸体3和曲轴箱4相互远离方向上的 载荷作用在与气缸2的轴线方向平行的方向上。
结果，由内燃机1的燃烧压力导致的载荷在线段Ll和L2的方向上被 大大地放大。因此，在最大压缩比方位上，较大的周期性发生的载荷作用 在凸轮轴9以及气缸体3和曲轴箱4内与凸轮轴9相配合的部件上。结果， 在凸轮轴9的区域内能够增强内燃机1中的振动。特别地，由于可动轴承 部件9c能够相对于轴部件9a旋转，并且也处于能够相对于气缸体3旋转 的方位上，所以更容易发生振动。
在这种情况下，由于垂直于气缸2轴线的气缸体3和曲轴箱4的间隙， 可动轴承9c的旋转方向游隙加剧，致使相对于凸轮轴9的旋转的压缩比跟 随性(tracking)恶化，从而使压缩比的控制性恶化。
另外，与线段L1和L2相对于气缸2的轴线方向的角度小于卯。的方 位相比，对于给定的载荷，作用在凸轮轴9上的、用以使气缸体3和曲轴 箱4相互靠近或远离地移动的转矩更大。即，保持该方位上的压缩比所需 的转矩趋于增大。同样，从该方位改变压缩比所需的转矩趋于增大。这是 在已知的可变压缩比内燃机中凸轮轴9的转角仅能在从0。至90。的范围内 使用的原因之一。换句话说，如果令线段L1和L2的长度相等，则由于存 在凸轮轴9的转角为卯。时转矩过大的情况，因难以平稳操作凸轮轴9，所 以存在难以在0。至180。的范围内使用凸轮轴9的转角的情况。
与前述情况相反，在本实施例中，令连接轴部件的中心和可动轴承部 件的中心的线段的长度比连接轴部件的中心和凸轮部件的中心的线段的长度长。此外，通过在改变压缩比的范围内改变凸轮轴转角，即使在最大压 缩比方位上，与最小压缩比方位相似地，令连接轴部件的中心和可动轴承 部件的中心的线段和连接轴部件的中心和凸轮部件的中心的线段排列在与
气釭2的轴线方向平行的直线上。
下面将利用图3A至3C和图4B说明在本实施例中，当压缩比变化时 凸轮轴的动作。在本实施例的凸轮轴19中，令连接轴部件19a的中心a 和可动轴承部件19c的中心c的线段L4的长度为连接轴部件19a的中心a 和凸轮部件19b的中心b的线段L3的长度的1.7倍。在压缩比范围内的最 小压缩比处，凸轮轴19的各部件的中心按照可动轴承部件19c的中心c、 轴部件19a的中心a以及凸轮部件19b的中心b的顺序，如图3A至3C和 图4A中所示由上至下排列在与气缸2的轴线方向平行的直线上。在压缩 比范围内的最大压缩比方位上，即在两个凸轮轴19中的各凸轮轴在相反的 方向上旋转180。的方位上，凸轮轴19的各部件的中心按照可动轴承部件 19c的中心c、凸轮部件19b的中心b以及轴部件19a的中心a的顺序，如 图3C和图4B中所示由上至下排列在与气缸2的轴线方向平行的直线上。
通过以上述动作改变压缩比，即使在范围内的最大压缩比处，凸轮轴
平行。结果，大大抑制了在L3和L4的方向上由燃烧压力导致的载荷的放 大。结果，特别地抑制了凸轮轴19的可动轴承部件19c区域内的振动。
然后，图5示出了在线段L4与线段L3的长度比M取各种值的情况 下，当由燃烧压力导致的栽荷作用在将气缸体3和曲轴箱4相互远离地移 动的方向上时，凸轮轴转角和作用于凸轮轴上的转矩之间的关系。如图5 所示，当长度比M为1时，凸轮轴转角为卯。时的转矩最大。当长度比 M为1时，转矩的绝对值显著大于长度比M大于1的情况。随着长度比 M从l开始增大时，当凸轮轴转角变化时转矩的最大值减小。而且，在长 度比M为1.3或更大的情况下，能够充分地减小最大转矩。
然后，图6示出了长度比M取不同值时，凸轮轴转角和压缩比之间的 关系。根据图6，在如已知领域中的长度比M为1的情况下，压缩比相对于凸轮轴转角变化的改变量在转角为90。附近时急剧增大。相反地，当长 度比M从1开始增大时，随着长度比的增大，压缩比相对于凸轮轴转角变 化的改变量#:平稳化。当长度比M为1.3或更大时，能够达到被充分地平 稳化，因此提高了线性。
从图6中可以看出，当M为1.3或更大时，特别是当M在从约1.3至 约1.7的范围内时，能够令压缩比范围的中间值落入凸轮轴转角为卯。的附 近。因此，在本实施例中能够提高凸轮轴转角和压缩比之间关系的对称性， 进而也能提高凸轮轴转角和压缩比之间的线性。
