JP6408419B2 - 内燃機関の圧縮比調整装置 - Google Patents

Description

本発明は４サイクル式の内燃機関の圧縮比調整装置に係り、特にピストンの上死点位置を変更して機関の圧縮比を変更する可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置に関するものである。

従来の内燃機関の圧縮比調整装置としては、内燃機関の幾何学的な圧縮比、つまり機械圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構と、実圧縮比を左右する吸排気弁の開閉時期を可変制御する可変動弁機構との制御の組み合わせによって、機関の諸性能を改善することが提案されている。例えば、特開２００２‐２７６４４６号公報（特許文献１）に記載の内燃機関の圧縮比調整装置には、吸気弁閉時期を可変制御するために可変動弁機構を備えると共に、圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を備えている。

そして、特許文献１では可変動弁機構と可変圧縮比機構を協調制御することによって、種々の運転領域で機関性能が向上するようにしている。例えば、アイドリング及び部分負荷域では、可変動弁機構によって吸気弁を小作動角とすると共にリフト中心角を進角させて、吸気弁閉時期を下死点より相当早い特性とする。これにより、大幅なポンプ損失の低減が図れる。ここで、機械圧縮比が通常のレベルであると、実圧縮比が低下して燃焼が悪化するため、可変圧縮比機構によって低負荷領域では圧縮比を高めている。

また、加速領域では吸気充填効率を高める必要から、吸気弁閉時期を下死点に近づくように可変動弁機構を制御する。そのため、ノック発生を事前に防止する観点から可変圧縮比機構によって、圧縮比を低下させている。

このように、可変圧縮比機構と可変動弁機構とを組み合わせて協調制御することにより、内燃機関の諸性能を改善することができるようになる。

特開２００２‐２７６４４６号公報

ところで、特許文献１の図８では圧縮上死点での機構姿勢を示している。図８の左図は、高機械圧縮比制御での圧縮上死点のピストン位置（ピストン位置はやや高い）を示し、右図は、低機械圧縮比制御での圧縮上死点のピストン位置（ピストン位置はやや低い）を示している。そして、排気上死点の位置について考察すると、高機械圧縮比制御、及び低機械圧縮比制御の両方とも、排気上死点のピストン位置は図８に示す各々の圧縮上死点のピストン位置と一致している。

この理由は、特許文献１の可変圧縮比機構は、クランク角３６０°で1サイクルとなる機構なので、原理的に排気上死点のピストン位置と圧縮上死点のピストン位置とは一致するからである。また、同様の理由で、吸気下死点のピストン位置と膨張下死点のピストン位置も一致する。したがって、機械圧縮比と機械膨張比も原理的に一致するものである。

ここで、機関性能を向上するために機械圧縮比、或いは機械膨張比を高めるべく圧縮上死点のピストン位置を高めようとすると、当然のことながら排気上死点のピストン位置も自ずと高くなる。そして、排気行程末期あるいは吸気行程初期の排気上死点付近では吸排気弁は一般的には開かれている。すなわち、排気弁は排気上死点を過ぎてから閉弁され、吸気弁は排気上死点の前から開弁を開始する。

したがって、圧縮上死点のピストン位置を高めた場合においては、圧縮行程では吸排気弁は閉じられているので、ピストン冠面と吸排気弁とは機械的に干渉しないので問題がない。しかしながら、排気上死点のピストン位置が圧縮上死点のピストン位置を高めた場合と原理的に同じになるので、排気行程末期あるいは吸気行程初期では、吸排気弁が開かれている状態でピストンが高くまで上昇してピストン冠面と吸排気弁とが干渉する恐れが高くなる。

特に、吸排気弁のジャンプやバウンスといった異常運動が発生しやすい高回転領域や、吸排気弁の開閉位相やリフトを変更した場合には、このピストン冠面と吸排気弁の干渉が発生しやすくなる。

また、このピストン冠面と吸排気弁の機械的干渉とは別に、排気上死点のピストン位置を圧縮上死点のピストン位置まで高めると、排気行程末期から吸気行程初期にかけてピストンが高く上昇するので燃焼室容積が減少して、高温の燃焼ガスが筒内に残留する量が少なくなる。このため、次の吸気行程において、燃焼室や混合気の温度を高く維持できなくなり、所謂内部ＥＧＲ効果が充分得られなくなって排気エミッションに悪影響を及ぼすことになる。特に、燃焼室の温度が低い運転状態では、排気エミッションに悪影響を及ぼすようになる。

いずれにしても、従来の可変圧縮比機構では排気上死点のピストン位置と圧縮上死点のピストン位置とは原理的に一致する構成であるため、高機械圧縮比にするため圧縮上死点のピストン位置を高めた場合に、排気行程末期から吸気行程初期にかけてピストン冠面と吸排気弁が干渉しやすいという課題、或いは内部ＥＧＲ効果が充分得られないという課題が発生する。

本発明の目的は、圧縮上死点のピストン位置を高めた場合においても、排気行程末期から吸気行程初期にかけてピストン冠面と吸排気弁が干渉するのを確実に回避する、或いは内部ＥＧＲ効果が充分得られる内燃機関の圧縮比調整装置を提供することにある。

本発明の特徴は、可変圧縮比機構によって圧縮上死点におけるピストン位置に対して、排気上死点におけるピストン位置を低く設定する、ところにある。

本発明よれば、圧縮上死点のピストン位置を高めた場合においても、排気上死点におけるピストン位置を低く設定することで、ピストン冠面と吸排気弁が干渉しないようにできる、或いは内部ＥＧＲ効果が充分得られるようにできるといった効果を奏することができる。

本発明に係る圧縮比調整装置の全体概略図である。 本発明に係る圧縮比調整装置の一部を断面して示す要部側面図である。 ピストン位置変更機構のフロントカバーを外した正面図であって、（Ａ）は最遅角制御状態、（Ｂ）は最進角状態を示している。 第１乃至第３の実施形態に使用される可変圧縮比機構におけるコントロールシャフト位相変換の動作を示し、圧縮上死点付近のクランクピンがほぼ真上を向いたクランクシャフト回転角度（Ｘ＝３６０°）において、（Ａ）はコントロ−ルシャフトの偏心回転位相が制御位相α１（例えば１３７°）、（Ｂ）は制御位相α２（例えば１８０°）、（Ｃ）は制御位相α３（例えば２２２°）、（Ｄ）は制御位相α４（例えば２４０°）に各々制御された状態を示している。 第１の実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 第１実施形態における可変圧縮比機構の作動説明図であって、（Ａ）〜（Ｄ）はベーンロータが最遅角状態（制御位相α４）にある場合のピストン位置を示し、（Ａ）は吸気(排気)上死点位置、（Ｂ）は吸気下死点位置、（Ｃ）は圧縮上死点位置、（Ｄ）は膨張下死点位置である。また、（Ｅ）〜（Ｈ）はベーンロータが最進角状態（制御位相α３）にある場合のピストン位置を示し、（Ｅ）は吸気(排気)上死点位置、（Ｆ）は吸気下死点位置、（Ｇ）は圧縮上死点位置、（Ｈ）は膨張下死点位置である状態を示している。 第２実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 第２の実施形態における可変圧縮比機構の作動説明図であって、（Ａ）〜（Ｄ）はベーンロータが最進角状態（制御位相α２）にある場合のピストン位置を示し、（Ａ）は吸気(排気)上死点位置、（Ｂ）は吸気下死点位置、（Ｃ）は圧縮上死点位置、（Ｄ）は膨張下死点位置である。また、（Ｅ）〜（Ｈ）はベーンロータが最遅角状態（制御位相α３）にある場合のピストン位置を示し、（Ｅ）は吸気(排気)上死点位置、（Ｆ）は吸気下死点位置、（Ｇ）は圧縮上死点位置、（Ｈ）は膨張下死点位置である状態を示している。 第３の実施形態におけるクランクシャフトの回転角度との関係でのピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 本実施形態における可変圧縮比機構の作動説明図であって、（Ａ）〜（Ｄ）はベーンロータが最進角状態（制御位相α１）にある場合のピストン位置を示し、（Ａ）は吸気(排気)上死点位置、（Ｂ）は吸気下死点位置、（Ｃ）圧縮上死点位置、（Ｄ）は膨張下死点位置である。 第４の実施形態の圧縮比可変機構のリンク機構を示す全体概略図である。

以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。

先ず、本発明の第１の実施形態について説明する。図１及び図２は可変圧縮比機構の概略の構成を示している。内燃機関０１は、シリンダブロック０２内に形成されたシリンダボア０３に沿って上下方向へ往復運動するピストン２と、ピストン２の上下運動によって、ピストンピン３や可変圧縮比機構１の後述するリンク機構５を介して回転駆動するクランクシャフト４と、を備えている。図１のピストン２の冠面上に一点鎖線で示す燃焼室境界線との間に隔成された空間は気筒内容積（燃焼室容積）である。

また、燃焼室には吸気弁ＩＶと排気弁ＥＶが設けられており、図示しないカムシャフトによって開閉されている。これらの吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶは、ピストン２側（下側）にリフトすると、図1から分かるように、ピストン冠面に接近する。ここで、吸気弁ＩＶのリフト量を基準位置（yi＝ ye＝０）からピストン摺動方向に対してyiの位置で示し、排気弁ＥＶのリフト量を基準位置からピストン摺動方向にyeの位置で示している。この時のピストン２の位置をＹとする。尚、基準位置は、吸気弁ＩＶ及び排気弁ＥＶが共にリフトせずに閉じられている位置に対応している。なお、ここでピストン位置Ｙが、あるクランク角において、吸気弁ＩＶのyiの位置あるいは排気弁ＥＶのyeの位置まで上昇すると、ピストン冠面と吸排気弁の干渉が生じることになる。

可変圧縮比機構１は、複数のリンクからなるリンク機構５や、リンク機構５の姿勢を変化させるピストン位置変更機構６などから構成されている。リンク機構５は、ピストン２にピストンピン３を介して連結された第１リンクであるアッパリンク７と、アッパリンク７に第１連結ピン８を介して揺動可能に連結されると共に、クランクシャフト４のクランクピン９に回転可能に連結された第２リンクであるロアリンク１０と、ロアリンク１０に第２連結ピン１１を介して揺動可能に連結されると共にコントロ−ルシャフト１２の偏心カム部１３に回転可能に連結された第３リンクであるコントロ−ルリンク１４と、から構成されている。

