内燃机的制作方法

本发明涉及内燃机。

背景技术：

以往以来，已知有如下技术：在内燃机中，为了使设置于连杆的工作体(止动销)工作，从油供给装置经过主通道、曲轴轴颈以及曲轴销向工作体供给工作油(例如，专利文献1)。在该内燃机中，将为了使工作体工作而供给油的工作油路设为一条，并且，为了降低油供给装置的负荷，仅在使工作体工作时向工作油路供给工作油。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开平5-272365号公报

专利文献2：日本特开2014-084723号公报

专利文献3：日本特开2012-031786号公报

技术实现要素：

发明要解决的问题

然而，在该内燃机中，在不使工作体工作的期间，不向形成有工作油路的曲轴轴颈供给油。因而，在内燃机的运转期间，曲轴轴颈可能会烧熔。

于是，为了抑制曲轴轴颈的烧熔，可考虑在不使工作体工作的期间也向曲轴轴颈供给低油压的工作油。然而，工作油的油压根据内燃机转速和/或工作油的油温而变动，因而，工作体可能会因油压的变动而误工作。

于是，鉴于上述问题，本发明的目的在于提供一种内燃机，其能够不使经过曲轴轴颈而被供给工作油的工作体误工作地抑制所有曲轴轴颈的烧 熔。

用于解决问题的手段

为了解决上述问题，在第1发明中提供一种内燃机，具备：工作体，其设置于连杆，并且根据预定压以上的油压来工作；工作油路，其从油供给装置通过多个曲轴轴颈中的一部分曲轴轴颈向所述工作体供给工作油；以及润滑油路，其从所述油供给装置通过所述多个曲轴轴颈中的剩余曲轴轴颈向曲轴销供给润滑油，其特征在于，还具备：油压控制阀，其设置于所述工作油路，并且通过其开度变化来线性地控制向所述工作体供给的油压；和控制装置，其控制所述油压控制阀的开度，所述控制装置，在使所述工作体工作的情况下，控制所述油压控制阀的开度以使得向所述工作体供给所述预定压以上的油压，在不使所述工作体工作的情况下，控制所述油压控制阀的开度以使得向所述工作体供给小于所述预定压的油压。

第2发明根据第1发明，所述控制装置，在不使所述工作体工作的情况下，在所述工作油的油温相对低时，与该工作油的油温相对高时相比，使所述油压控制阀的开度较小，并且，在内燃机转速相对高时，与该内燃机转速相对低时相比，使所述油压控制阀的开度较小。

第3发明根据第1或第2发明，该内燃机还具备油压传感器，该油压传感器设置于比所述油压控制阀靠所述工作体侧的所述工作油路，并且检测向所述工作体供给的油压，所述控制装置基于所述油压传感器的输出来控制所述油压控制阀的开度。

第4发明根据第1～第3发明的任一发明，所述工作油路在比所述一部分曲轴轴颈靠油流动方向上游侧且比所述油压控制阀靠油流动方向下游侧的位置与所述润滑油路连通，以使得在向所述润滑油路供给所述润滑油时，从该润滑油路向所述一部分曲轴轴颈供给小于所述预定压的油压。

第5发明根据第1～第4发明的任一发明，在形成于汽缸体内的主通道内形成两个通路，该两个通路分别形成所述工作油路和润滑油路的一部分，所述工作油从所述主通道向所述一部分曲轴轴颈供给，所述润滑油从所述主通道向所述剩余曲轴轴颈供给。

第6发明根据第1～第5发明的任一发明，所述剩余曲轴轴颈中的一个曲轴轴颈是最靠近正时带的曲轴轴颈。

发明效果

根据本发明，能够提供一种内燃机，该内燃机能够不使经过曲轴轴颈而被供给工作油的工作体误工作地抑制所有曲轴轴颈的烧熔。

附图说明

图1是本发明的内燃机的概略的侧视剖视图。

图2是概略地示出本发明的长度可变连杆的立体图。

图3是概略地示出本发明的长度可变连杆和活塞的剖视侧视图。

图4是连杆本体的小径端部附近的概略的分解立体图。

图5是连杆本体的小径端部附近的概略的分解立体图。

图6是概略地示出本发明的长度可变连杆和活塞的剖视侧视图。

图7是将设置有流动方向切换机构的区域放大后的连杆的剖视侧视图。

图8是沿着图7的VIII-VIII和IX-IX的连杆的剖视图。

图9是说明正从油供给装置向切换销供给油压时的流动方向切换机构的动作的概略图。

图10是说明未从油供给装置向切换销供给油压时的流动方向切换机构的动作的概略图。

图11是概略地示出本发明的工作油路和润滑油路的内燃机的概略的俯视剖视图。

图12是概略地示出本发明的工作油路和润滑油路的内燃机的概略的俯视剖视图。

图13是本发明的曲轴的剖视俯视图。

图14是本发明的曲轴的剖视俯视图。

图15是本发明的实施方式中的油压回路图。

图16是沿着图11的A-A、B-B以及C-C的剖视图。

图17是要求了机械压缩比的切换的情况下的要求机械压缩比、机械压缩比以及油压的时间图。

具体实施方式

以下，参照附图，对本发明的实施方式进行详细说明。此外，在以下的说明中，对同样的构成要素附上同一附图标记。

<内燃机>

图1示出本发明的内燃机的概略的侧视剖视图。在本实施方式中，内燃机1是能够变更机械压缩比的可变压缩比内燃机。

内燃机1具备曲轴箱2、汽缸体3、汽缸盖4、活塞5、长度可变连杆6、燃烧室7、配置于燃烧室7的顶面中央部的火花塞8、进气门9、进气凸轮轴10、进气口11、排气门12、排气凸轮轴13、以及排气口14。汽缸体3区划出汽缸15。活塞5在汽缸15内往复运动。另外，内燃机1还具备能够控制进气门9的打开正时和关闭正时的可变气门正时机构A、以及能够控制排气门12的打开正时和关闭正时的可变气门正时机构B。