然后，图7示出了对于长度比M的不同值，凸轮轴转角和线段L4相 对于气缸2轴线方向的角度(！)(图4B所示)之间关系的变化。根据图7， 在如已知领域中的长度比M为1的情况下，随着凸轮轴转角从0°开始增大， 巾线性增大，并且当凸轮轴转角为90°时，(J)达到最大值90。。相反地，当 长度比M大于1时，随着长度比M的增大，(J)的最大值减小。当长度比 M为1.7时，(J)的最大值约为40。或更小。
由于(J)的值越大则由燃烧压力导致的线段L4方向上的载荷放大程度 增大，所以当M为1.7时，能够大大地减小由燃烧压力导致的线段L4方 向上的载荷放大程度。
图8示出了对于长度比M的不同值，凸轮轴转角和作用在线段L3方 向上的法向力之间关系的变化。根据图8，当如已知领域中的长度比M为 l时，随着凸轮轴转角接近卯。，法向力突然增大。相反地，当令长度比大 于1时，随着长度比M的增大，可以看出法向力的最大值减小。
如上所述，在本实施例中，令连接轴部件中心和可动轴承部件中心的 线段的长度为连接轴部件中心和凸轮部件中心的线段的长度的1.7倍。由 此，能够减小由燃烧压力引起的作用于凸轮轴的凸轮部件和可动轴承部件 上的载荷。结果，能够获得凸轮轴或气缸体或曲轴箱内与凸轮轴相配合的 部件的刚度的相对减小，从而能够抑制由燃烧压力引起的这些部件附近的 振动。还能够减小由燃烧压力引起的作用于凸轮轴上的转矩。结果，还能 够减小利用电动机驱动或者保持凸轮轴所需要的能量。还能够提高燃烧压力相对于凸轮轴转角变化的线性。在这种情况下，线段L1和L3对应于凸 轮作用线段，线段L2和L4对应于可动轴承部件作用线段。
在前述实施例中，连接轴部件中心和可动轴承部件中心的线段的长度 与连接轴部件中心和凸轮部件中心的线段的长度之比被设定为1.7。然而， 该长度比不限于1.7。例如，如果长度比为1.3或更大，则可以充分地实现 本发明的效果。
在图5中可以看出，即使令长度比M为1.7，在凸轮轴转角在60。附近 的情况下，由燃烧压力引起的作用于凸轮轴上的转矩也相对较大。而且， 从图7中可以看出，即使令长度比M为1.7，如果凸轮轴转角在卯。附近，
d)也会变为最大值。
因此，在本实施例中，可以将长度比M设定为1.7并执行控制来防止 使用在60。和卯。附近的规定范围的凸轮轴转角。例如，如果判定为内燃机 1的运转状态所要求的压缩比在凸轮轴转角在从50°至100。的范围内时获 得，则可以通过令凸轮轴的转角为45。来改变压缩比。另外，如果冷却水 或进气温度低，并且不太可能发生敲缸，则在令由所需要的燃烧压力得到 的目标凸轮轴转角为90。的情况下，可以执行控制来将凸轮轴转角设定为 处于高压缩比侧的105°。在这种情况下，凸轮轴转角的从50。至75。的范围 对应于第一角度范围，从75。至100。的范围对应于第二角度范围。
或者，可以执行控制，使得不使用从50。至70。以及从80。至100。的凸 轮轴转角范围。此外，在使用在从50。至70。的范围内以及从80。至100。的 范围内的凸轮轴转角的情况下，可以执行控制，使得在经过了规定时间之 后通过例如旋转凸轮轴至接近但是在这些角度范围之外的转角，来减小使 用在从500至70。的范围内以及从80。至100。的范围内的凸轮轴转角的频率。 在这种情况下，从50。至70。的范围对应于第一角度范围，从80。至100。的 范围对应于笫二角度范围。
尽管在凸轮轴的凸轮部件和可动轴承部件均为圆形外形的情况下说明 了前述实施例，但是凸轮部件和可动轴承部件不限于圆形。图9A至图9C 示出了凸轮部件和可动轴承部件具有能够使其可转动地容纳于凸轮容纳孔和轴承容纳孔内的其他形状的示例。
图9A示出了第一实施例中的上述凸轮部件和可动轴承部件具有圆形 外形的示例。图9B示出了凸轮部件和可动轴承部件具有由圆弧形端面和 直线端面形成的外形的示例。图9C示出了凸轮部件和可动轴承部件具有 由三个圆弧封闭的外形的示例。