また、クランクシャフト４の前端部には、図１及び図２に示すように、駆動回転体である小径な第１ギヤ歯車１５が固定されている一方、コントロールシャフト１２の前端部側に従動回転体である大径な第２ギヤ歯車１６が設けられ、第１ギヤ歯車１５と第２ギヤ歯車１６が噛み合ってクランクシャフト４の回転力がピストン位置変更機構６を介してコントロールシャフト１２に伝達されるようになっている。

第１ギヤ歯車１５は、外径が第２ギヤ歯車１６の外径の約半分の大きさになっており、したがって、クランクシャフト４の回転速度は、第１ギヤ歯車１５と第２ギヤ歯車１６の外径差によってコントロールシャフト１２に半分の角速度に減速して伝達されるようになっている。コントロールシャフト１２は、ピストン位置変更機構６によって、第２ギヤ歯車１６に対する位相が変化し、つまりクランクシャフト４に対して相対回転位相が変更されるようになっている。

クランクシャフト４とコントロールシャフト１２は、シリンダブロックに設けられた共通の前後２つの軸受１７、１８によって回転自在に支持されている。また、偏心カム部１３は、コントロ−ルリンク１４の下端部に形成された大径部にニードルベアリング１９を介して回転自在に連結されている。

ピストン位置変更機構６は、例えば先に本出願人が出願した特開２０１２−２２５２８７号公報に記載された油圧式(ベーンタイプ)の可変動弁機構と同じ構造であり、以下簡単に説明する。

すなわち、このピストン位置変更機構６は、図２及び図３（Ａ）、（Ｂ）に示すように、第２ギヤ歯車１６が固定されたハウジング２０と、ハウジング２０内に相対回転自在に収容され、コントロールシャフト１２の一端部に固定されたベーンロータ２１と、ベーンロータ２１を油圧によって正逆回転させる油圧回路２２と、を備えている。

ハウジング２０は、円筒状のハウジング本体２０ａの前端開口が円板状のフロントカバー２３によって閉塞されていると共に、後端開口が円盤状のリアカバー２４によって閉塞されている。また、ハウジング本体２０ａの内周面の周方向の約９０°位置には、４つの隔壁であるシュー２０ｂが内方に向かって突設されている。

リアカバー２４は、第２ギヤ歯車１６の中央位置に両者一体に設けられ、外周部が４本のボルト２５によってハウジング本体２０ａとフロントカバー２３に共締め固定されている。また、リアカバー２４のほぼ中央には、ベーンロータ２１の円筒部に外周に軸受される大径な軸受孔２４ａが軸方向に貫通形成されている。

ベーンロータ２１は、中央にボルト挿通孔を有する円筒状のロータ２６と、ロータ２６の外周面の周方向のほぼ９０°位置に一体に設けられた４枚のベーン２７とを備えている。ロータ２６は、前端側の小径筒部２６ａがフロントカバー２３の中央支持孔に回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部２６ｂがリアカバー２４の軸受孔２４ａに回転自在に支持されている。

また、ベーンロータ２１は、ロータ２６のボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルト２８によってコントロールシャフト１２の前端部に軸方向から固定されている。また、各ベーン２７は、各シュー２０ｂ間に配置されていると共に、各外面の軸方向に形成された細長い保持溝内にハウジング本体２０ａの内周面に摺接するシール部材及び該シール部材をハウジング本体内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、この各ベーン２７の両側と各シュー２０ｂの両側面との間に、それぞれ４つの進角室４０と遅角室４１がそれぞれ隔成されている。

油圧回路２２は、図２に示すように、各進角室４０に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路２８と、各遅角室４１に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路２９との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路２８、２９には、供給通路３０とドレン通路３１とが夫々通路切換用の電磁切換弁３２を介して接続されている。供給通路３０には、オイルパン３３内の油を圧送する一方向のオイルポンプ３４が設けられている一方、ドレン通路３１の下流端がオイルパン３３に連通している。

第１、第２油圧通路２８、２９は、フロントカバー２３側に設けられた通路構成部の内部に形成されており、各一端部が通路構成部のロータ２６の小径筒部２６ａから内部の支持穴内に挿通配置された円柱部３５を介してロータ２６内に連通している一方、他端部が電磁切換弁３２に接続されている。

第１油圧通路２８は、各進角室４０と連通する図示しない４本の分岐路とを備えている一方、第２油圧通路２９は、各遅角室４１と連通する第２油路とを備えている。電磁切換弁３２は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路２８、２９と供給通路３０及びドレン通路３１とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、コントロールユニット３６からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。

そして、電磁切換弁３２の切り換え作動によって、各進角室４０と各遅角室４１に作動油を選択的に供給することによってベーンロータ２１(コントロールシャフト１２）をクランクシャフト４に対して相対回転位相を変更させるようになっている。また、各遅角室４１内には、ベーンロータ２１を遅角方向へ常時付勢する４本のコイルスプリング４２がそれぞれ装着されている。

図４（Ａ）〜（Ｄ）は第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２との相対回転位相を変化させた場合を示している。尚、この図では第１、第２ギヤ歯車１５、１６などは省略してある。この相対回転位相は、本実施形態では、前述のピストン位置変更機構６による相対回転位相変換制御により変化できるようになっているが、第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２（偏心カム部１３）との取り付け関係を相対的に変えることによって行うこともできる。

この図４では、図１に示す第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２の相対位相を変えない状態でクランクシャフト４を時計方向に回転して行き、クランクピン９が真上を向いた位置（クランク角Ｘ＝０°で吸気（排気）上死点付近）から更に１回転して再度クランクピン９が真上を向いた位置（Ｘ＝３６０°で圧縮上死点付近）での姿勢を示している。
なお、吸気(排気)上死点とは、排気上死点（吸気上死点）のことであり、ピストン２が排気行程の末期と吸気行程初期の間において最も高くなる位置を指す。

このとき、ピストン２の位置（高さ）は圧縮上死点付近なので高い位置になっており、例えば、図４（Ａ）に示すように、偏心カム部１３の偏心方向は、真上方向より制御位相α１（例えば１３７°）だけ時計方向に遅角した位置となっている。

すなわち、図４における偏心カム部１３の回転方向はクランクシャフトとは逆の反時計方向なので、図４（Ａ）に示す場合は真上方向よりα１だけ遅角しているのである。このような場合、制御位相α１と表記する。

図４（Ｂ）は、図４（Ａ）に対してコントロ−ルシャフト１２（偏心カム部１３）の位相をさらに遅角側のα２（例えば１８０°）まで遅角させた位置、すなわち、偏心カム部１３の偏心方向が真下付近になっており、制御位相α２と表記する。

また、図４（Ｃ）に示す場合は制御位相α３（例えば２２２°）、図４（Ｄ）では制御位相α４（例えば２４０°）と、更にコントロ−ルシャフト１２（偏心カム部１３）の位相を時計方向に遅角させていった位置となっている。

ここで、例えば、図４（Ｃ）に示す制御位相α３と図４（Ｄ）に示す制御位相α４の間を変換できる位相変更機構６（ピストン位置変更機構）の作動について図３（Ａ）、（Ｂ）に基づいて説明する。

この図３は図２を左側から見た図であり、第２ギヤ歯車１６の回転方向は図３中では時計方向となる。図３（Ａ）がピストン位置変更機構６のベーンロータ２１の最遅角位置（制御位相α４と対応）を示し、図３（Ｂ）が最進角位置（制御位相α３と対応）を示しており、この最遅角、最進角位置ともに最大拡巾のベーン２７（２７a）の両側部が隣接する各シュー２０ｂの一側面と他側面に当接してストッパ（遅角側ストッパ、進角側ストッパ）により規制されるようになっている。

ここで、ベーンロータ２１は、各コイルスプリング４２のばね力によって図３（Ａ）に示すように、最遅角位置付近で機械的に安定するようになっている。つまり、デフォルト位置は最遅角位置となる。

ピストン位置変更機構６の位相変換角αＴを、αＴ＝α４−α３、例えば１８°（＝２４０°−２２２°）とすれば、制御位相α３と制御位相α４の間の変換で所望の変換角αＴ（１８°）を実現できる。更に、前述の最遅角位置（デフォルト位置）が、図４（Ｄ）に示す制御位相α４と一致するように、ベーンロータ２１とコントロ−ルシャフト１２との取り付け位置を設定すると、所望の図４（Ｃ）と図４（Ｄ）の間の位相変換（制御位相α３⇔制御位相α４）が実現できる。

図５はピストン位置の変化特性を示している。ここで、クランク角Ｘが０°では、クランクピン９が真上に位置しており、この付近で、ピストン２の吸気（排気）上死点となっている。

クランク角Ｘが０°から時計方向に回転し始めると、排気弁リフトカ−ブ（ye）に示すように排気弁ＥＶは完全に閉じ、また０°前から開作動を開始していた吸気弁ＩＶの吸気弁リフトカ−ブ（ｙi）は更にリフトを増加し、吸気ポ−トより新気（或いは混合気）の吸入を行う。次に、クランク角Ｘが１８０°となった付近で吸気下死点となり、この付近で吸気弁は閉じられる。ここで、吸気上死点から吸気下死点までを吸気行程という。

更に、クランクシャフト４が回転すると、吸気弁ＩＶは完全に閉じられると共に、筒内混合気が圧縮されて、クランク角Ｘが３６０°となった位置（クランクピン９が再度真上位置）の付近で、圧縮上死点になる。ここで、吸気下死点から圧縮上死点までを圧縮行程という。

その後、火花点火（または圧縮着火）が行なわれて燃焼が開始され、その燃焼圧がピストン２を押し下げていき、クランク角Ｘが５４０°付近で膨張下死点となる。ここで、圧縮上死点から膨張下死点までを膨張行程という。

この膨張下死点付近で、排気弁ＥＶが開作動を開始し、ピストン２の再上昇とともに燃焼ガス（排気ガス）を排気ポ−トより排出し、再び吸気(排気)上死点付近であるクランク角Ｘが７２０°（＝０°）の位置（クランクピン９が真上位置）に戻るのである。ここで、膨張下死点から吸気(排気)上死点までを排気行程という。