长度可变连杆6在其小径端部处经由活塞销21与活塞5连结，并且在其大径端部处与曲轴的曲轴销22连结。如后所述，长度可变连杆6能够变更从活塞销21的轴线到曲轴销22的轴线的距离、即有效长度。

当长度可变连杆6的有效长度变长时，从曲轴销22到活塞销21的长度变长，因此，如图中实线所示，活塞5处于上止点时的燃烧室7的容积变小。另一方面，即使长度可变连杆6的有效长度变化，活塞5在汽缸内往复运动的冲程长度也不变化。因此，此时，内燃机1中的机械压缩比变大。

另一方面，当长度可变连杆6的有效长度变短时，从曲轴销22到活塞销21的长度变短，因此，如图中虚线所示，活塞5处于上止点时的燃烧室7内的容积变大。然而，如上所述，活塞5的冲程长度是一定的。因此，此时，内燃机1中的机械压缩比变小。

<长度可变连杆的结构>

图2是概略地示出本发明的长度可变连杆6的立体图，图3是概略地示出本发明的长度可变连杆6的剖视侧视图。如图2和图3所示，长度可变连杆6具备连杆本体31、以可转动的方式安装于连杆本体31的偏心部件32、设置于连杆本体31的第1活塞机构33和第2活塞机构34、以及进行向这两个活塞机构33、34的油的流动的切换的流动方向切换机构35。

首先，对连杆本体31进行说明。连杆本体31在其一方的端部具有容纳曲轴的曲轴销22的曲轴容纳开口41，在另一方的端部具有容纳后述的偏心部件32的套筒(sleeve)的套筒容纳开口42。曲轴容纳开口41比套筒容纳开口42大，因此，将位于设置有曲轴容纳开口41的一侧(曲轴侧)的连杆本体31的端部称作大径端部31a，将位于设置有套筒容纳开口42的一侧(活塞侧)的连杆本体31的端部称作小径端部31b。

此外，在本说明书中，将在曲轴容纳开口41的中心轴线(即，容纳于曲轴容纳开口41的曲轴销22的轴线)与套筒容纳开口42的中心轴线(即，容纳于套筒容纳开口42的套筒的轴线)之间延伸的线X(图3)、即通过连杆本体31的中央的线称作连杆6的轴线。另外，将与连杆6的轴线X垂直且与曲轴容纳开口41的中心轴线垂直的方向上的连杆的长度称作连杆的宽度。除此之外，将与曲轴容纳开口41的中心轴线平行的方向上的连杆的长度称作连杆的厚度。

从图2和图3可知，连杆本体31的宽度在大径端部31a与小径端部31b之间的中间部分最细。另外，大径端部31a的宽度比小径端部31b的宽度宽。另一方面，连杆本体31的厚度在除了设置有活塞机构33、34的区域之外被设为大致一定的厚度。

接着，对偏心部件32进行说明。图4和图5是连杆本体31的小径端部31b附近的概略立体图。在图4和图5中，以分解状态示出了偏心部件32。参照图2～图5，偏心部件32具备被容纳在形成于连杆本体31的套筒容纳开口42内的圆筒状的套筒32a、从套筒32a向连杆本体31的宽度方向中的一方的方向延伸的一对第1臂32b、以及从套筒32a向连杆本体31的宽度方向中的另一方的方向(与上述一方的方向大致相反的方向)延伸 的一对第2臂32c。套筒32a能够在套筒容纳开口42内转动，因此，偏心部件32被安装成在连杆本体31的小径端部31b处能够相对于连杆本体31在小径端部31b的周向上转动。偏心部件32的转动轴线与套筒容纳开口42的中心轴线一致。

另外，偏心部件32的套筒32a具有用于容纳活塞销21的活塞销容纳开口32d。该活塞销容纳开口32d形成为圆筒状。圆筒状的活塞销容纳开口32d形成为其轴线与套筒32a的圆筒状外形的中心轴线平行，但不同轴。因此，活塞销容纳开口32d的轴线从套筒32a的圆筒状外形的中心轴线、即偏心部件32的转动轴线偏心。

这样，在本实施方式中，套筒32a的活塞销容纳开口32d的中心轴线从偏心部件32的转动轴线偏心。因而，当偏心部件32旋转时，活塞销容纳开口32d在套筒容纳开口42内的位置发生变化。在套筒容纳开口42内，活塞销容纳开口32d的位置处于大径端部31a侧时，连杆的有效长度变短。相反，在套筒容纳开口42内，活塞销容纳开口32d的位置处于大径端部31a侧的相反侧、即处于小径端部31b侧时，连杆的有效长度变长。因此，根据本实施方式，通过使偏心部件转动，连杆6的有效长度变化。

接着，参照图3，对第1活塞机构33进行说明。第1活塞机构33具有形成于连杆本体31的第1缸体33a、在第1缸体33a内滑动的第1活塞33b、以及对向第1缸体33a内供给的油进行密封的第1油密封件33c。第1缸体33a的大部分或者全部相对于连杆6的轴线X配置于第1臂32b侧。另外，第1缸体33a以越靠近小径端部31b则越向连杆本体31的宽度方向突出的方式相对于轴线X以某种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与流动方向切换机构35连通。

第1活塞33b通过第1连结部件45与偏心部件32的第1臂32b连结。第1活塞33b通过销以可旋转的方式与第1连结部件45连结。如图5所示，第1臂32b在与套筒32a结合侧的相反侧的端部处通过第1销以可旋转的方式与第1连结部件45连结。

第1油密封件33c具有环形状，安装于第1活塞33b的下端部的周围。 第1油密封件33c与第1缸体33a的内表面接触，在第1油密封件33c与第1缸体33a之间产生摩擦力。