下面将说明本发明的第二实施例。在第二实施例的可变压缩比内燃机 中，连接凸轮轴9的轴部件9a和凸轮部件9b的中心的线段Ll和连接轴 部件9a和可动轴承部件9c的中心的线段L2被二没定为相等。在已知领域 中的该结构中，如图2A至2C和图4A所示执行压缩比范围内的从最小压 缩比向最大压缩比的转变。
相反地，在本实施例中，在将内燃机1的压缩比控制为最大压缩比的 情况下，设置为使得凸轮轴9从凸轮轴9的转角为卯。的图2C所示的方位 再旋转90。从而到达180。转角。在此，针对使凸轮轴9从卯。转角进一步旋 转卯。的情况，说明凸轮轴9以及气缸体3和曲轴箱4的工作。在气缸体3 和曲轴箱4之间设有止动器14,以便防止气缸体3和曲轴箱4在凸轮轴转 角为卯。的最大压缩比方位上彼此更加接近。即使凸轮轴9的转角从卯。 进一步旋转90。，气缸体3和曲轴箱4也不会一起进一步移动。
图IOA和图10B为示出在本实施例中的凸轮轴9从图2C所示的方位 进一步旋转的情况下，气缸体3、曲轴箱4与装配于两者之间的凸轮轴9 之间的关系的横截面图。图4C示出了当该旋转发生时线段Ll 、 L2的移动。
图10A中所示的方位为在压缩比范围内的最大压缩比方位，这与图2C 中所示的方位相同。当凸轮轴9从该方位沿箭头所示方向进一步旋转时， 如上所述，由于气缸体3和曲轴箱4不会一起进一步移动，所以在凸轮轴 9在轴承容纳孔5和凸轮容纳孔8内转动时，从凸轮轴9的轴线方向观察 时凸轮轴9的凸轮部件9b和可动轴承部件9c保持它们的重叠方位。
通过使凸轮轴9从图10A的方位，即如图4C所示的转角为90°的方位 转动90°，转角变为如图10B或图4C所示的180。的方位。在该方位上， 图4C中所示的线段L1和线段L2平行于气缸2的轴线，从而防止了由燃烧压力引起的作用于线段L1和L2的方向上的载荷的增大。结果，抑制了 内燃机1的振动。也抑制了由燃烧压力引起的大转矩在凸轮轴9上的作用。
图2A中所示的方位与本实施例中的第一方位相对应，作为对应的压 缩比的最小压缩比与本实施例中的第一压缩比相对应。图2C和图10A中 所示的方位与本实施例中的第二方位相对应。作为对应压缩比的最大压缩 比与本实施例中的第二压缩比相对应。此外，本实施例的第一控制器包括 致使内燃机l从图2A的方位向图2C的方位过渡的凸轮轴9。
本实施例的第二控制器包括致使内燃机l从图IOA的方位向图IOB的 方位过渡的凸轮轴9，且止动器14与禁止装置相对应。
图11示出了当凸轮轴9、气缸体3和曲轴箱4从图2A的方位，经过 图2C和图IOA所示的方位，改变为图10B的方位时，气缸体3相对于曲 轴箱4的相对位置的变化。在图11中横轴表示凸轮轴9的转角，纵轴表示 气缸体3相对于曲轴箱4的相对位置。如图4C所示，当凸轮轴9的转角 为0。时，气缸体3处于距离曲轴箱4最远的方位，在该方位上的压缩比为 压缩比范围内的最小压缩比。
随着凸轮轴9从该方位旋转，气缸体3和曲轴箱4相互接近，当凸轮 轴9的转角为90。时，气缸体3和曲轴箱4最近。在该方位上的压缩比为 压缩比范围内的最大压缩比。
当凸轮轴9从卯。方位进一步旋转时，由于气缸体3和曲轴箱4与止 动器14接触，它们不再进一步相互接近，且凸轮轴9在轴承容纳孔5和凸 轮容纳孔8内自由旋转。即使凸轮轴9的转角达到180°,并且线段Ll和 线段L2与气缸2的轴线平行，气缸体3和曲轴箱4之间的距离也保持在 与凸轮轴9的转角为90°时相同的距离。
从图ll中可以看出，当凸轮轴9的转角在卯。附近时，对于凸轮轴9 转角的给定的变化，气缸体3相对于曲轴箱4的相对位置的变化量增大。 在上述情况下，作用于凸轮轴9上的转矩和载荷增大。在这方面，可以执 行控制，使得使用在90。附近，例如在从85。至120。的范围内的凸轮轴转角 的频率降低，并使得在卯。附近的凸轮轴9转角的使用在很长一段时间内不连续。在这种情况下，如果与目标压缩比相应的凸轮轴9转角为88。， 则凸轮轴9的转角可以设定为85。而取代88。。相反地，如果目标压缩比为 最大压缩比，则如上所述可以令凸轮轴9的转角为180。。还可以令转角充 分远离90。并且也小于180°。