以上のように、４サイクル機関としての作動が行われ、クランク角(Ｘ)７２０°を１周期とする周期的な作動になっている。

図５において、実線は図４（Ｃ）の制御位相α３でのピストン位置特性（α３特性）を示し、破線は図４（Ｄ）の制御位相α４でのピストン位置特性（α４特性）を示している。両特性とも、圧縮上死点でのピストン位置は略同一（Ｙ０）で、吸気下死点位置は両特性で異なる。すなわち、圧縮上死点での気筒内容積（燃焼室容積）Ｖは、両特性とも圧縮上死点でのピストン位置（Ｙ０）により決まるので、ほぼ同一の気筒内容積Ｖ０となっている。

この気筒内容積Ｖ０とは、圧縮上死点において、シリンダヘッド側の燃焼室内面形状と、ピストン２の冠面２ａの形状と、シリンダブロック０２の内径と、図示しないヘッドガスケット内径等に囲まれた容積、つまり、圧縮上死点における気体（混合気）の容積になる。

図５に示す制御位相α３の特性では、吸気下死点のピストン位置はＹＣ３であり、そこから圧縮上死点への長さ（圧縮ストロ−ク）はＬＣ３であり、膨張下死点のピストン位置はＹＥ３で、そこへの圧縮上死点からの長さ（膨張ストロ−ク）はＬＥ３である。

また、吸気下死点のピストン位置は前述のＹＣ３であり、そこから吸気(排気)上死点への長さ（吸気ストロ−ク）はＬＩ３であり、膨張下死点のピストン位置は前述のＹＥ３で、そこから吸気(排気)上死点への長さ（排気ストロ−ク）はＬＯ３である。

同様に、図５に示す制御位相α４の特性では、吸気下死点のピストン位置はＹＣ４であり、そこから圧縮上死点への長さ（圧縮ストロ−ク）はＬＣ４であり、膨張下死点のピストン位置はＹＥ４で、そこへの圧縮上死点からの長さ（膨張ストロ−ク）はＬＥ４である。

また、吸気下死点のピストン位置は前述のＹＣ４であり、そこから吸気(排気)上死点への長さ（吸気ストロ−ク）はＬＩ４であり、膨張下死点のピストン位置は前述のＹＥ４で、そこから吸気(排気)上死点への長さ（排気ストロ−ク）はＬＯ４である。

尚、吸気(排気)上死点と排気(吸気)上死点は同じ点を意味しており、排気行程から吸気行程に移行する時のピストンの上死点を示している。したがって、単に吸気上死点或いは排気上死点という場合もある。

以上の図５に関する説明は実施例２の図７、実施例３の図９においても同様であるので、図７、図９においては詳細の説明を省略する。

ここで、制御位相α３での機械圧縮比である機械圧縮比Ｃ３と、同機械膨張比である機械膨張比Ｅ３について考察する。ボア（シリンダ内径）の面積をＳとすると、吸気下死点での気筒内容積ＶＣ３は、ＶＣ３=Ｖ０+Ｓ×ＬＣ３となる。したがって、機械圧縮比Ｃ３＝ＶＣ３÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＣ３）÷Ｖ０となる。

一方、機械膨張比Ｅ３=ＶＥ３÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＥ３）÷Ｖ０となる。ここで、ＶＥ３とは膨張下死点での気筒内容積である。

尚、制御位相α３の場合は、図５に示すように、ＬＣ３≒ＬＥ３であるため、機械圧縮比Ｃ３≒機械膨張比Ｅ３となっている。ここで、相対比Ｄ＝機械膨張比Ｅ÷機械圧縮比Ｃと定義する。

制御位相α３での相対比Ｄ３は、Ｅ３÷Ｃ３≒１となり、機械膨張比Ｅと機械圧縮比Ｃはほぼ同一のほぼ標準的な特性となっている。すなわち、制御位相α３では、一般的な機関の通常のピストン位置変化特性（Ｅ＝Ｃ、Ｄ＝１）に近くなっている。

次に、制御位相α４での機械圧縮比である機械圧縮比Ｃ４と、同機械膨張比である機械膨張比Ｅ４について説明する。

制御位相α３と同様に、機械圧縮比Ｃ４＝ＶＣ４÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＣ４）÷Ｖ０となり、機械膨張比Ｅ４=ＶＥ４÷Ｖ０＝（Ｖ０+Ｓ×ＬＥ４）÷Ｖ０となる。ここで、制御位相α４の場合は、図５に示すように、ＬＣ４＞ＬＥ４であるため、機械圧縮比Ｃ４＞機械膨張比Ｅ４となっている。すなわち、相対比Ｄ４＝ＬＥ４÷ＬＣ４＜１であり、これは、機械圧縮比が機械膨張比より、相対的に大きいことを意味する。また、制御位相α３特性との対比でみると、Ｃ４＞Ｃ３と機械圧縮比は大きく、Ｅ４＜Ｅ３と機械膨張比は小さくなっている。

図６（Ａ）〜（Ｄ）に制御位相α４(ベーンロータ２１の最遅角デフォルト位置、例えば２４０°)でのクランク角を変化した場合の機構姿勢変化を示し、図６（Ｅ）〜（Ｈ）に制御位相α３(ベーンロータ２１の最進角位置、例えば２２２°)でのクランク角を変化した場合の機構姿勢変化を示している。ここで、図６の（Ａ）及び（Ｅ）は吸気（排気）上死点での姿勢、（Ｂ）及び（Ｆ）は吸気下死点での姿勢、（Ｃ）及び（Ｇ）は圧縮上死点での姿勢、（Ｄ）及び（Ｈ）は膨張下死点での姿勢をそれぞれ示している。

図６（Ａ）〜（Ｄ）の制御位相α４の場合は、前述のように、ＬＣ４＞ＬＥ４であるため、機械圧縮比Ｃ４＞機械膨張比Ｅ４（相対比Ｄ４＜１）となっている。一方、図６（Ｅ）〜（Ｈ）の制御位相α３の場合は、前述のように、ＬＣ３≒ＬＥ３であるため、機械圧縮比Ｃ３≒機械膨張比Ｅ３（相対比Ｄ３≒１）となっている。そして、図６（Ａ）〜（Ｄ）の制御位相α４の場合は、図６（Ｅ）〜（Ｈ）の制御位相α３と比較すると、前述のように、ＬＣ４＞ＬＣ３、ＬＥ４＜ＬＥ３となっている。

なぜ、このようなピストン位置変化特性になるかを説明する。吸気下死点における偏心カム部１３の偏心回転方向αＣについてみてみると、図６（Ｂ）に示す制御位相α４でのαＣ４は、図６（Ｆ）に示す制御位相α３でのαＣ３に対して、時計方向（遅角方向）に位相変化している。つまり偏心カム部１３の偏心円中心は、制御位相α３に対して相対的に、右上方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点として時計方向に回転させる。これによって、第１連結ピン８の位置は下がり、もってアッパリンク７によりピストン２は下方に引き下げられる。これにより、ＬＣ４＞ＬＣ３となる。

一方、膨張下死点における偏心カム部１３の偏心回転方向αＥについてみてみると、図６（Ｄ）に示す制御位相α４でのαＥ４は、図６（Ｈ）に示す制御位相α３でのαＥ３に対して、同様に時計方向（遅角方向）に変化している。つまり偏心円中心は相対的に下方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を左下方に引き下げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点として反時計方向に回転させる。これによって第１連結ピン８の位置は上がり、もってアッパリンク７によりピストン２は上方に押し上げられる。これにより、ＬＥ４＜ＬＥ３となる。

すなわち、図５に示す制御位相α３と制御位相α４のピストン位置変化特性の差は、図６に示す偏心カム部１３の偏心位相の違いに基づくリンク姿勢の違いにより生み出される。

一方、圧縮上死点のピストン位置についてみると、制御位相α３と制御位相α４のピストン２の位置はほぼ同じ位置であることは、前述の通りであるが、これは以下の理由による。すなわち、図６（Ｃ）、（Ｇ）に示す圧縮上死点姿勢に示すように、制御位相α３と制御位相α４とも、クランクピン９と第１連結ピン８とピストンピン３がほぼ一直線に配置されており、この配置によりロアリンク１０の回動により第１連結ピン８が回動してもピストンピン２の位置変化は僅かに抑えられるためである。

このため、制御位相α３の圧縮上死点のピストン位置（図５のＹ０３）、制御位相α４の圧縮上死点ピストン位置（図５のＹ０４）は実質ほぼ同じ位置となり、それを前述の圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）としたのである。

しかしながら、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０３）と圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０４）で有意差がでた場合は、気筒内容積を各々Ｖ０３、Ｖ０４として前述のＶ０のかわりに用いて、各々の機械圧縮比Ｃ３、Ｃ４、各々の機械膨張比Ｅ３、Ｅ４、各々の相対比Ｄ３、Ｄ４を求めれば良い。

次に、本実施例のエンジン性能に関係する効果について説明する。

機関停止時には、ピストン位置変更機構６のベーンロータ２１は、図３（Ａ）に示す最遅角位置（反時計方向）に各コイルスプリング４２のばね力によって押し付けられ安定しており（デフォルト位置）、その時、制御位相は前述の制御位相α４となっている。

したがって、冷機始動時には、予めベーンロータ２１の最遅角位置である制御位相α４の特性（図５の破線）になっており、この特性による排気エミッションの低減効果が、デフォルト設定によって始動燃焼のまさに初期から得られる。また、ピストン位置変更機構６の電磁切換弁３２の電気系統が断線などの故障があった場合にもこの位置を維持できるので、その場合でも前述の排気エミッション低減効果が得られるので所謂メカニカルフェールセーフ効果も持つことができる。

すなわち、この特性による冷機始動時排気エミッション低減効果については、まず１つ目として、機械膨張比Ｅ４が小さくなっているので、膨張仕事が減った分、内燃機関から排出される排気ガス温度が高まるので、下流の触媒の暖機が促進されて、エミッション転化率が向上する。

一方、２つ目として、機械圧縮比Ｃ４は大きくなっているので、圧縮上死点での筒内ガス温度は上昇し、冷機運転時において問題となる燃焼不良を改善し、もって内燃機関そのものから排出されるエミッションを低減できる。

以上の機械膨張比Ｅ４を小さくし、機械圧縮比Ｃ４を大きくし、つまり相対比Ｄ４（＝Ｅ４÷Ｃ４）を小さくしたことにより、上述した夫々の効果の相乗効果として、触媒下流のテールパイプから大気に放出される排気エミッション量を大幅に低減できるようになる。