接着，对第2活塞机构34进行说明。第2活塞机构34具有形成于连杆本体31的第2缸体34a、在第2缸体34a内滑动的第2活塞34b、以及对向第2缸体34a内供给的油进行密封的第2油密封件34c。第2缸体34a的大部分或者全部相对于连杆6的轴线X配置于第2臂32c侧。另外，第2缸体34a以越靠近小径端部31b则越向连杆本体31的宽度方向突出的方式相对于轴线X以某种程度的角度倾斜配置。另外，第2缸体34a经由第2活塞连通油路52与流动方向切换机构35连通。

第2活塞34b通过第2连结部件46与偏心部件32的第2臂32c连结。第2活塞34b通过销以可旋转的方式与第2连结部件46连结。如图5所示，第2臂32c在与套筒32a连结侧的相反侧的端部处通过第2销以可旋转的方式与第2连结部件46连结。

第2油密封件34c具有环形状，安装于第2活塞34b的下端部的周围。第2油密封件34c与第2缸体34a的内表面接触，在第2油密封件34c与第2缸体34a之间产生摩擦力。

<长度可变连杆的动作>

接着，参照图6，对这样构成的偏心部件32、第1活塞机构33以及第2活塞机构34的动作进行说明。图6(A)示出了向第1活塞机构33的第1缸体33a内供给油但不向第2活塞机构34的第2缸体34a内供给油的状态。另一方面，图6(B)示出了不向第1活塞机构33的第1缸体33a内供给油但向第2活塞机构34的第2缸体34a内供给油的状态。

在此，如后所述，流动方向切换机构35能够在第一状态与第二状态之间切换，第一状态是禁止油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但允许油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的状态，第二状态是允许油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但禁止油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的状态。

在流动方向切换机构35处于禁止油从第1缸体33a向第2缸体34a 流动但允许油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的第一状态时，如图6(A)所示，向第1缸体33a内供给油，从第2缸体34a排出油。因而，第1活塞33b上升，与第1活塞33b连结的偏心部件32的第1臂32b也上升。另一方面，第2活塞34b下降，与第2活塞34b连结的第2臂32c也下降。其结果，在图6(A)所示的例子中，偏心部件32沿图中的箭头的方向转动，其结果，活塞销容纳开口32d的位置上升。因此，曲轴容纳开口41的中心与活塞销容纳开口32d的中心之间的长度、即连杆6的有效长度变长，成为图中的L1。即，当向第1缸体33a内供给油且从第2缸体34a排出油时，连杆6的有效长度变长。

另一方面，在流动方向切换机构35处于允许油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但禁止油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的第二状态时，如图6(B)所示，向第2缸体34a内供给油，从第1缸体33a排出油。因而，第2活塞34b上升，与第2活塞34b连结的偏心部件32的第2臂32c也上升。另一方面，第1活塞33b下降，与第1活塞33b连结的第1臂32b也下降。其结果，在图6(B)所示的例子中，偏心部件32沿图中的箭头的方向(与图6(A)的箭头相反的方向)转动，其结果，活塞销容纳开口32d的位置下降。因此，曲轴容纳开口41的中心与活塞销容纳开口32d的中心之间的长度、即连杆6的有效长度成为图中的比L1短的L2。即，当向第2缸体34a内供给油且从第1缸体33a排出油时，连杆6的有效长度变短。

在本实施方式的连杆6中，如上所述，通过将流动方向切换机构35在第一状态与第二状态之间切换，能够将连杆6的有效长度在L1与L2之间切换。其结果，在使用了连杆6的内燃机1中，能够变更机械压缩比。

在此，在流动方向切换机构35处于第一状态时，基本上不从外部供给油，如以下所说明，第1活塞33b和第2活塞34b移动到图6(A)所示的位置，偏心部件32转动到图6(A)所示的位置。当由活塞5在内燃机1的汽缸15内的往复运动引起的向上的惯性力作用于活塞销21时，第1活塞33b上升，并且第2活塞34b下降。此时，从第2缸体34a排出油， 并且向第1缸体33a内供给油，第1活塞33b和第2活塞34b移动到图6(A)所示的位置。另外，当向上的惯性力作用于活塞销21时，偏心部件32沿一方的方向(图6(A)中的箭头的方向)(以下，称作“高压缩比方向”)转动到图6(A)所示的位置。其结果，连杆6的有效长度变长，活塞5相对于连杆本体31上升。另一方面，在活塞5在内燃机1的汽缸15内往复运动而在活塞销21上作用有向下的惯性力时和/或在燃烧室7内产生混合气的燃烧而在活塞销21上作用有向下的力时，第1活塞33b将要下降，并且偏心部件32将要沿另一方的方向(图6(B)中的箭头的方向)(以下，称作“低压缩比方向”)转动。然而，由于由流动方向切换机构35禁止了油从第1缸体33a向第2缸体34a流动，所以第1缸体33a内的油不流出，因而第1活塞33b和偏心部件32不移动。

另一方面，在流动方向切换机构35处于第二状态时，基本上也不从外部供给油，如以下所说明，偏心部件32转动到图6(B)所示的位置，第1活塞33b和第2活塞34b移动到图6(B)所示的位置。当由活塞5在内燃机1的汽缸15内的往复运动引起的向下的惯性力和由燃烧室7内的混合气的燃烧引起的向下的爆发力作用于活塞销21时，第1活塞33b下降，并且第2活塞34b上升。此时，从第1缸体33a排出油，并且向第2缸体34a内供给油，第1活塞33b和第2活塞34b移动到图6(B)所示的位置。另外，当向下的惯性力和爆发力作用于活塞销21时，偏心部件32沿低压缩比方向转动到图6(B)所示的位置。其结果，连杆6的有效长度变短，活塞5相对于连杆本体31下降。另一方面，在活塞5在内燃机1的汽缸15内往复运动而在活塞销21上作用有向上的惯性力时，第2活塞34b将要下降，并且偏心部件32将要沿高压缩比方向转动。然而，由于由流动方向切换机构35禁止了油从第2缸体34a向第1缸体33a流动，所以第2缸体34a内的油不流出，因而第2活塞34b和偏心部件32不移动。