如图l所示，前述所用的齿轮10为圆盘齿轮。相反地，在本实施例中， 将使用如图12所示的齿轮，从该齿轮上切除了不要的部分。在这种情况下， 如图12所示，如果与蜗轮lla、 11b的啮合角为60。，则为了改变压缩比 需要90。的旋转余地，并且为了从最大压缩比方位向线段Ll和L2平行于 轴线方向的方位旋转也需要90。的旋转余地。所以，切除部分的角度为120。。
下面将说明本发明的第三实施例。对于该实施例，将说明在保持压缩 比范围内的最大压缩比的方位的同时，响应于内燃机1的运转条件而改变 凸轮轴9的转角的控制。
在这种情况下，根据内燃机1的运转条件确定内燃机1的压缩比的目 标值。例如，将在各种运转条件下都不会发生敲缸的最高压缩比被设定为 目标值。在这种情况下，存在目标值为最大压缩比的运转条件区域(下文 中称为"最大压缩比区域")。
在内燃机l的运转条件落入最大压缩比区域的情况下，最大压缩比被 设定为压缩比的目标值。在第二实施例所述的控制中，存在使得凸轮轴9 的转角为180。的情况。如果这发生，假若内燃机l的运转条件随后离开了 最大压缩比区域，则有必要旋转凸轮轴9，先将凸轮轴9的转角从180。转 至90°，然后再进一步旋转凸轮轴9至与响应于当时的运转条件的压缩比 相应的转角。由此，从最大压缩比变为较低压缩比所需要的时间增加，存 在难以迅速改变压缩比的情况。结果，可以预想一种不能充分抑制敲缸的 情况。
鉴于上述情况，在本实施例中，内燃机l运转条件中的最大压缩比区 域被划分为多个子区域，并且内燃机l的运转条件越接近与最大压缩比区 域内的其他运转条件子区域的边界，则令凸轮轴9的转角越接近卯° 。
图13为示出本实施例中的内燃机1的运转条件和凸轮轴9的转角之间的关系的曲线图。如图13所示，在内燃机l可以被设定的运转条件中，在 低载荷侧的区域内，最大压缩比祐 没定为压缩比的目标值。该区域为上述 最大压缩比区域。然后，当发动机负荷与最大压缩比区域的边界交叉时， 压缩比的目标值被设定为较低的压缩比来抑制敲缸的发生。
如图13所示，在本实施例中最大压缩比区域进一步被划分为三个子区 域，从第一至第三子区域。在发动机负荷最低的第一子区域中，凸轮轴9 的转角被设定为180。，在发动机负荷稍高的第二子区域中，凸轮轴9的转 角被设定为150。，而在发动机负荷更高的第三子区域中，凸轮轴9的转角 被设定为120°。即，如果内燃机l的运转条件落入最大压缩比区域，则内 燃机l的运转条件越接近最大压缩比区域和其他工作区域之间的边界，令 凸轮轴9的转角越接近卯°。
由此，目标压缩比为小于最大压缩比的压缩比的可能性越大，能够令 凸轮轴9的转角越接近90。，且能够更快地将压缩比变为低于最大压缩比 的目标压缩比。结果，改善了从实际压缩比至目标压缩比的跟随性。
以上，凸轮轴9旋转至大于卯。的转角的方位，例如，运转条件落入 从第一子区域至第三子区域的子区域内的方位，与本实施例中的第三方位 相对应。上述最大压缩比区域与本实施例中的第二压缩比区域相对应。
然后，将说明本发明的第四实施例。在本实施例中，在与第三实施例 相同的方式中，将说明在内燃机l的运转条件落入最大压缩比区域的情况 下，当目标压缩比变得低于最大压缩比时为提高压缩比的跟随性的控制， 即根据内燃机1的运转条件的变化速度来改变凸轮轴9的转角的控制。
即，在本实施例中，当内燃机l的运转条件落入最大压缩比区域内时， 如果运转条件的变化速度大，则预测运转条件可能马上离开最大压缩比区 域。图14为示出本实施例中运转条件的变化速度与凸轮轴9的转角之间的 关系的曲线图。
在图14中，纵轴表示凸轮轴9的转角，横轴表示运转条件的变化速度。 可以通过表示节气门开度信号(])的变化速率的时间导数d 4) /dt来预测运转 条件变化速度。如图14所示，即使内燃机l的运转条件落入最大压缩比区域内，如果运转条件变化速度很大，则在本实施例中判定为很可能运转条