ここで、相対比Ｄ４は1未満の小さな値となっており、これが小さいほど、機械膨張比が相対的に小さく、機械圧縮比が相対的に大きいことを意味しており、冷機時における排気エミッション性能の良さを示す指標とみることができる。

ところで、機関の暖機が完了すると、例えば機関運転状態が部分負荷であれば、機械圧縮比Ｃ４、機械膨張比Ｅ４、及び相対比Ｄ４のままの状態では燃費が悪化する。なぜなら、機械膨張比Ｅ４が低いので、ピストン２による膨張仕事が低下し、また、機械圧縮比Ｃ４が高いので、暖機後では圧縮上死点での温度が過度に高くなり、いわゆる冷却損失が増加し、もって、これらの損失により燃費が悪化するようになる。

また、機関運転状態が高負荷であれば、ノッキングやプレイグニッションという異常燃焼も誘発してしまい、一層燃費が悪化すると共に、トルクも低下するのである。したがって、暖機後においては、ピストン位置変更機構６の電磁切換弁３２からの制御油圧によりベーンロータ２１が最進角位置に変換し、制御位相α３（図５の実線の特性）に切り替えるようにすれば良いものである。

これにより、標準的な機械膨張比Ｅ３、標準的な機械圧縮比Ｃ３に復帰し、相対比Ｄ３はほぼ１となり通常のピストン位置変化特性と同等となるので、上述した損失により燃費が悪化したり、更には異常燃焼が誘発されるのを抑制できるようになる。

尚、機関温度が冷機と暖機完了との中間にある場合は、その温度に応じて、低温になるほどベーンロータ２１を遅角側へ変更して行き（制御位相α４に近づけて行き）、高温になるほどベーンロータ２１を進角側へ変更させていく（制御位相α３に近づけていく）ことによって、温度の変化毎に、排気エミッション性能と燃費性能を適切にバランスさせることができる。例えば、エミッションを充分に低い所定値に抑えつつ、可及的に燃費悪化を抑制することができる。

ここで、ピストン２の位置変化特性は、前述のように、クランク角７２０°を周期とする周期的な作動が行なわれ、上死点としては、クランク角が０°付近と３６０°付近の２度あらわれる。そして、クランク角３６０°付近の上死点（前述のＹ０）は、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとも完全に閉止された前述の圧縮上死点となっており、クランク角０°付近の各上死点（Ｙ´０３、Ｙ´０４）は、この付近で排気弁ＥＶが閉じ吸気弁ＩＶの作動が開始される吸気（排気）上死点となっている。

この吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）は、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低くなっている。これは、図６（Ａ）、（Ｅ）の吸気(排気)上死点の姿勢で示すように、制御位相α３と制御位相α４とも、クランクピン９と第１連結ピン８とピストンピン３が一直線ではなく、逆「く」の字状に折れ曲がって配置されており、この配置によりピストン位置が前述のピストン位置（Ｙ０）より低い位置となり、また制御位相α３と制御位相α４との間のコントロ−ルシャフト１２の位相差により、吸気（排気）上死点のピストン位置が、前者の場合のピストン位置（Ｙ´０３で、Δ３だけ低下）、後者の場合のピストン位置（Ｙ´０４で、Δ４だけ低下）という有意差が生じている。

ここで、ピストン位置の差分Δ３＞Δ４というように、制御位相α３での吸気（排気）上死点のピストン位置（Ｙ´０３）の方が低い位置になっているのは、図６（Ａ）及び（Ｅ）の吸気（排気）上死点のピストン位置に示すように、偏心カム部１３の偏心方向とコントロ−ルリンク１４（第３リンク）方向が、制御位相α３の方が一直線に近い（開き角が１８０°に近い）ので、ロア−リンク１０を更に時計方向に回動させ、もってアッパ−リンク７を介してピストンピン（ピストン）を引き下げるからである。

このように、吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）が、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低い位置になっていることは、ピストン２と吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの干渉に対して、極めて有利となる。図５に示す吸気（排気）上死点では、各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）が低くなっており、この吸気（排気）上死点付近のクランク角で見てみると、吸気弁ＩＶの吸気弁リフト位置（yi）や排気弁ＥＶの排気弁リフト位置（ye）に対して、ピストン２の冠面位置（Ｙ）は下方に充分離れており、干渉しにくくなっている。

例えば、高回転になると、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶは、ジャンプやバウンスといった異常運動が発生しやすくなるが、この場合においてはyiやyeはやや下がるのであるが、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとの干渉を充分に防止できるものである。また、近年広まってきた、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの開閉位相制御やリフト量自体を増大変化できる可変動弁機構を装着した場合においては、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉が発生し易くなる。すなわち、開閉位相制御ではyi特性やye特性が横軸（クランク角）方向にずれるのでＹとの距離が部分的に接近したり、リフト量自体の増大制御ではyi特性やye特性自体が下方にずれるのでＹとの距離が接近するのである。
このような場合であっても、本実施例の可変圧縮比機構を用いれば吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉を有効に防止することができるようになる。

尚、ここで、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの作動タイミングをクランク角で３６０°程度設定をずらした場合を仮に想定してみると、高いピストン位置（Ｙ０）が吸気（排気）上死点のピストン位置となり、図５の破線で示す吸気弁リフトカーブ（yi）及び排気弁リフトカ−ブ（ye）との干渉余裕が小さくなり、ジャンプやバウンスといった吸気弁ＩＶや排気弁ＥＶの異常運動の際にピストンと干渉してしまう、という問題が発生する。図５から分かるように干渉が発生しやすいクランク角は、吸気（排気）上死点そもののではなく、吸気（排気）上死点直前で排気弁ＥＶのyeとピストン冠面位置Ｙの距離が極めて短くなり、吸気（排気）上死点直後で吸気弁ＩＶのyi とピストン冠面位置Ｙの距離が極めて短くなるのである。そこへもってきて、吸排気弁の異常運動が発生すると、これらの距離が一層短くなり、もって干渉が発生してしまうのである。

また、これとは別に、吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）が、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低い位置になっていることは、残留排気ガスの量を増大する作用を生じる。従来通り、吸気(排気)上死点のピストン位置が圧縮上死点のピストン位置まで高められると、排気行程末期から吸気行程初期にかけてピストンが高く上昇するので燃焼室容積が減少して、高温の燃焼ガスが筒内に残留する量が少なくなる。

これに対して、本実施例では吸気（排気）上死点のピストン位置が圧縮上死点より低い位置に設定されるため、排気行程末期から吸気行程初期にかけての燃焼室容積が増大して高温の残留排気ガスの量が増え、燃焼室内の温度を高く維持できて内部ＥＧＲ効果が充分得られるようになる。特に燃焼室内の温度が低い冷機運転状態では、多くの残留排気ガスによって燃焼室や筒内ガスの温度を高くできるので排気エミッションを低減できる効果が高くなる。

以上述べてきたように、圧縮上死点におけるピストン位置に対して、吸気(排気)上死点におけるピストン位置を低く設定することによって、以下の格別な効果が得られる。

すなわち、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）という高いピストン位置となるため、機械圧縮比Ｃ、あるいは機械膨張比Ｅを大きく設定できることなどにより、種々のエンジン性能を充分高めることができる。しかも、このような高いピストン位置に設定しても、圧縮上死点では吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶが作動（リフトの増加）せず閉止状態が継続するため、ピストンと吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとが干渉する問題は原理的に発生しない。

一方、吸気（排気）上死点では、この付近で排気弁ＥＶの閉作動及び吸気弁ＩＶの開作動が行なわれるので、仮にピストン位置が圧縮上死点（Ｙ０）のように高い位置にあると、これら吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストン２との機械的な干渉が生じる恐れがあるが、前述したように、吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）が、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低い位置にあるので、このような機械的な干渉を回避できる。

特に、吸気弁ＩＶのリフト量が最大となるリフト位置（yi max）及び排気弁ＥＶのリフト量が最大となるリフト位置（ye max）より、吸気（排気）上死点での各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）を低く設定しておけば、前述の吸排気弁の開閉位相制御に故障が生じた場合であっても、該位相に関わらず、吸排気弁とピストンの干渉を防止できる、という格別の効果を得ることができる。

また、吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０３、Ｙ´０４）が圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低い位置に設定されるため、排気行程末期あるいは吸気行程初期での燃焼室容積が増大して、筒内において高温の残留排気ガスの量が増え、燃焼室や筒内ガスの温度を高くできて所謂内部ＥＧＲ効果が充分得られるようになる。特に燃焼室や混合気の温度が低い冷機運転状態では、多くの残留排気ガスによって燃焼室や吸入混合気の温度を高くできるので排気エミッションを低減できる効果が高くなる。

ここで、前述ように、制御位相α３では制御位相α４より吸気（排気）上死点でのピストン位置がやや低くなっているが、これによれば更に以下のような効果が得られる。すなわち、この制御位相α３では、圧縮ストロ−クＬＣ３と膨張ストロ−クＬＥ３が同一、つまり機械圧縮比Ｃ３＝機械膨張比Ｅ３となっており、また吸気ストロ−クＬＩ３と排気ストロ−クＬＯ３が同一で、一般的な特性となっている。

この一般的な特性では、前述の制御位相α４のような冷機時の排気エミッション低減の効果は得にくいものの、高回転を含む広い回転バンドで使われることが想定される。高回転では、前述のように、排気弁ＥＶや吸気弁ＩＶのジャンプやバウンスといった異常運動が発生しがちであるが、制御位相α３において、吸気（排気）上死点のピストン位置（Ｙ´０３）とやや低くなっているので、このような場合であっても、ピストンと吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの干渉を確実に回避することができるからである。
以上の説明してきたように、制御範囲である制御位相α３から制御位相α４の範囲にわたって、ピストンと吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの機械的な干渉を防止できるようになる。
しかも、広い回転バンドで使われる可能性のある制御位相α３においては、より効果的にかかる機械的な干渉を防止できるのである。

また、本実施例では、図２に示すように、第１ギヤ歯車１５に対して減速される側の体径の第２ギヤ歯車１６の方にベーン式のピストン位置変更機構６が設置されている。このため、クランク側の小径の第１ギヤ歯車１５にピストン位置変更機構６を設置した場合に対して、ベーン径などを大きく設定することが可能になり、ベーン変換動力を高めることができ、変換応答性を向上させたり、耐負荷能力を高めることも可能となる。