因此，在内燃机1中，机械压缩比因惯性力而从低压缩比切换为高压缩比，因惯性力和爆发力而从高压缩比切换为低压缩比。

<流动方向切换机构的结构>

接着，参照图7、图8，对流动方向切换机构35的结构进行说明。图7是将设置有流动方向切换机构35的区域放大后的连杆的剖视侧视图。图8(A)是沿着图7的VIII-VIII的连杆的剖视图，图8(B)是沿着图7的IX-IX的连杆的剖视图。如上所述，流动方向切换机构35是在第一状态与第二状态之间进行切换的机构，第一状态是禁止油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但允许油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的状态，第二状态是允许油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但禁止油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的状态。

如图7所示，流动方向切换机构35具备两个切换销61、62和一个单向阀63。这两个切换销61、62和单向阀63在连杆本体31的轴线X方向上配置于第1缸体33a及第2缸体34a与曲轴容纳开口41之间。另外，单向阀63在连杆本体31的轴线X方向上配置于比两个切换销61、62靠近曲轴容纳开口41侧的位置。

而且，两个切换销61、62设置于连杆本体31的轴线X的两侧，并且单向阀63设置在轴线X上。由此，通过在连杆本体31内设置切换销61、62、单向阀63，能够抑制连杆本体31的左右的重量平衡下降。

两个切换销61、62分别收容在圆筒状的销收容空间64、65内。在本实施方式中，销收容空间64、65形成为其轴线与曲轴容纳开口41的中心轴线平行地延伸。切换销61、62在销收容空间64、65内能够沿着销收容空间64的延伸方向滑动。即，切换销61、62以其工作方向与曲轴容纳开口41的中心轴线平行的方式配置在连杆本体31内。

另外，两个销收容空间64、65中的收容第1切换销61的第1销收容空间64，如图8(A)所示，形成为相对于连杆本体31的一方的侧面开放且相对于连杆本体31的另一方的侧面封闭的销收容孔。除此之外，两个销收容空间64、65中的收容第2切换销62的第2销收容空间65，如图8(A)所示，形成为相对于连杆本体31的上述另一方的侧面开放并且相对于上述一方的侧面封闭的销收容孔。

第1切换销61具有在其周向上延伸的两个圆周槽61a、61b。这些圆 周槽61a、61b通过形成在第1切换销61内的连通路61c而彼此连通。另外，在第1销收容空间64内收容有第1施力弹簧67，由该第1施力弹簧67对第1切换销61沿与曲轴容纳开口41的中心轴线平行的方向施力。特别地，在图8(A)所示的例子中，第1切换销61朝向第1销收容空间64的封闭的端部被施力。

同样，第2切换销62也具有在其周向上延伸的两个圆周槽62a、62b。这些圆周槽62a、62b通过形成在第2切换销62内的连通路62c彼此连通。另外，在第2销收容空间65内收容有第2施力弹簧68，由该第2施力弹簧68对第2切换销62沿与曲轴容纳开口41的中心轴线平行的方向施力。特别地，在图8(A)所示的例中，第2切换销62朝向第2销收容空间65的封闭的端部被施力。其结果，第2切换销62朝向与第1切换销61相反的方向被施力。

除此之外，第1切换销61和第2切换销62在与曲轴容纳开口41的中心轴线平行的方向上彼此反向配置。除此之外，第2切换销62朝向与第1切换销61相反的方向被施力。因而，在本实施方式中，在向该第1切换销和第2切换销62供给了油压时的该第1切换销61和第2切换销62的工作方向彼此反向。

单向阀63收容在圆筒状的单向阀收容空间66内。在本实施方式中，单向阀收容空间66也形成为与曲轴容纳开口41的中心轴线平行地延伸。单向阀63在单向阀收容空间66内能够沿着单向阀收容空间66的延伸方向运动。因此，单向阀63以其工作方向与曲轴容纳开口41的中心轴线平行的方式配置在连杆本体31内。另外，单向阀收容空间66形成为相对于连杆本体31的一方的侧面开放并且相对于连杆本体31的另一方的侧面封闭的单向阀收容孔。

单向阀63构成为允许从一次侧(在图8(B)中为上侧)向二次侧(在图8(B)中为下侧)的流动但禁止从二次侧向一次侧的流动。

收容第1切换销61的第1销收容空间64经由第1活塞连通油路51与第1缸体33a连通。如图8(A)所示，第1活塞连通油路51在连杆本 体31的厚度方向中央附近与第1销收容空间64连通。另外，收容第2切换销62的第2销收容空间65经由第2活塞连通油路52与第2缸体34a连通。如图8(A)所示，第2活塞连通油路52也是在连杆本体31的厚度方向中央附近与第2销收容空间65连通。

此外，第1活塞连通油路51和第2活塞连通油路52通过利用钻头等从曲轴容纳开口41进行切削加工而形成。因此，在第1活塞连通油路51和第2活塞连通油路52的曲轴容纳开口41侧形成与该活塞连通油路51、52同轴的第1延长油路51a和第2延长油路52a。换言之，第1活塞连通油路51和第2活塞连通油路52形成为曲轴容纳开口41位于它们的延长线上。这些第1延长油路51a和第2延长油路52a例如由设置在曲轴容纳开口41内的轴承衬瓦71封闭。

收容第1切换销61的第1销收容空间64经由两个空间连通油路53、54与单向阀收容空间66连通。其中一方的第1空间连通油路53，如图8(A)所示，在连杆本体31的厚度方向上比中央靠一方的侧面侧(在图8(B)中为下侧)的位置与第1销收容空间64和单向阀收容空间66的二次侧连通。另一方的第2空间连通油路54在连杆本体31的厚度方向上比中央靠另一方的侧面侧(在图8(B)中为上侧)的位置与第1销收容空间64和单向阀收容空间66的一次侧连通。另外，第1空间连通油路53和第2空间连通油路54被配置成：第1空间连通油路53与第1活塞连通油路51之间的连杆本体厚度方向上的间隔以及第2空间连通油路54与第1活塞连通油路51之间的连杆本体厚度方向上的间隔分别等于圆周槽61a、61b间的连杆本体厚度方向上的间隔。