件将离开最大压缩比区域，并且凸轮轴9的转角因此变为接近90。。
由此，在运转条件变化速度大的条件下，能够准备通过令凸轮轴9的 转角小于90。来将压缩比变为低于最大压缩比，从而提高实际的压缩比对 目标压缩比的跟随性。以上，尽管通过表示节气门开度信号(J)相对于时间 的变化速率的d (J) /dt来预测运转条件的变化速度，但运转条件变化速度也 可以根据来自曲轴位置传感器(图未示)的信号，通过表示发动机转速N 相对于时间的变化速率的dN/dt来预测。
针对通过将凸轮轴9的转角从0。增大至卯。而使气缸体3和曲轴箱4 结合为一体的结构说明了前述实施例。然而，本发明还可以用于相反地的 结构，其中，在气缸体3和曲轴箱4最为接近的方位上，可动轴承部件9c 的中心c、轴部件9a的中心a以及凸轮部件9b的中心b按所述顺序基本 沿直线排列成与气缸2的轴线方向基本平行。这种情况下，当气缸体3和 曲轴箱4相距最远时，可动轴承部件9c的中心c和凸轮部件9b的中心b 重叠，且可动轴承部件9c的中心c、凸轮部件9b的中心b以及轴部件9a 的中心a在基本垂直于气缸2的轴线方向的方向上排列。在这种情况下， 最大压缩比对应于第一压缩比，最小压缩比对应于第二压缩比。
权利要求
1. 一种可变压缩比内燃机，其特征在于包括曲轴箱，曲轴装配在所述曲轴箱内；气缸体，气缸形成在所述气缸体内，并且所述气缸体可移动地安装在所述曲轴箱上；以及凸轮轴，所述凸轮轴在所述气缸体内的所述气缸的两侧设置成能够以互相相反的方向旋转，其中所述凸轮轴包括轴部件、固定在所述轴部件上的凸轮部件以及可旋转地安装在所述轴部件上的可动轴承部件，所述凸轮部件可旋转地容纳于凸轮容纳孔内，所述凸轮容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中的一者内，并且所述可动轴承部件可旋转地容纳于轴承容纳孔内，所述轴承容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中的另一者内，所述凸轮轴被旋转以使所述曲轴箱和所述气缸体彼此靠近或远离地移动，以改变所述内燃机的压缩比，以及从所述凸轮轴的轴线方向观察时，连接所述轴部件的中心和所述可动轴承部件的中心的线段的长度被设定成比凸轮作用线段的长度长，所述轴部件的中心是所述轴部件的旋转中心，所述可动轴承部件的中心是所述可动轴承部件在所述轴承容纳孔内的旋转中心，所述凸轮作用线段是连接所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的直线，其中所述凸轮部件的中心是所述凸轮部件在所述凸轮容纳孔内的旋转中心。
2. 根据权利要求l所述的可变压缩比内燃机，其中 从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的方位以所述的顺序排列 在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得压缩比范围内的 最小压缩比；从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动轴承部件的中心、所述凸 轮部件的中心和所述轴部件的中心的方位以所述的顺序排列在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得所述压缩比范围内的最大压缩比；以及所述最大压缩比是通过使所述凸轮轴从获得所述最小压缩比的方位旋 转大致180。而获得的。
3. 根据权利要求l所述的可变压缩比内燃机，其中 从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的方位以所述的顺序排列 在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得压缩比范围内的 最大压缩比；从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动轴承部件的中心、所述凸 轮部件的中心和所述轴部件的中心的方位以所述的顺序排列在与所述气缸 的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得所述压缩比范围内的最小压缩 比；以及所述最小压缩比是通过使所述凸轮轴从获得所述最大压缩比的方位旋 转大致180。而获得的。