以上述べた通り本実施例によれば、可変圧縮比機構によって圧縮上死点におけるピストン位置に対して、吸気(排気)上死点におけるピストン位置を低く設定するようにしているので、ピストン冠面と吸排気弁が干渉しないようにできる、或いは内部ＥＧＲ効果が充分得られるようにできるようになる。

次に本発明の第２の実施形態について説明するが、実施例１ではベーンとコントロ−ルシャフトとの相対位相を制御位相α３と制御位相α４の間で制御したが、実施例２ではベーンとコントロ−ルシャフトとの相対位相を制御位相α２と制御位相α３の間で制御する点で異なっている。

図３における変換角αＴは、α３−α２ （例えば、２２２°−１８０°＝４２°）とし、ベーンは遅角側に付勢する付勢スプリングによって付勢されている。ちなみに、ここで、実施例１に対して、ベーン変換角が拡大するが、ハウジングのストッパ部付近やベーン側面部の肉抜きによりベーン変換角を拡大することができる。また、ベーン枚数を４枚から３枚に減少させても、変換角を拡大することができる。そして、遅角側ストッパとベーンが当接する最遅角位置（デフォルト位置）が、図４のα３の位置と一致するように、ベーンとコントロ−ルシャフトの取り付け位相を設定すれば良い。

尚、このように、ベーンの変換角の拡大に伴い、ベーン枚数を減らしたりすると、ベーン式のピストン位置変更機構６の油圧による変換動力が減少し、変換応答性の悪化が懸念される。しかしながら、前述したように、減速される側の第２ギヤ歯車１６の方にベーン式のピストン位置変更機構６が設置されているため、ベーン径等を適切に大きく設定することも可能となる。これによって、ピストン位置変更機構６によるベーン変換動力を確保し、変換応答性の低下やベーン保持能力の低下を抑制できるのである。

図７はピストン位置変化特性を示し、実線は実施例１の図４（Ｃ）の制御位相α３と同じ特性（α３特性）を示すが、本実施形態ではベーンロータ２１の最遅角（デフォルト）位置での特性となる。また、図７の一点鎖線は図４（Ｂ）に示す制御位相α２の特性（α２特性）で、これが本実施形態のベーンロータ２１の最進角位置での特性となる。

図４（Ｂ）の制御位相α２も、圧縮上死点のピストンの位置（Ｙ０２）は、前述のＹ０とほぼ同一であるが、吸気下死点位置と膨張下死点位置は、制御位相α３とは異なっている。

すなわち、図７に示すように、ＬＣ２＜ＬＥ２であるため、機械圧縮比Ｃ２＜機械膨張比Ｅ２となっており、相対比Ｄ２＝ＬＥ２÷ＬＣ２＞１であり、これは、機械膨張比が機械圧縮比よりも相対的に大きいことを意味する。

また、制御位相α３との対比でみると、Ｃ２＜Ｃ３と機械圧縮比は小さく、Ｅ２＞Ｅ３と機械膨張比は大きくなっている。

図８（Ａ）〜（Ｄ）は、制御位相α２での機構姿勢の変化を示している。前述のように、ＬＣ２＜ＬＥ２であるため、機械圧縮比Ｃ２＜機械膨張比Ｅ２、すなわち、相対比Ｄ２＞１となっている。そして、図８（Ｅ）〜（Ｈ）に記載した制御位相α３と比較すると、ＬＣ２＜ＬＣ３、ＬＥ２＞ＬＥ３となっている。

なぜこのような特性になるかを以下で説明する。図８（Ｂ）、（Ｆ）に示す吸気下死点姿勢における偏心カム部１３の偏心回転方向αＣについて比較してみると、図８（Ｂ）に示す制御位相α２でのαＣ２は、図８（Ｆ）に示す制御位相α３でのαＣ３に対して、反時計方向（進角方向）に位相変化している。

つまり偏心円中心は左下方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を相対的に左下方に引き下げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点として反時計方向に回転させる。これにより第１連結ピン８の位置は上がり、もってアッパリンク７によりピストン２は上方に押し上げられる。この結果、ＬＣ２＜ＬＣ３となる。

一方、図８（Ｄ）、（Ｈ）に示す膨張下死点の姿勢における偏心カム部１３の偏心回転方向αＥについてみると、図８（Ｄ）に示す制御位相α２でのαＥ２は、図８（Ｈ）に示す制御位相α３でのαＥ３に対して、同様に反時計方向（進角方向）に変化している。

つまり偏心円中心は相対的に上方に移動しており、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０を、クランクピン９を支点に時計方向に回転させる。これにより第１連結ピン８の位置は下がり、もってアッパリンク７によりピストンは下方に引き下げられる。この結果、ＬＥ２＞ＬＥ３となる。

すなわち、図７に示す制御位相α３と制御位相α２のピストン位置変化特性の違いは、図８に示す偏心カム部１３の偏心回転方向の違いによるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。

次に、本実施例のエンジン性能に関係する効果について説明する。

機関の暖機後には、ピストン位置変更機構６のベーンロータ２１は電磁切換弁３２からの制御油圧により最進角位置に変換され、制御位相α２となるが、この位相では機械圧縮比Ｃ２は小さく、機械膨張比Ｅ２が大きい特性となる。ここで、機械膨張比Ｅ２が大きいことから、燃焼圧がピストンを押し下げることで行なう仕事（膨張仕事）を増やすことができ、これにより、例えば部分負荷運転領域において燃費を向上させることができる。

一方、このような機関の暖機後の部分負荷運転領域においては、機械圧縮比が高いと圧縮上死点での筒内ガス温度が高くなって冷却損失が増えてしまう懸念があるが、本実施形態のように、機械圧縮比Ｃ２が比較的低下しているので、このような冷却損失の発生を抑制することで一層燃費（熱効率）を向上させることができる。

また、機関高負荷ではこの高機械圧縮比によりノッキングなどの異常燃焼が生じ易いが、これも機械圧縮比低下によって回避することができるようになる。ここで、前述した特許文献1（特開２００２−２７６４４６号公報）の技術でも機械圧縮比を低下制御することでノッキングを防止できるが、付随して機械膨張比も低下してしまい、膨張仕事低下により燃費悪化やトルク低下を伴う。更には、機械膨張比の低下による排温上昇に伴い、触媒が熱劣化してしまうという問題が生じる。これに対して、本実施例では高機械膨張比のため、これらの問題を回避できるものである。

ところで、本実施例において、仮に冷機時においても、このようなピストン位置変化特性であったとすると、排気エミッション面から不都合が生じる。すなわち、機械膨張比Ｅ２が大きいので、膨張仕事が増える分、機関本体から排出される排気ガス温度が低下してしまい、下流の触媒の暖気が進まず、触媒による排気エミッション転化性能が低下する。

更に、機械圧縮比が低いので、冷機時において圧縮上死点での筒内ガス温度も相対的に低く、冷機時での燃焼が悪いので機関本体そのものから排出されるエミッションも増加する。以上の２つの理由により、触媒下流のテ−ルパイプからの大気に排出エミッションが増加してしまう。

そこで本実施例では、冷機時は制御位相α３のような通常のピストン位置変化特性にするのである。これにより、冷機時において大気に排出される排気エミッション増加を回避しつつ、暖機後には制御位相α２の変換することで前述の燃費低減などの効果を得ることができるのである。

尚、冷機時と暖機後の間の中間の温度（暖機途中）においては、ピストン位置変更機構６のベーンロータ２１の回転位相を制御し、低温になるほど制御位相α３に近づけていき、高温になるほど制御位相α２に近づけていくように制御する。これにより、温度毎に燃費性能と排気エミッション性能を適切にバランスすることができる。例えば、排気エミッションを抑えつつ可及的に燃費を向上することができる。

ピストン位置変化特性は、前述したように、制御位相α２、制御位相α３ともクランク角７２０°を周期とする周期的な作動が行なわれ、上死点としてはクランク角が０°（７２０°）付近と３６０°付近の２度あらわれる。クランク角３６０°付近の各上死点（Ｙ０２、Ｙ０３）は、吸気弁と排気弁の両方とも完全に閉止された圧縮上死点となり、前述のＹ０と実質ほぼ同一位置となっている。一方、クランク角０°付近の上死点は、この付近で排気弁が閉じ吸気弁の作動が開始される吸気（排気）上死点であり、そこでの各ピストン位置は、各々Ｙ´０２、Ｙ´０３となっている。

この吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０２、Ｙ´０３）は、圧縮上死点でのピストン位置（Ｙ０）より低い位置になっている。これは、図８の吸気(排気)上死点姿勢（Ａ）、（Ｅ）で示すように、制御位相α２と制御位相α３とも、クランクピン９と第１連結ピン８とピストンピン３が一直線ではなく、逆「く」の字状に折れ曲がって配置されており、この配置によりピストン位置が前述の圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低下するためである。

ところで、この吸気（排気）上死点についてみてみると、本実施例の場合には、図８（Ａ）と図８（Ｅ）との比較で分かるように、コントロ−ルリンク１４に対する偏心カム部１３の偏心方向が、制御位相α２と制御位相α３とでほぼ線対称の関係にある。従って、開き角自体は同等である。したがって、第２ピン１１の位置は制御位相α２と制御位相α３で余り変わらない。このため、吸気（排気）上死点の各ピストン位置が、制御位相α２でのピストン位置（Ｙ´０２で、Δ２だけ低下）と、制御位相α３でのピストン位置（Ｙ´０３で、Δ３だけ低下）とになる訳だが、両者ほぼ同一位置となる。

このように、吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０２、Ｙ´０３）が、圧縮上死点（Ｙ０）より低い位置で且つほぼ同一位置になっていることは、ピストン２と吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの機械的な干渉に対して、後述するようにコントローラが誤作動した場合などにおいても極めて有利となる。図７の吸気（排気）上死点付近のクランク角で見て、吸気弁ＩＶの吸気弁リフト位置（yi）や排気弁ＥＶの排気弁リフト位置（ye）のに対して、制御位相α２、制御位相α３ともピストン２の冠面位置は下方に充分離れており、干渉しにくくなっているのは実施例１と同様である。

このため、例えば、高回転になると、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶは、ジャンプやバウンスといった異常運動が発生しやすくなるが、この場合においても干渉を充分に防止できるも実施例１と同様である。また、近年広まってきた、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの開閉位相制御やリフト量自体を増大変化できる可変動弁機構を装着した場合においては、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉が発生し易くなる。このような場合であっても、本実施例の可変圧縮比機構を用いれば吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉を有効に防止することができるようになるのも実施例１と同様である。