另外，收容第2切换销62的第2销收容空间65经由两个空间连通油路55、56与单向阀收容空间66连通。其中一方的第3空间连通油路55，如图8(A)所示，在连杆本体31的厚度方向上比中央靠一方的侧面侧(在图8(B)中为下侧)的位置与第1销收容空间64和单向阀收容空间66的二次侧连通。另一方的第4空间连通油路56在连杆本体31的厚度方向上比中央靠另一方的侧面侧(在图8(B)中为上侧)的位置与第1销收容 空间64和单向阀收容空间66的一次侧连通。另外，第3空间连通油路55和第4空间连通油路56被配置成：第3空间连通油路55与第2活塞连通油路52之间的连杆本体厚度方向上的间隔以及第4空间连通油路56与第2活塞连通油路52之间的连杆本体厚度方向上的间隔分别等于圆周槽62a、62b间的连杆本体厚度方向上的间隔。

这些空间连通油路53～56通过利用钻头等从曲轴容纳开口41进行切削加工而形成。因此，在这些空间连通油路53～56的曲轴容纳开口41侧形成与这些空间连通油路53～56同轴的延长油路53a～56a。换言之，空间连通油路53～56分别形成为曲轴容纳开口41位于它们的延长线上。这些延长油路53a～56a例如由轴承衬瓦71封闭。

如上所述，延长油路51a～56a均由轴承衬瓦71封闭。因而，仅通过使用轴承衬瓦71将连杆6组装于曲轴销22，就能够不另外进行用于封闭该延长油路51a～56a的加工地封闭该延长油路51a～56a。

另外，在连杆本体31内形成用于向第1切换销61供给油压的第1控制用油路57和用于向第2切换销62供给油压的第2控制用油路58。第1控制用油路57在与设置有第1施力弹簧67的端部相反的一侧的端部处与第1销收容空间64连通。第2控制用油路58在与设置有第2施力弹簧68的端部相反的一侧的端部处与第2销收容空间65连通。这些控制用油路57、58形成为与曲轴容纳开口41连通，并且经由形成在曲轴销22内的油路与连杆6的外部的油供给装置连通。油供给装置例如是通过曲轴的旋转而被驱动的油泵。油泵也向进气凸轮轴10、排气凸轮轴13、曲轴的曲轴销22以及曲轴轴颈等被润滑部供给油。关于从油供给装置到曲轴销22的油路，将在后面进行叙述。

因此，在未从油供给装置供给油压时，第1切换销61和第2切换销62分别被第1施力弹簧67和第2施力弹簧68对其施力，如图8(A)所示，位于销收容空间64、65内的封闭的端部侧。另一方面，在正从油供给装置供给预定压以上的油压时，第1切换销61和第2切换销62分别克服第1施力弹簧67和第2施力弹簧68的施力而移动，分别位于销收容空间 64、65内的开放的端部侧。

而且，在连杆本体31内形成用于向收容有单向阀63的单向阀收容空间66中的单向阀63的一次侧补充油的补充用油路59。补充用油路59的一方的端部在单向阀63的一次侧与单向阀收容空间66连通。补充用油路59的另一方的端部与曲轴容纳开口41连通。另外，在轴承衬瓦71与补充用油路59相应地形成有贯通孔71a。补充用油路59经由该贯通孔71a和形成在曲轴销22内的油路(未图示)与油供给装置连通。因此，利用补充用油路59，使得单向阀63的一次侧始终与油供给装置连通或者随着曲轴的旋转而定期地与油供给装置连通。

<流动方向切换机构的动作>

接着，参照图9和图10，对流动方向切换机构35的动作进行说明。图9是说明从油供给装置75向切换销61、62供给预定压以上的油压时的流动方向切换机构35的动作的概略图。另外，图10是说明不从油供给装置75向切换销61、62供给油压时的流动方向切换机构35的动作的概略图。此外，在图9和图10中，虽然分别绘出了向第1切换销61和第2切换销62供给油压的油供给装置75以及向补充用油路59供给油的油供给装置75，但在本实施方式中，从同一油供给装置供给油压。

如图9所示，在从油供给装置75供给预定压以上的油压时，切换销61、62分别位于克服施力弹簧67、68的施力而移动到的第一位置。其结果，由第1切换销61的连通路61c将第1活塞连通油路51与第1空间连通油路53连通，由第2切换销62的连通路62c将第2活塞连通油路52与第4空间连通油路56连通。因此，第1缸体33a与单向阀63的二次侧连接，第2缸体34a与单向阀63的一次侧连接。

在此，单向阀63构成为允许油从第2空间连通油路54和第4空间连通油路56所连通的一次侧向第1空间连通油路53和第3空间连通油路55所连通的二次侧流动，但禁止其相反的流动。因此，在图9所示的状态下，油从第4空间连通油路56向第1空间连通油路53流动，但不反过来流动。

其结果，在图9所示的状态下，第2缸体34a内的油能够依次通过第 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、第1活塞连通油路51而向第1缸体33a供给。然而，第1缸体33a内的油不能向第2缸体34a供给。因此，可以说，在从油供给装置75供给预定压以上的油压时，流动方向切换机构35处于禁止油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但允许油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的第一状态。其结果，如上所述，第1活塞33b上升，第2活塞34b下降，因此，连杆6的有效长度如图6(A)的L1所示那样变长。