4. 根据权利要求2或权利要求3所述的可变压缩比内燃机，其中， 当使所述凸轮轴从获得所述最小压缩比或所述最大压缩比的方位旋转大致设定成使得所述压缩比为所述压缩比范围的中间值。
5. 根据权利要求1至4中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中所或i大。--、、 一 … ，，、 、
6. 根据权利要求1至5中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中所 述轴部件具有圆柱形的外形，并且所述凸轮部件从所述凸轮轴的轴线方向 观察时相对于所述轴部件的中心是偏心的，并且具有直径比所述轴部件的 直径大的圆形的凸轮轮廓，以及其中，所述凸轮容纳孔具有与所述凸轮部 件相同的圆形的形状，所述可动轴承部件的外径大于所述凸轮部件的直径， 并且所述轴承容纳孔具有与所述可动轴承部件相同的圆形的形状。
7.根据权利要求1至6中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 指定的第一角度范围的使用频率和/或指定的第二角度范围的使用频 率低于任何其它可能的角度范围的使用频率，所述第一角度范围是在所述件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心以所述的顺序排列在 与所述气缸大致平行的大致直线上的方位旋转60。的附近，所述第二角度 范围是在所述凸轮轴从相同方位旋转90。的附近。
8.—种可变压缩比内燃机，其特征在于包括曲轴箱，曲轴装配在所述曲轴箱内；气缸体，气缸形成在所述气缸体内，并且所述气缸体可移动地安装在 所述曲轴箱上；以及凸轮轴，所述凸轮轴在所述气缸体内的所述气缸的两侧彼此平行地设 置成能够以互相相反的方向旋转，其中所述凸轮轴包括轴部件、固定在所述轴部件上的凸轮部件以及可旋转 地安装在所述轴部件上的可动轴承部件，所述凸轮部件可旋转地容纳于凸 轮容纳孔内，所述凸轮容纳孔形成于所述气缸体和所述曲轴箱中的一者内， 并且所述可动轴承部件可旋转地容纳于轴承容纳孔内，所述轴承容纳孔形 成于所述气缸体和所述曲轴箱中的另 一者内，所述凸轮轴被旋转以使所述曲轴箱和所述气缸体彼此靠近或远离地移 动，以改变所述内燃才几的压缩比，以及所述内燃机具有第一压缩比，从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述 凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的线上时，获得所述第一压缩比，以及从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动轴承部件的中心、所述凸 轮部件的中心和所述轴部件的中心的方位以所述可动轴承部件的中心设置 在所述凸轮部件的中心之后的顺序大致排列在与所述气缸的轴线方向大致 平行的直线上时，获得第三压缩比，所述第三压缩比是通过使所述凸轮轴从获得所述第一压缩比的方位旋转大致180。而获得的，以及其中所述第 一压缩比和所述第三压缩比中的一个被设定为压缩比范围内的 最小压缩比，并且所述第一压缩比和所述第三压缩比中的另 一个被取为所 述压缩比范围内的最大压缩比。
9. 根据权利要求8所述的可变压缩比内燃机，其中，从所迷凸轮轴 的轴线方向观察时，连接所述轴部件的中心和所述可动轴承部件的中心的 线段的长度被设定成比凸轮作用线段的长度长，所述轴部件的中心是所述 轴部件的旋转中心，所述可动轴承部件的中心是所述可动轴承部件在所述 轴承容纳孔内的旋转中心，所述凸轮作用线段是连接所述轴部件的中心和 所述凸轮部件的中心的直线，其中所述凸轮部件的中心是所述凸轮部件在 所述凸轮容纳孔内的旋转中心。