尚、ここで、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの作動タイミングをクランク角で３６０°程度設定をずらした場合を仮に想定してみると、高いピストン位置（Ｙ０）が吸気（排気）上死点のピストン位置となり、図７の破線で示す各クランク角での吸気弁リフト位置（yi）及び排気弁リフト位置（ye）とピストン冠面位置Ｙとの干渉余裕が小さくなり、ジャンプやバウンスといった吸気弁ＩＶや排気弁ＥＶの異常運動の際にピストンと吸排気弁ちの干渉し易い、という問題が発生する。

また、これとは別の問題として、排気行程末期から吸気行程初期にかけて、前述にようにピストンが高く上昇するので燃焼室容積が減少して、高温の燃焼ガスが残留する量が少なくなり、前述の内部ＥＧＲ効果が得られなくなり、つまり前述の冷気時エミッション低減効果や暖機後の燃費向上効果などが得にくくなるのである。

これに対して、本実施例では吸気（排気）上死点のピストン位置が圧縮上死点より低い位置に設定されるため、排気行程末期から吸気行程初期にかけて燃焼室容積が増大して、筒内における高温の残留排気ガスの量が増え、燃焼室や筒内ガスの温度を高く維持できて内部ＥＧＲ効果が充分得られるようになる。例えば、燃焼室や吸入混合気の温度が低い運転状態では、多くの残留排気ガスによってこれらの温度を高くできるので排気エミッションを低減できる効果が高くなる。また、暖機後であっても、この内部ＥＧＲ効果によって、部分負荷域で燃焼が改善され、またポンプ損失もこれにより低減するので、一層燃費効果を高めることも可能になる。

また、本実施例のように、圧縮上死点におけるピストン位置を高め、吸気(排気)上死点におけるピストン位置を低く設定することによって、以下の格別な効果が得られる。

すなわち、圧縮上死点のピストン位置がピストン位置（Ｙ０）という高いピストン位置となるため、機械圧縮比Ｃ、あるいは機械膨張比Ｅを大きく設定できるので、種々のエンジン性能を充分高めることができる。例えば、部分負荷域では大きな機械膨張比Ｅにより、さらに一層燃費効果を高めることができるのである。
しかも、このような高いピストン位置に設定しても、圧縮上死点では吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶが作動（リフトの増加）せず閉止状態が継続するため、ピストンと吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとが干渉する問題は原理的に発生しない。

一方、吸気（排気）上死点では、この付近で排気弁ＥＶの閉作動及び吸気弁ＩＶの開作動が行なわれるので、仮にピストン位置が圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）のように高い位置にあると、これら吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンとの機械的な干渉が生じる恐れがあるが、前述のように、吸気（排気）上死点のピストン位置（Ｙ´０２、Ｙ´０３）が、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低い位置にあるので、このような機械的な干渉を回避できる。

また、吸気（排気）上死点のピストン位置が圧縮上死点より低い位置に設定されるため、排気行程での燃焼室容積が増大して高温の残留排気ガスの量が増え、燃焼室の温度を高く維持できて内部ＥＧＲ効果が充分得られるようになる。例えば、燃焼室の温度が低い運転状態では、多くの残留排気ガスによって燃焼室の温度を高く維持できるので排気エミッションを低減できる効果が高くなり、また、暖機後であっても、この内部ＥＧＲ効果によって、部分負荷域で燃焼が改善され、またポンプ損失もこれにより低減するので、一層燃費効果を高めることも可能になる。

ここで、前述したように、制御位相α２と制御位相α３で、吸気（排気）上死点でのピストン位置（Ｙ´０２、Ｙ´０３）がほぼ同一位置となっているので、更に以下のような効果が得られる。すなわち、制御位相α２と制御位相α３とでほぼ同じ干渉余裕を持っている。そして、制御位相α２と制御位相α３との範囲内にある制御角度範囲でもほぼ同じ干渉余裕を持っている。したがって、可変制御範囲にわたって、ほぼ同じ干渉余裕になっている。

そのため、コントロ−ラが故障して、本実施例のようなピストンストロ−ク制御（α角度制御）に異常をきたした場合、どの制御位置になってもほぼ同じ干渉余裕となる。このため、コントロ−ラ故障などの異常時においても、ピストンと吸気弁、排気弁の機械的な干渉の恐れを回避できる。また、運転者のシフトミスなどでオ−バレブ（過回転）が発生した場合でも、同様にピストンと吸気弁、排気弁の機械的な干渉の発生を抑制できる。

次に本発明の第３の実施形態について説明するが、実施例１ではベーンとコントロ−ルシャフトとの相対位相を制御位相α３と制御位相α４の間で制御し、実施例２では制御位相α２と制御位相α３の間で制御したが、実施例３ではベーンとコントロ−ルシャフトとの相対位相を制御位相α１と制御位相α４の間で制御する点で異なっている。

図３における変換角αＴは、α４−α１（例えば、２４０°−１３７°＝１０３°）と一層大きくなる。ベーン２７の枚数を４枚から２枚に減少させて変換角拡大をしても良いが、本実施形態では、ピストン位置変更機構として、特開２０１２−１9７７５５号公報（特許文献２）や特開２０１２−１８０８１６号公報（特許文献３）に記載されているような電動式のものを用いたものを使用している。

上述した２つの特許文献２、３に記載のピストン位置変更機構によれば、電動モータの回転により減速機構を介して、カムシャフトとタイミングスプロケットとの位相を変換する機構となっているが、本実施形態では、このカムシャフトの代わりにコントロールシャフト１２を、タイミングスプロケットの代わりに第２ギヤ歯車１６を用いている。このように構成することによって、ベーンとハウジングの干渉などの機構レイアウトからの変換角の制約はなくなり、２つの特許文献２、３に記載されているように、ストッパ凸部とストッパ凹部の関係のみで最遅角と最進角の回動規制が可能になる。

本実施形態では、これにより、電動式のピストン位置変更機構の出力軸の最進角位相を制御位相α１、最遅角位相を制御位相α４に設定している。また、第１実施例、第２実施例と同様にコントロ−ルシャフト１２を遅角方向に付勢する付勢手段も設けられている。

図９にはピストン位置変化特性を示し、破線は制御位相α４での特性（最遅角）を示し、これは第１実施形態の図５の制御位相α４と同じ特性で、実線の方は制御位相α１での特性（最進角）で、図４の制御位相α１に対応している。

この図９から分かるように、制御位相α１のピストン位置変化特性では、圧縮ストロ−クＬＣ１は充分小さく、膨張ストロ−クＬＥ１は充分大きくなっている。したがって、機械圧縮比Ｃ１は充分小さく、機械膨張比Ｅ１は充分大きくなっており、相対比Ｄ１（Ｅ１÷Ｃ１）が１を充分超えた大きな値になっている。

図１０（Ａ）〜（Ｄ）は制御位相α１での機構姿勢変化図を示し、図６、図８と同様に、（Ａ）は吸気（排気）上死点、（Ｂ）は吸気下死点、（Ｃ）は圧縮上死点、（Ｄ）は膨張下死点での各姿勢を示している。

図１０（Ｂ）に示す吸気下死点姿勢での偏心カム部１３の偏心回転方向αＣ１についてみると、コントロールリンク１４の方向とほぼ逆方向になっている。このため、コントロールリンク１４及び第２連結ピン１１はほぼ最大限左下方向に引き下げられ、ロアリンク１０はクランクピン９を中心に反時計方向にほぼ最大限位相に変化し、それに伴い、第１連結ピン８はほぼ最大限上方に移動し、もってアッパリンク７によりピストン２はほぼ最大限上方に押し上げられる。

これにより、ＬＣ１は充分小さく、且つほぼ最大限小さく、ＬＣ１＜ＬＣ２＜ＬＣ３＜ＬＣ４の関係となる。一方、図１０（Ｄ）に示す膨張下死点姿勢で偏心カム部１３の偏心回転方向αＥ１についてみると、コントロールリンク１４の方向とほぼ同方向になっている。

このため、コントロールリンク１４及び第２連結ピン１１はほぼ最大限右上方向に押し上げられ、ロアリンク１０はクランクピン３を中心に時計方向にほぼ最大限界位相に変化する。これに伴い、第１連結ピン８はほぼ最大限下方に移動し、もってアッパリンク７によりピストン２はほぼ最大限下方に引き下げられる。これにより、ＬＥ１は充分に大きく、且つほぼ最大限に大きくなり、ＬＥ１＞ＬＥ２＞ＬＥ３＞ＬＥ４の関係となる。

すなわち、相対比Ｄ１（＝ＬＥ１／ＬＣ１）も充分大きく、かつほぼ最大限大きくなり、Ｄ１＞Ｄ２＞Ｄ３＞Ｄ４の関係となる。これらの特徴は、前述したように偏心カム部１３の偏心回転方向によるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。

次に、本実施例のエンジン性能に関係する効果について説明する。

例えば、内燃機関の暖機完了後の部分負荷運転時には、電動式のピストン位置変更機構により偏心カム部１３は最進角位置に変換され、制御位相α１での機械圧縮比Ｃ１は充分に、かつほぼ最大限に小さく、機械膨張比Ｅ１は充分に、かつほぼ最大限に大きい特性に制御される。ここで、機械膨張比Ｅ１がほぼ最大限に大きいことから、燃焼圧がピストンを押し下げることで行なう仕事をほぼ最大限増やすことができる。

一方、このような暖機完了後の部分負荷運転時においては、圧縮上死点での筒内ガス温度が過度に高くなって、冷却損失が増えてしまう懸念があるが、本実施例のように、機械圧縮比Ｃ１がほぼ最大限低下できるので、このような冷却損失の発生を充分に抑制することができる。

また、機関高負荷でのノッキングなどの異常燃焼も、ほぼ最小の機械圧縮比Ｃ１により充分抑制しつつ、ほぼ最大の機械膨張比Ｅ１により、燃費を充分向上できる。更には、ほぼ最大の機械膨張比Ｅ１により排気ガス温度（高負荷時の高温の排気ガス）を充分低下させ、触媒の熱劣化を充分に抑制できる。