另一方面，如图10所示，在不从油供给装置75供给油压时，切换销61、62分别位于由施力弹簧67、68对其施力了的第二位置。其结果，由第1切换销61的连通路61c将与第1活塞机构33连通的第1活塞连通油路51和第2空间连通油路54连通。除此之外，由第2切换销62的连通路62c将与第2活塞机构34连通的第2活塞连通油路52和第3空间连通油路55连通。因此，第1缸体33a与单向阀63的一次侧连接，第2缸体34a与单向阀63的二次侧连接。

通过上述的单向阀63的作用，在图10所示的状态下，第1缸体33a内的油能够依次通过第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、第2活塞连通油路52而向第2缸体34a供给。然而，第2缸体34a内的油不能向第1缸体33a供给。因此，可以说，在不从油供给装置75供给油压时，流动方向切换机构35处于允许油从第1缸体33a向第2缸体34a流动但禁止油从第2缸体34a向第1缸体33a流动的第二状态。其结果，如上所述，第2活塞34b上升，第1活塞33b下降，因此，连杆6的有效长度如图6(A)的L2所示那样变短。

另外，在本实施方式中，如上所述，油在第1活塞机构33的第1缸体33a与第2活塞机构34的第2缸体34a之间往来。因而，基本上，无需从第1活塞机构33、第2活塞机构34以及流动方向切换机构35的外部供给油。然而，油有可能从设置于这些机构33、34、35的油密封件33c、34c等向外部泄漏，在像这样产生了油的泄漏的情况下，需要从外部进行补充。

在本实施方式中，补充用油路59与单向阀63的一次侧连通，由此， 单向阀63的一次侧始终或定期地与油供给装置75连通。因此，即使在油从机构33、34、35等泄漏了的情况下，也能够补充油。

而且，在本实施方式中，流动方向切换机构35构成为在从油供给装置75向切换销61、62供给预定压以上的油压时成为第一状态而连杆6的有效长度变长，在不从油供给装置75向切换销61、62供给油压时成为第二状态而连杆6的有效长度变短。由此，例如，在因油供给装置75中的故障等而变得无法进行油压的供给时，能够将连杆6的有效长度保持为缩短的状态，因而能够将机械压缩比维持为低。

<工作油路和润滑油路>

如上所述，设置于连杆6的工作体即切换销61、62利用预定压以上的油压来进行工作。另外，在内燃机1中，为了降低金属彼此的磨损和/或烧熔，向进气凸轮轴10、排气凸轮轴13、曲轴的曲轴销22以及曲轴轴颈等被润滑部供给润滑油。以下，参照图11～图16，对从油供给装置75向切换销61、62供给工作油的工作油路和从油供给装置75向被润滑部供给润滑油的润滑油路进行说明。

图11和图12是概略地示出本发明的工作油路和润滑油路的内燃机的概略的俯视剖视图。在图11和图12中，省略了汽缸盖4、活塞5以及连杆6。另外，在图12中，用实线示出向曲轴销22a～22d供给润滑油的第1润滑油路72，用单点划线示出向汽缸盖4侧的进气凸轮轴10、排气凸轮轴13等供给润滑油的第2润滑油路73，用虚线示出工作油路74。图13和图14是本发明的曲轴76的剖视俯视图。此外，在图13和图14中，示出了不同的截面下的曲轴76的剖视俯视图。图15是本发明的实施方式中的油压回路图。

在本实施方式中，内燃机1是直列4缸的内燃机。因而，曲轴76具备5个曲轴轴颈70a～70e。如图11～图14所示，第1曲轴轴颈70a、第2曲轴轴颈70b、第3曲轴轴颈70c、第4曲轴轴颈70d以及第5曲轴轴颈70e沿着汽缸15的排列方向在曲轴76上以预定的间隔依次配置。在第1曲轴轴颈70a与第2曲轴轴颈70b之间配置第1曲轴销22a、第1曲轴臂77a 以及第1平衡配重78a。在第2曲轴轴颈70b与第3曲轴轴颈70c之间配置第2曲轴销22b、第2曲轴臂77b以及第2平衡配重78b。在第3曲轴轴颈70c与第4曲轴轴颈70d之间配置第3曲轴销22c、第3曲轴臂77c以及第3平衡配重78c。在第4曲轴轴颈70d与第5曲轴轴颈70e之间配置第4曲轴销22d、第4曲轴臂77d以及第4平衡配重78d。

另外，在曲轴76的第1曲轴轴颈70a侧的端部固定曲轴带轮(未图示)，在曲轴带轮上安装正时带(未图示)。因此，第1曲轴轴颈70a是多个曲轴轴颈中的最靠近正时带的曲轴轴颈。

如图12和图15所示，贮存于油盘2a的油被油供给装置75从油盘2a吸起，向第1润滑油路72、第2润滑油路73以及工作油路74分配。如图13和图14的实线的箭头所示，第1润滑油路72从油供给装置75经过第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e而向第1曲轴销22a～第4曲轴销22d供给润滑油。更具体而言，从第1曲轴轴颈70a向第1曲轴销22a供给润滑油，从第3曲轴轴颈70c向第2曲轴销22b和第3曲轴销22c供给润滑油，从第5曲轴轴颈70e向第4曲轴销22d供给润滑油。因此，在油供给装置75工作的期间，始终向第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c、第5曲轴轴颈70e以及第1曲轴销22a～第4曲轴销22d供给润滑油。

如上所述，在本实施方式中，在第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e形成第1润滑油路72。在第2曲轴轴颈70b处，两端的平衡配重78a、78b相对于曲轴76的轴线向相反方向延伸，因此平衡配重78a、78b因曲轴76的旋转而产生的惯性力被抵消。因此，在曲轴76的旋转期间，第2曲轴轴颈70b承受的负荷小。第4曲轴轴颈70d也与第2曲轴轴颈70b是同样的。另一方面，在第3曲轴轴颈70c处，两端的平衡配重78b、78c向同一方向延伸，因此，平衡配重78b、78c因曲轴76的旋转而产生的惯性力被放大。因此，在曲轴76的旋转期间，第3曲轴轴颈70c承受的负荷最大。另外，在第1曲轴轴颈70a和第5曲轴轴颈70e处，平衡配重78a、78d仅向单侧延伸，因此，平衡配重78a、78d因曲轴 76的旋转而产生的惯性力不被抵消。因此，在曲轴76的旋转期间，第1曲轴轴颈70a和第5曲轴轴颈70e承受的负荷比较大。另外，由于第1曲轴轴颈70a是最靠近正时带的曲轴轴颈，所以也承受来自正时带的负荷。