10. 根据权利要求9所述的可变压缩比内燃机，其中， 从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述凸轮轴的所述可动轴承部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心的方位以所述的顺序排列 在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得压缩比范围内的 最大压缩比；从所述凸轮轴的轴线方向观察，当所述可动轴承部件的中心、所述凸 轮部件的中心和所述轴部件的中心的方位以所述的顺序排列在与所述气缸 的轴线方向大致平行的大致直线上时，获得所述压缩比范围内的最小压缩 比；以及所述最小压缩比是通过使所述凸轮轴从获得所述最大压缩比的方位旋 转大致180。而获得的。
11. 根据权利要求9或权利要求10所述的可变压缩比内燃机，其中， 当使所述凸轮轴从获得所述最小压缩比或所述最大压缩比的方位旋转大致设定成使得所述压缩比为所述压缩比范围的中间值。
12. 根据权利要求9至11中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中/1.3或更大。
13. 根据权利要求8至12中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 所述轴部件具有圆柱形的外形，并且所述凸轮部件从所述凸轮轴的轴线方 向观察时相对于所述轴部件的中心是偏心的，并且具有直径比所述轴部件 的直径大的圆形的凸轮轮廓，以及其中，所述凸轮容纳孔具有与所述凸轮 部件相同的圆形的形状，所述可动轴承部件的外径大于所述凸轮部件的直 径，并且所述轴承容纳孔具有与所述可动轴承部件相同的圆形的形状。
14. 根据权利要求8至13中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 指定的第 一角度范围的使用频率和/或指定的第二角度范围的使用频率低于任何其它可能的角度范围的使用频率，所述第一角度范围是在所述件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心以所述的顺序排列在 与所述气缸大致平行的大致直线上的方位旋转60。的附近，所述第二角度 范围是在所述凸轮轴从相同方位旋转角90。的附近。
15.根据权利要求8所述的可变压缩比内燃机，其中所述轴部件具有 圆柱形的外形，并且所述凸轮部件从所述凸轮轴的轴线方向观察时相对于 所述轴部件的中心是偏心的，并且具有直径比所述轴部件的直径大的圆形 的凸轮轮廓，以及其中，所述凸轮容纳孔具有与所述凸轮部件相同的圆形 的形状，所述可动轴承部件的外径与所述凸轮部件相同，并且所述轴承容 纳孔具有与所述可动轴承部件相同的圆形的形状，所述可变压缩比内燃才几 还包括第 一控制器，所述第 一控制器通过使所述凸轮轴在第一方位和第二方 位之间旋转来控制所述压缩比，以将所述压缩比控制在在所述第一方位中 获得的第 一压缩比和在所述第二方位中获得的第二压缩比之间，在所述第 一方位中，从所述凸轮轴的轴线方向观察时，所述凸轮轴的所述可动轴承 部件的中心、所述轴部件的中心和所述凸轮部件的中心以所述的顺序排列 在与所述气缸的轴线方向大致平行的大致直线上，在所述第二方位中，从 所述凸轮轴的轴线方向观察时，所述可动轴承部件的中心和所述凸轮部件的中心重合，并且所述可动轴承部件、所述凸轮部件和所述轴部件的中心 排列成与所述气缸的轴线方向大致垂直，其中所述第二方位是通过使所述凸轮轴从所述第一方位旋转卯。而获得的；以及第二控制器，在将所述压缩比保持在所述第二压缩比以及使所述可动 轴承部件的中心和所述凸轮部件的中心保持重合的同时，所述第二控制器 使所述凸轮轴从所述第二方位在远离所述第一方位的方向上进一步旋转。