以上のような、十分な膨張仕事と冷却損失低減により、暖機完了後の部分負荷運転においては燃費（熱効率）を十分向上させたり、高負荷においては、さらに十分に排気ガス温度を低下させ触媒熱劣化を防止したりできる。ここで、相対比Ｄ１（＝Ｅ1÷Ｃ１）についてみると、前述のように、相対比Ｄ１が１を超えた充分大きな値になっており、これが大きいほど、機械膨張比が相対的に高く、機械圧縮比が相対的に低いことを意味しており、燃費性能などにおける前述の効果の高さを示す指標とみることができる。

一方、冷機時においては、仮にこのようなピストン位置変化特性（ほぼ最小機械圧縮比、ほぼ最大機械膨張比、ほぼ最大相対比）であったとすると、排気エミッション面から大きな不都合が生じる。すなわち、機械膨張比Ｅ１がほぼ最大なので、膨張仕事が充分に増加する分、機関本体から排出される排気ガス温度が過度に低下してしまい、後流の触媒での暖気が進まずエミッション転化性能が著しく低下する。

更に、機械圧縮比がほぼ最小なので、冷機時において圧縮上死点での筒内ガス温度が過度に低下して燃焼が著しく悪化し、機関本体から排出されるエミッションも著しく増加する。これらにより、触媒下流のテールパイプから大気に排気出される排気ガスの排出エミッションが著しく増加するようになる。

そこで、冷機時は、制御位相α４のように逆に機械圧縮比Ｃが大きく、機械膨張比Ｅが小さなピストン位置変化特性に変換する。これによって、第１実施例と同様に、燃焼改善及び排気ガス温度の高温化の効果により、大気に排出される排気エミッションを大幅に低減し、且つ通常の一般的なピストン位置変化特性（例えば、制御位相α３のような機械圧縮比Ｃ＝機械膨張比Ｅとなる特性）よりも、さらに排気エミッションを低減できる。すなわち、相対比Ｄ４は１より低い値であり、これが小さいほど、膨張比が相対的に小さく、圧縮比が相対的に大きいことを意味しており、排気エミッション性能の良さを示す指標とみることができるのは前述の通りである。

以上により、暖機後の燃費をほぼ最大限向上できるとともに、冷機時の排気エミッションも第１実施例と同様に低減できる。この効果は言い換えると、暖機後には相対比を1より大きなＤ１まで高めて燃費効果を高め、冷機時には相対比を１より小さなＤ４まで下げて冷機時排気エミッションを向上させている。

尚、冷機時と暖機完了後の間の中間の温度（暖機中）においては、電動式のピストン位置変更機構の出力軸位相（偏心カム部１３の位相）を高変換角に制御し、低温になるほど制御位相α４に近づけていき、高温になるほど制御位相α１に近づけていくように制御するのである。

これにより、温度毎に燃費性能とエミッション性能を適切にバランスさせることができる。この場合、温度の影響を受けにくい高応答変換が可能な電動式のピストン位置変更機構を用いているので、油圧式のピストン位置変更機構に対して変換遅れがなく、安定的な効果が得られるようになる。例えば、温度の変化毎に安定的に排気エミッションを低下させつつ、燃費を最大限向上することができる。

更に、本実施例では、過渡運転状態においても、電動式のピストン位置変更機構による高応答、大変換角位置制御を行うことによって種々の機関性能を高めることができ、例えば急加速時における、過渡トルクを向上できる。

また、機械圧縮比の低減により耐ノック性向上ができることは前述の通りだが、機械圧縮比の低減に伴って吸入ストロ−ク（≒圧縮ストロ−ク）が低下する傾向があり、充填効率が低下してしまう場合も考えられる。

したがって、過渡トルクを向上させるためには、ノッキングを抑制しつつ可及的に最大限充填効率を高める必要があることから、加速過渡時において、迅速に過渡トルクが最大になるように機械圧縮比を適宜補正制御することが求められる場合もある。

ここで、近年増加してきたタ−ボなどの過給器を用いる場合は過給圧も過渡変化するので、大きいノッキングが発生し易い傾向にある。したがって、これも考慮してノッキングを抑制しつつ、可及的に最大限充填効率高めることができる機械圧縮比に迅速に制御することが求められる場合がある。

これらの要求に対し、本実施形態では、前述のように電動式のピストン位置変更機構を用いているので、機関油圧や機関温度によらず高応答の変換ができるため過渡トルク向上効果を充分に得ることができる。

また、例えば、このように加速して高負荷域になった後、低負荷域に移行した場合でも、電動式のピストン位置変更機構により迅速に高機械膨張比に変更できるので、燃費効果も素早く得られるようになる。

以上のように、大変換角のピストン位置変更機構を高応答で作動させることで、種々の機関性能を高めることができるようになる。

また、実施例１、実施例２と同様に、ピストン位置変化特性は、前述したように制御位相α１、制御位相α４ともクランク角７２０°を周期とする周期的な作動が行なわれ、上死点としてはクランク角が０°（７２０°）付近と３６０°付近の２度あらわれる。クランク角３６０°付近の上死点は、吸気弁と排気弁の両方とも完全に閉止された圧縮上死点となり、圧縮上死点のピストン位置も前述のＹ０とほぼ同等となっている。一方、クランク角０°付近の上死点は、排気弁が閉じ吸気弁の作動が開始される吸気（排気）上死点のピストン位置（Ｙ´０１、Ｙ´０４）となっている。

この吸気（排気）上死点の各ピストン位置（Ｙ´０１、Ｙ´０４）は、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低い位置になっている。これは、図１０（Ａ）、図６（Ａ）の吸気(排気)上死点姿勢で示すように、制御位相α１と制御位相α４とも、クランクピン９と第１連結ピン８とピストンピン３が一直線ではなく、逆「く」の字状に折れ曲がって配置されており、この配置によりピストン位置が前述の圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低下するためである。

ところが、本実施例の場合には、コントロ−ルリンク１４に対する偏心カム部１３の偏心方向が、制御位相α１と制御位相α４とで異なっている。ここで、開き角自体は制御位相α１の方が大きく１８０°に近くなっている。したがって、制御位相α１での吸気（排気）上死点のピストン位置（Ｙ´０１で、Δ1だけ低下）は、制御位相α４でのピストン位置（Ｙ´０４で、Δ４だけ低下）よりやや高くなっているが、圧縮上死転のピストン位置（Ｙ０）よりは充分低くなっている。

制御位相α１から制御位相α４に至る間の吸気(排気)上死点におけるピストン位置の変化についてみると、ピストン位置（Ｙ´０１で、Δ１だけ低下）、ピストン位置（Ｙ´０２で、Δ２だけ低下）、ピストン位置（Ｙ´０３で、Δ３だけ低下）、ピストン位置（Ｙ´０４で、Δ４だけ低下）となっており、全制御範囲において、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）よりは低くなっている。

このため、例えば、高回転になると、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶは、ジャンプやバウンスといった異常運動が発生しやすくなるが、この場合においても吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンとが干渉するのを充分に防止できるものである。また、近年広まってきた、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶの開閉位相制御やリフト量自体を増大変化できる可変動弁機構を装着した場合においては、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉が発生し易くなる。このような場合であっても、本実施例の可変圧縮比機構を用いれば吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉を有効に防止することができるようになる。しかも、全制御範囲において、これらの効果が得られるのである。

また、本実施例では吸気（排気）上死点のピストン位置が圧縮上死点のピストン位置より低い位置に設定されるため、排気行程での燃焼室容積が増大して高温の残留排気ガスの量が増え、燃焼室の温度を高く維持できて内部ＥＧＲ効果が充分得られるようになる。例えば、燃焼室の温度が低い運転状態では、多くの残留排気ガスによって燃焼室の温度を高く維持できるので排気エミッションを低減できる効果が高くなる。

更に、細かく見ていくと、制御位相α１での、超低機械圧縮比且つ超高膨張比の吸気(排気)上死点のピストン位置（Ｙ´０１で、Δ１だけ低下）は前述のように圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）よりは低いものの、全制御範囲の中では最も高い位置になっている。これにより、以下の効果が得られる。

すなわち、制御位相α１では、超低機械圧縮比且つ超高膨張比であって、燃費効果が高いが、圧縮ストロ−クＬＣ１の低減に付随して、吸入ストロ−クが低減してしまう傾向がある。このため、吸入空気量が制限されていまい、燃費の良い制御位相α１の制御領域を高負荷（高トルク）側に拡大しにくいという課題が考えられる。

これに対して、本実施例では吸気(排気)上死点のピストン位置（Ｙ´０１）がやや高めに設定されるので、吸入ストロ−クがＬＩ１とやや増加し、もって燃費の良い制御位相α１の制御領域を高負荷（高トルク）側に拡大できるようになる。

一方で、制御位相α1による制御は、前述の吸入吸気量の制約から、もともと極端な高回転領域では使用されないため、吸気(排気)上死点のピストン位置（Ｙ´０１）を圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より極端に低下させずとも、吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉を有効に防止できる。

次に本発明の第４の実施形態について説明するが、本実施例では可変圧縮比機構におけるリンク機構を変更したものであって、コントロ−ルシャフト１２の偏心カム部１３と連結したコントロールリンク１４に、２つの第１連結ピン８と第２連結ピン１１が設けられている点等が実施例１乃至実施例３と異なっている。

すなわち、このリンク機構５は、ピストン２にピストンピン３を介して連結されたアッパリンク７と、アッパリンク７に第１連結ピン８を介して揺動可能に連結されると共にコントロ−ルシャフト１２の偏心カム部１３に揺動可能に連結されたコントロールリンク１４と、コントロールリンク１４に第２連結ピン１１を介して揺動可能に連結されると共にクランクシャフト４のクランクピン９に回転可能に連結されたロアリンク１０と、から構成されている。

そして、クランクシャフト４の回転は、実施例１乃至実施例３と同様に、第１ギヤ歯車１５を介して第２ギヤ歯車１６(コントロールシャフト１２)に半分の角速度に減速されて伝達される。この第２ギヤ歯車１６とコントロ−ルシャフト１２は、実施例１乃至実施例３と同様のピストン位置変更機構６によって相対回転位相を変化できるようになっている。

図１１はピストン２の吸気（排気）下死点付近の姿勢、すなわちクランクピン９が真上を向いた位置を示している。ここで、偏心カム部１３の偏心回転方向はほぼ真上であり、クランクピン９、第２連結ピン１１、ピストンピン３はほぼ一直線上に真上を向いている。

この偏心カム部１３の偏心方向がほぼ真上であることにより、コントロールリンク１４は、第２連結ピン１１を支点に反時計方向に回動し、もって第１連結ピン８は下方に移動し、アッパリンク７はピストン２を引き下げる。これにより、吸気(排気)上死点付近では、ピストン２の位置は比較的低い位置（Ｙ´０）となっている。