因此，第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e承受的负荷比第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d承受的负荷大。因而，对于第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e，润滑要求比较高。在本实施方式中，通过在第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e内形成第1润滑油路72，能够有效地抑制负荷大的曲轴轴颈的烧熔。

另一方面，如图13和图14的虚线的箭头所示，工作油路74经过第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d而向第1曲轴销22a～第4曲轴销22d供给工作油。更具体而言，从第2曲轴轴颈70b向第1曲轴销22a和第2曲轴销22b供给工作油，从第4曲轴轴颈70d向第3曲轴销22c和第4曲轴销22d供给工作油。供给到曲轴销22a～22d的工作油通过与曲轴容纳开口41连通的控制用油路57、58而向切换销61、62供给。因此，工作油路74能够通过第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d而向所有(4个)连杆6内的切换销61、62供给工作油。

另外，如图12和图15所示，在工作油路74设置线性地控制向切换销61、62供给的油压的油压控制阀79。油压控制阀79例如是线性螺线管阀(比例控制电磁阀)。在线性螺线管阀中，输出与通入电磁线圈的电流值相应的油压。

油压控制阀79配置于比油供给装置75靠近切换销61、62的一侧(油流动方向下游侧)。另外，油压控制阀79连接有排出油路80。在油压控制阀79的开度不是全开的情况下，供给到油压控制阀79的工作油的一部分通过排出油路80而返回油盘2a。

在工作油路74还设置油压传感器81。油压传感器81能够检测由油压控制阀79控制的油压、即向切换销61、62供给的油压。油压传感器81配置于比油供给装置75和油压控制阀79靠近切换销61、62的一侧。

从图12可知，在形成在汽缸体3内的主通道82内形成两个通路。由油供给装置75吸起的润滑油通过第1管道配管86而流入主通道82内的一方的通路。因此，第1管道配管86和主通道82内的一方的通路形成第1润滑油路72的一部分。另外，由油供给装置75吸起的工作油通过第2管道配管87而流入主通道82内的另一方的通路。因此，第2管道配管87和主通道82内的另一方的通路形成工作油路74的一部分。

主通道82与曲轴76的轴线方向即曲轴轴颈70a～70e的轴线方向平行地延伸。主通道82经由第1联络油路85a与第1曲轴轴颈70a连接，经由第2联络油路85b与第2曲轴轴颈70b连接，经由第3联络油路85c与第3曲轴轴颈70c连接，经由第4联络油路85d与第4曲轴轴颈70d连接，经由第5联络油路85e与第5曲轴轴颈70e连接。因此，工作油从主通道82被供给到第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d。另一方面，润滑油从主通道82被供给到第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e。此外，油供给装置75、油压控制阀79以及油压传感器81配置于比主通道82靠近油流动方向上游侧的位置。

图16(A)～(C)分别是沿着图11的A-A、B-B以及C-C的剖视图。如图16(A)所示，在主通道82中插入管道部件83。管道部件83的内部83a界定第1润滑油路72。

与主通道82的延伸方向垂直的截面(图16所示的截面)中的主通道82的孔径比管道部件83的外径稍大。因而，在主通道82的内壁与管道部件83之间形成间隙84。在主通道82与第1管道配管86的连接部分处，间隙84与管道部件83的内部83a连通。因此，在由油供给装置75吸起的油通过第1管道配管86而向主通道82内的第1润滑油路72供给时，少量的油流入间隙84。另外，由油供给装置75吸起的油也通过第1管道配管86而向第2润滑油路73供给。第1管道配管86形成第1润滑油路72和第2润滑油路73的一部分。

如图16(B)和图16(C)所示，在管道部件83上，在其延伸方向上从第2曲轴轴颈70b的位置到第4曲轴轴颈70d的位置形成凹部83b。凹 部83b和主通道82的内壁界定工作油路74。如图12和图16(c)所示，工作油通过第2管道配管87而流入凹部83b。

如图16(B)所示，管道部件83的内部83a在第3曲轴轴颈70c的位置与第3联络油路85c连接。同样，管道部件83的内部83a在第1曲轴轴颈70a的位置与第1联络油路85a连接，在第5曲轴轴颈70e的位置与第5联络油路85e连接。因此，润滑油从主通道82内的管道部件83的内部83a被向第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e供给。

如图16(C)所示，在管道部件83上，在第4曲轴轴颈70d的位置形成周向槽83c。管道部件83的凹部83b经由周向槽83c与第4联络油路85d连接。同样，在管道部件83上，在第2曲轴轴颈70b的位置形成周向槽83c，管道部件83的凹部83b经由周向槽83c与第2联络油路85b连接。因此，工作油从主通道82内的管道部件83的凹部向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给。

另外，管道部件83的凹部83b与间隙84连通。因而，管道部件83的凹部83b经由间隙84与管道部件83的内部83a连通。因此，工作油路74在比第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d靠油流动方向上游侧且比油压控制阀79靠油流动方向下游侧的位置与第1润滑油路72连通。其结果，在向第1润滑油路72供给润滑油时，从第1润滑油路72经由间隙84和管道部件83的凹部83b向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给润滑油。

间隙84构成为从第1润滑油路72向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给的油压比切换销61、62的工作压低。由此，即使油压控制阀79出现故障而不再从工作油路74向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给油，也能够不使切换销61、62误工作地利用从第1润滑油路72供给的油来抑制第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d的烧熔。