16. 根据权利要求15所述的可变压缩比内燃机，其中所述第二控制 器具有禁止装置，当使所述凸轮轴从所述第二方位在远离所述第 一方位的 方向上旋转时，所述禁止装置禁止所述气缸体的靠近或远离所述曲轴箱的 进一步移动。
17. 根据权利要求15或权利要求16所述的可变压缩比内燃机，其中 所述第一压缩比是所述内燃机的压缩比范围内的最小压缩比，并且所述第 二压缩比是所述内燃机的压缩比范围内的最大压缩比。
18. 根据权利要求15或权利要求16所述的可变压缩比内燃机，其中 所述第一压缩比是所述内燃机的压缩比范围内的最大压缩比，并且所述第 二压缩比是所述内燃机的压缩比范围内的最小压缩比。
19. 根据权利要求15至18中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 当将所述压缩比改变到作为目标压缩比的所述第二压缩比时，所述第一控 制器将所述凸轮轴设置到所述第二方位以获得所述第二压缩比，并且所述 第二控制器使所述凸轮轴在远离所述第一方位的方向上旋转以超过所述第 二方位大致卯°。
20. 根据权利要求15至18中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 当所述可变压缩比内燃机处于怠速状态并且所述压缩比是所述第二压缩比 时，所述第二控制器使所述凸轮轴在远离所述第一方位的方向上旋转以超 过所述第二方位大致90°。
21. 根据权利要求15至18中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 当所述可变压缩比内燃机的运转条件落入指定的第二压缩比区域内时，将所述第二压缩比设定为目标压缩比，当所述运转条件落入其它压缩比区域内时，使所述压缩比从所述第二 压缩比改变，并且当所述第二压缩比被设定为所述目标压缩比时，所述第 一控制器将所 述凸轮轴设置到所述第二方位以获得所述第二压缩比，并且所述第二控制 器使所述凸轮轴在远离所述第一方位的方向上旋转以超过所述第二方位而 达到第三方位，并且随着所述运转条件接近所述第二压缩比区域和所述其 它压缩比区域的边界，所述第二控制器使所述凸轮轴在所述第三方位中的 角度接近在所述第二方位中的角度。
22. 根据权利要求15至18中任一项所述的可变压缩比内燃机，其中 当所述可变压缩比内燃机的运转条件落入指定的第二压缩比区域内时，将所述第二压缩比设定为目标压缩比，当所述运转条件落入其它压缩比区域内时，使所述压缩比从所述第二 压缩比改变，并且当所述第二压缩比被设定为所述目标压缩比时，所述第一控制器将所 述凸轮轴设置到所述第二方位以获得所述第二压缩比，并且所述第二控制 器使所述凸轮轴在远离所述第一方位的方向上旋转以超过所述第二方位而 达到第三方位，并且随着当所述运转条件落入所述第二压缩比区域内时所 述运转条件的变化速率的增大，所述第二控制器使所述凸轮轴在所述第三 方位中的角度接近在所述第二方位中的角度。
23. 根据权利要求22所述的可变压缩比内燃机，其中所述运转条件 的变化速率是基于发动机负荷和发动机转速中的至少 一者来确定的。
全文摘要
一种可变压缩比内燃机使凸轮轴旋转以产生曲轴箱和气缸体之间的相对移动。凸轮轴具有轴部件、固定在该轴部件上的凸轮部件以及相对于该轴部件可旋转的可动轴承部件。凸轮部件可旋转地容纳于形成在曲轴箱中的凸轮容纳孔内，可动轴承部件可旋转地容纳于形成在气缸体中的轴承容纳孔内。连接轴部件的中心和可动轴承部件的中心的线段的长度被设定成比连接轴部件的中心和凸轮部件的中心的线段的长度长，可动轴承部件的中心是可动轴承部件相对于轴承容纳孔的旋转中心，凸轮部件的中心是凸轮部件相对于凸轮容纳孔的旋转中心。
文档编号F02B75/04GK101432513SQ200780015799
公开日2009年5月13日 申请日期2007年4月27日 优先权日2006年5月1日
发明者柏正明, 神山荣一 申请人:丰田自动车株式会社