この状態から、クランクシャフト４が時計方向に３６０°回転すると、クランクピン９は再び真上の位置となり、また、偏心カム部１３は反時計方向に１８０°回転し、この付近で圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）となるものである。すなわち、ピストン位置は図１１の一点鎖線で示すように、最上位置（Ｙ０）まで上昇するようになる。なぜなら、この偏心カム部１３の偏心方向は真下となり、コントロールリンク１４は、第２連結ピン１１を支点に時計方向に回動し、もって第１連結ピン８は上方に移動してアッパリンク７はピストン２を押し上げるからである。

このようにして、本実施例においても、実施例１乃至実施例３と同様に吸気(排気)上死点でのピストン位置（Ｙ´０）を圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低く設定でき、高い圧縮比あるいは膨張比を確保しつつ、排気行程末期から吸気行程初期にかけて吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶとピストンの機械的な干渉を有効に防止できる。尚、ピストン位置変更機構による位相変換を行なえば、機械圧縮比と機械膨張比の両方を変化できるのも実施例１乃至実施例３と同様である。

また、実施例１乃至実施例３と同様に吸気(排気)上死点でのピストン位置（Ｙ´０）を圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０）より低く設定でき、同様に内部ＥＧＲ効果を高めることができる。

本発明は、上述した各実施形態の構成に限定されるものではなく、例えば各実施形態では単一気筒の内燃機関を示したが、２気筒、３気筒、更には４気筒等の多気筒の内燃機関に適用しても構わないものである。その場合、全気筒のピストン作動特性を単一ないし複数のピストン位置変更機構により変化でき、もって全気筒を所望の機械圧縮比、機械膨張比に制御することが可能である。

そして、可変圧縮比機構によって圧縮上死点におけるピストン位置に対して、吸気(排気)上死点におけるピストン位置を低く設定する構成としている。これによれば、高機械圧縮比にするため圧縮上死点のピストン位置を高めた場合に、排気行程で吸気(排気)上死点におけるピストン位置を低く設定することで、ピストン冠面と吸排気弁が干渉しないようにできる、或いは内部ＥＧＲ効果が充分得られるようにできる。

尚、実施例では、ピストンからクランク軸までの伝達機構として２つのピストン位置変更機構を示したが、この機構の構成は本発明の主旨から逸脱しない範囲で適宜選択すれば良く、特に限定される訳ではない。また、クランクシャフト４の回転を半分の角速度に減速して偏心カム部１３（コントロ−ルシャフト１２）に伝える減速機構として一対の第１、第２ギヤ歯車１５、１６の例を示したが、これに限定されるものではない。

また、各実施形態では、クランクシャフト４の回転方向と偏心カム部１３の回転方向が逆方向になるが、同方向としても良い。例えば、クランクシャフト４側の第１ギヤ歯車１５の回転をタイミングベルト（タイミングチェ−ン）を介して、半分の角速度に減速して、偏心カム部１３側の第２ギヤ歯車１６に伝達するようにしても良い。この場合は、クランクシャフト４の回転方向と偏心カム部１３の回転方向が同方向となり、クランクシャフト４の回転角（横軸）に対するピストン位置変化特性（縦軸）は左右に裏返るが、本発明の主旨を実現できる。

以上説明してきたように、本発明の主旨から逸脱しない範囲であれば構成は特に限定されるものではない。

以上述べた通り本発明によれば、可変圧縮比機構によって圧縮上死点におけるピストン位置に対して、吸気(排気)上死点におけるピストン位置を低く設定するようにしているので、ピストン冠面と吸排気弁が干渉しないようにできる、或いは内部ＥＧＲ効果が充分得られるようにできるという効果を奏するようになる。

尚、上述した実施形態から把握することができる請求項以外の技術的思想は種々あるが、代表的なものを以下に記載する。
（１）４サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置であって、可変圧縮比機構は、可変圧縮比機構の全可変範囲に亘って、吸気(排気)上死点におけるピストン位置を略同一位置に設定することを特徴とする。

（２）４サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置であって、可変圧縮比機構は、ピストンにピストンピンを介して一端が連結された第１リンクと、第１リンクの他端に第１連結ピンを介して回転可能に連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に連結された第２リンクと、クランクシャフトに対し１／２の角速度で回転するコントロールシャフトと、コントロールシャフトに設けられ、コントロールシャフトの回転軸心に対し偏心した偏心軸部と、第２リンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、他端が偏心軸部に回転可能に連結された第３リンクと、コントロールシャフトの軸心に対する偏心軸部の偏心方向を変更可能な相対変位機構と、を備え、圧縮上死点における偏心軸部の軸心がコントロールシャフトの軸心より第２連結ピンと反対側になるように設定されると共に、排気上死点における偏心軸部の軸心がコントロールシャフトの軸心に対して第２連結ピン側となるように設定されていると共に、可変圧縮比機構は、内燃機関の冷機始動時には、ピストンの吸気下死点におけるピストン位置を膨張下死点におけるピストン位置とほぼ同じ位置に設定するか、若しくは、膨張下死点におけるピストン位置より吸気下死点におけるピストン位置を低く設定することを特徴とする。

（３）サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置であって、可変圧縮比機構は、ピストンにピストンピンを介して一端が連結された第１リンクと、第１リンクの他端に第１連結ピンを介して回転可能に連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に連結された第２リンクと、クランクシャフトに対し１／２の角速度で回転するコントロールシャフトと、コントロールシャフトに設けられ、コントロールシャフトの回転軸心に対し偏心した偏心軸部と、第２リンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、他端が偏心軸部に回転可能に連結された第３リンクと、コントロールシャフトの軸心に対する偏心軸部の偏心方向を変更可能な相対変位機構と、を備え、圧縮上死点における偏心軸部の軸心がコントロールシャフトの軸心より第２連結ピンと反対側になるように設定されると共に、排気上死点における偏心軸部の軸心がコントロールシャフトの軸心に対して第２連結ピン側となるように設定されていると共に、可変圧縮比機構は、吸気（排気）上死点でのピストンの冠面の位置を吸気弁の最大リフトよりも下側に設定することを特徴とする。

尚、本発明は上記した実施例に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施例は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施例の構成の一部を他の実施例の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施例の構成に他の実施例の構成を加えることも可能である。また、各実施例の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である。

０１…内燃機関、０２…シリンダブロック、０３…ボア、１…ピストン位置可変機構、２…ピストン、３…ピストンピン、４…クランクシャフト、５…リンク機構、６…位相変更機構、７…アッパリンク(第１リンク)、８…第１連結ピン、９…クランクピン、１０…ロアリンク(第２リンク)、１１…第２連結ピン、１２…コントロールシャフト、１３…偏心カム部、１４…コントロールリンク(第３リンク)、１５…第１ギヤ歯車(駆動回転体)、１６…第２ギヤ歯車(従動回転体)。

Claims (10)

1. ４サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置であって、
   前記可変圧縮比機構は、前記ピストンの圧縮上死点におけるピストン位置に対して、排気上死点におけるピストン位置を低くし、且つ、機械圧縮比が小さい場合の排気上死点の位置を、機械圧縮比が大きい場合の排気上死点の位置と同じ、若しくは低く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
2. 請求項1に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、前記可変圧縮比機構の全可変範囲に亘って、前記ピストンの前記圧縮上死点におけるピストン位置に対して、前記排気上死点におけるピストン位置を低く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
3. 請求項1に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、前記ピストンの吸気下死点におけるピストン位置と膨張下死点のピストン位置を異なった位置に設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
4. 請求項３に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、機械圧縮比と機械膨張比を個別に変更することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
5. 請求項３に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、前記ピストンを吸気ストロ−クと排気ストロ−クが同じになる状態、或いは圧縮ストロ−クと膨張ストロ−クが同じになる状態に制御し、この状態で前記排気上死点におけるピストン位置を、前記圧縮上死点におけるピストン位置より低く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
6. 請求項１に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、前記内燃機関の冷機始動時には、前記ピストンの吸気下死点におけるピストン位置を膨張下死点におけるピストン位置とほぼ同じ位置に設定するか、若しくは、前記吸気下死点におけるピストン位置より前記膨張下死点におけるピストン位置を高く設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
7. 請求項１に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、前記可変圧縮比機構に駆動力が作用していない場合には、前記ピストンの吸気下死点におけるピストン位置を膨張下死点におけるピストン位置とほぼ同じ位置に設定するか、若しくは、前記吸気下死点におけるピストン位置より前記膨張下死点におけるピストン位置が高くなる位置に設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
8. 請求項７に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
   前記可変圧縮比機構は、前記可変圧縮比機構に駆動力が作用していない場合には付勢部材によって、前記吸気下死点におけるピストン位置を前記膨張下死点におけるピストン位置とほぼ同じ位置に設定するか、若しくは前記吸気下死点におけるピストン位置より前記膨張下死点におけるピストン位置が高い位置に設定することを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
9. ４サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ−ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の圧縮比調整装置であって、前記可変圧縮比機構は、
   前記ピストンにピストンピンを介して一端が連結された第１リンクと、
   該第１リンクの他端に第１連結ピンを介して回転可能に連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に連結された第２リンクと、
   前記クランクシャフトに対し１／２の角速度で回転するコントロールシャフトと、
   前記コントロールシャフトに設けられ、前記コントロールシャフトの回転軸心に対し偏心した偏心軸部と、
   前記第２リンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、他端が前記偏心軸部に回転可能に連結された第３リンクと、
   前記コントロールシャフトの軸心に対する前記偏心軸部の偏心方向を変更可能な相対変位機構と、を備え、
   圧縮上死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心より前記第２連結ピンと反対側になるように設定されると共に、排気上死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心に対して前記第２連結ピン側となるように設定されており、且つ、機械圧縮比が小さい場合の排気上死点の位置が、機械圧縮比が大きい場合の排気上死点の位置と同じ、若しくは低く設定されていることを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。
10. 請求項９に記載の内燃機関の圧縮比調整装置において、
    前記可変圧縮比機構は、前記可変圧縮比機構の全可変範囲に亘って、前記圧縮上死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心より前記第２連結ピンと反対側であると共に、前記排気上死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心に対して第２連結ピン側に設定されていることを特徴とする内燃機関の圧縮比調整装置。

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