<油压控制阀的控制>

内燃机1还具备基于油压传感器81的输出来控制油压控制阀79的开度的控制装置。控制装置例如是电子控制单元(ECU)。ECU也控制火花 塞8的点火正时、进气门9的打开正时和关闭正时、排气门12的打开正时和关闭正时等。

控制装置在使切换销61、62工作的情况下，控制油压控制阀79的开度以使得向切换销61、62供给切换销61、62的工作压以上的油压，在不使切换销61、62工作的情况下，控制油压控制阀79的开度以使得向切换销61、62供给小于切换销61、62的工作压的油压。由此，在油供给装置75工作的期间，能够不使切换销61、62误工作地始终向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给油。因此，在本实施方式中，除了第1曲轴轴颈70a、第3曲轴轴颈70c以及第5曲轴轴颈70e之外，还能够抑制第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d的烧熔。

以下，参照图17，对该控制进行具体说明。图17是要求了机械压缩比的切换的情况下的要求机械压缩比Dεm、机械压缩比εm(实际的机械压缩比)以及油压OP的时间图。油压OP是基于油压传感器81的输出而算出的向切换销61、62供给的油压的推定值。

在内燃机1中，当从油供给装置75向切换销61、62供给预定压Pbase以上的油压时，切换销61、62工作，流动方向切换机构35从第二状态变为第一状态。其结果，允许油从第2缸体34a向第1缸体33a流动，机械压缩比εm从低压缩比εmlow切换为高压缩比εmhigh。

在图17的例子中，在时刻t1以前，要求机械压缩比Dεm和机械压缩比εm为低压缩比εmlow。因而，在时刻t1以前，控制装置基于油压传感器81的输出来控制油压控制阀79的开度，以使得向切换销61、62供给润滑用油压Plow。润滑用油压Plow比切换销61、62工作的预定压Pbase低。

假设油压控制阀79的开度一定，则油压OP根据内燃机转速和/或工作油的油温而变动。具体而言，在油供给装置75通过曲轴76的旋转而被驱动的情况下，内燃机转速越高，则油压OP越高。另外，工作油的油温越低，则工作油的粘性越高，因此，工作油的油温越低，则油压OP越高。在本实施方式中，由于油压控制阀79能够基于油压传感器81的输出线性 地控制工作油的油压，所以能够将油压OP控制成预定的值。由此，在机械压缩比εm被设定成了低压缩比εmlow的期间，能够不使切换销61、62误工作地向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给适量的润滑油。因此，在本实施方式中，可抑制第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d的烧熔。

此外，也可以除了基于油压传感器81的输出之外还基于工作油的油温和内燃机转速来控制油压控制阀79的开度，或者取代油压传感器81的输出而基于工作油的油温和内燃机转速来控制油压控制阀79的开度，以使得向切换销61、62供给的油压成为预定的值。具体而言，控制装置在不使切换销61、62工作的情况下，在工作油的油温相对低时，与工作油的油温相对高时相比，使油压控制阀79的开度较小，并且，在内燃机转速相对高时，与内燃机转速相对低时相比，使油压控制阀79的开度较小，以使得向切换销61、62供给的油压成为润滑用油压Plow。换一种说法，控制装置在不使切换销61、62工作的情况下，随着工作油的油温变低而呈阶梯状或者线性地减小油压控制阀79的开度，并且随着内燃机转速变高而呈阶梯状或者线性地减小油压控制阀79的开度。由此，在机械压缩比εm被设定为低压缩比εmlow的期间，能够不使切换销61、62误工作地向第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d供给适量的润滑油。此外，工作油的油温例如可以由设置于内燃机1的油温传感器(未图示)来检测。另外，内燃机转速可由设置于内燃机1的曲轴角传感器(未图示)算出。

另外，在图17的例子中，虽然润滑用油压Plow被设为一定，但若润滑用油压Plow小于预定压Pbase，则也可以根据内燃机1的运转状态而使其可变。例如，润滑用油压Plow也可以在内燃机负荷越高时设定得越高。原因在于，内燃机负荷越高，则第2曲轴轴颈70b和第4曲轴轴颈70d的润滑要求越高。

在图17的例子中，在时刻t1，要求机械压缩比Dεm从低压缩比εmlow切换为高压缩比εmhigh。因而，在时刻t1，控制装置控制油压控制阀79的开度，以使得向切换销61、62供给工作用油压Phigh。在图17的例子 中，从时刻t1到时刻t2，油压控制阀79的开度被设为完全打开。此外，若工作用油压Phigh为预定的压力Pbase以上，则也可以将使切换销61、62工作时的油压控制阀79的开度设为不是完全打开。

在时刻t1之后，油压OP上升到工作用油压Phigh，并维持为工作用油压Phigh直到时刻t2。当油压OP成为预定压Pbase以上时，切换销61、62工作，机械压缩比εm开始从低压缩比εmlow向高压缩比εmhigh变化。之后机械压缩比εm被维持为高压缩比εmhigh。

在图17的例子中，在时刻t2，要求机械压缩比Dεm从高压缩比εmhigh切换为低压缩比εmlow。因而，在时刻t2，控制装置基于油压传感器81的输出控制油压控制阀79的开度，以使得向切换销61、62供给润滑用油压Plow。

以上，虽然对本发明的优选的实施方式进行了说明，但本发明不限于这些实施方式，能够在权利要求书的记载内实施各种各样的修正和变更。例如，利用工作油而工作的工作体只要设置于连杆6即可，也可以是切换销61、62以外的工作体。

标号说明

1：内燃机

5：活塞

6：连杆

15：汽缸

21：活塞销

22：曲轴销

35：流动方向切换机构

61：第1切换销

62：第2切换销

75：油供给装置

70a：第1曲轴轴颈

70b：第2曲轴轴颈

70c：第3曲轴轴颈

70d：第4曲轴轴颈

70e：第5曲轴轴颈

72：第1润滑油路

74：工作油路

75：油供给装置

79：油压控制阀

81：油压传感器