JP2009041519A - 内燃機関の圧縮比可変機構 - Google Patents

Abstract

【課題】コントロールシャフトに作用する回転トルクの作用方向が反転する度に、スラスト受部等で発生する打音を抑制する。
【解決手段】コントロールシャフト８と、ピストン１、クランクシャフト６、及びコントロールシャフト８を連結する複数のリンク３、４、５と、コントロールシャフト８を回転駆動するための駆動源１３と、駆動源１３の駆動力をコントロールシャフト８に伝達する変換手段２４と、を備え、コントロールシャフト８を回転させて、一端がコントロールシャフト８に揺動自由に支持されるコントロールリンク５の支持位置を変化させることにより、機関の圧縮比を可変に制御可能な内燃機関の圧縮比可変機構において、コントロールシャフト８に回転トルクが作用したときに、コントロールシャフト８に一定方向の軸方向力を付勢する付勢手段２４を備える。
【選択図】図１０

Description

本発明は、複リンク式内燃機関に関し、特に圧縮比可変制御のための機構における騒音の防止に関する。

ピストンとクランクとを連結する複数のリンクと、クランクシャフトと略平行に延びるコントロールシャフトと、一端が前記複数のリンクの一と連結され、他端がコントロールシャフトに偏心して連結されるコントロールリンクとを備え、コントロールシャフトを回転させることでコントロールリンクを介して前記複数のリンクの姿勢を変化させ、これによりピストン上死点位置を変化させて圧縮比を変化させ得る可変圧縮比機構を備えた複リンク式内燃機関が知られている。

例えば特許文献１には、コントロールシャフトにウォームホイールを、駆動装置としての電動モータのシャフトにウォームギアをそれぞれ設け、電動モータの回転トルクを減速してコントロールシャフトに伝達する機構が開示されている。
特開２００２−４７９５５号公報

ところで、複リンク式内燃機関においては、コントロールシャフトには燃焼荷重や主運動部品の慣性力等に起因して生じる荷重による回転トルクが作用し、この回転トルクは、機関運転状態によっては作用する方向が周期的に反転する交番トルクとして作用する。

また、コントロールシャフトのスラスト方向の動きを制限するためのスラスト受部、及びウォームギヤとウォームホイールとの噛み合い部には隙間が設けられている。

そのため、トルクの作用方向が反転する度にスラスト受部及びウォームギアとウォームホイールとの噛み合い部等で打音が発生するという問題があった。

そこで、本発明では、上記打音の発生を防止することを目的とする。

本発明の内燃機関の圧縮比可変機構は、クランクシャフトと略平行に延びるコントロールシャフトと、ピストン、クランクシャフト、及びコントロールシャフトを連結する複数のリンクと、コントロールシャフトを回転駆動するための駆動源と、駆動源の駆動力をコントロールシャフトの回転に変換する変換手段と、を備え、コントロールシャフトを回転させて、複数のリンクの一つであって一端が前記コントロールシャフトに揺動自由に支持されるコントロールリンクの支持位置を変化させることにより、機関の圧縮比を可変に制御可能な内燃機関の圧縮比可変機構である。そして、コントロールシャフトに回転トルクが作用したときに、前記コントロールシャフトに一定方向の軸方向力を付勢する付勢手段を備える。

本発明によれば、コントロールシャフトに作用する回転トルクの作用方向が反転した場合等に生じる、コントロールシャフトのスラスト方向の動きを抑制することができるので、上述した打音の発生を抑制することができる。

以下本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。

図１、図２は、従来から知られている可変圧縮比機構を備える複リンク式内燃機関の一例を表す図であり、図１はエンジンフロント側から見た図、図２はエンジン側方から見た図である。具体的な構成については、例えば出願人が先に出願した特開２００２−４７９５５号公報等に詳しいので、ここでは簡単に説明する。

この可変圧縮比機構は、各気筒のピストン１のピストンピン２に一端が連結されるアッパーリンク３と、このアッパーリンク３の他端にアッパーリンクピン７１を介して揺動可能に連結されるとともに、クランクシャフト６のクランクピン７に連結されるロアリンク４と、クランクシャフト６と略平行に延びるコントロールシャフト８と、このコントロールシャフト８に一端が揺動可能に連結されるとともに、ロアリンク４に他端が揺動可能に連結されるコントロールリンク５と、を有している。

コントロールシャフト８には、コントロールリンク５の一端に回転可能に支持されるピンジャーナル１０がクランクシャフト６の軸方向に間欠的に形成されている。このピンジャーナル１０の回転中心Ｐｄは、コントロールシャフト８の回転中心Ｐｃに対して所定量偏心しており、この回転中心Ｐｄを揺動支点として、コントロールリンク５がコントロールシャフト８に対して揺動する。

従って、コントロールシャフト８が回動すると、コントロールリンク５の揺動支点位置Ｐｄが変化し、これに伴って、クランクピン７からピストンピン２までの距離が変化する。これにより、ピストン１の位置が変化して、機関圧縮比が変化する構成となっている。なお、コントロールシャフト８は、ウォームギア１２及びウォームホイール１１（図２）を介して接続する電動モータ１３等の駆動源により回転駆動され、この駆動源は、周知のエンジンコントロールユニット等により機関運転状態に応じて駆動制御される。

上記のような構成において、コントロールシャフト８に回転方向に作用するトルク（コントロールシャフトトルク）の発生要因について図３を参照して説明する。

図３（ａ）は複リンク式内燃機関のスケルトン図である。図３（ａ）に示すように、筒内での燃焼荷重はピストン１の冠面にシリンダ軸線下方向に作用し、この荷重はアッパーリンク３を介してロアリンク４に伝達され、ロアリンク４に対してクランクピン７を軸として図中時計回りのトルクとして作用する。そして、ロアリンク４のアッパーリンク３と連結していない側の端部はコントロールリンク５の上端と連結しているため、ロアリンク４に作用するトルクは、コントロールリンク５に対して軸線方向に斜め上方の荷重として作用する。

コントロールリンク５の下端はコントロールシャフト８に揺動自在に連結されており、この連結部はコントロールシャフト８の主軸中心から所定量偏心しているので、コントロールリンク５に作用する荷重は、コントロールシャフト８に対して、コントロールシャフト８の中心を軸として図中反時計回りのトルクとして作用する。このようにしてコントロールシャフトトルクが発生する。

コントロールシャフトトルクの大きさについて図３（ｂ）を参照して説明する。図３（ｂ）はコントロールシャフト８に作用する荷重の様子を表した図である。

機関圧縮比を変化させる際にはコントロールシャフト８を回転させるが、これに伴ってコントロールシャフト８とコントロールリンク５との連結部の位置も変化する。例えば図３（ｂ）に示す場合には、高圧縮比時には荷重Ｆ２がコントロールシャフト８の主軸との偏差Ｌ２の位置で作用し、同様に低圧縮比時には荷重Ｆ１が偏差Ｌ１の位置で作用する。

したがって、コントロールシャフトトルクは、高圧縮比時にはＦ２×Ｌ２、低圧縮比時にはＦ１×Ｌ１だけ作用する。

これに対して、ピストン１が上昇する際の主運動部品、例えばピストン１や各リンク３、４、５等、の慣性荷重は、上記とは逆に作用し、コントロールシャフトトルクも逆方向のトルクとして作用する。そして、この慣性荷重は、特に機関高回転領域になるほど顕著に現れる。

複リンク式内燃機関では、機関運転条件に応じて例えば図４に示すように、低回転・低負荷領域では高圧縮比、高回転・高負荷領域では低圧縮比に制御する。なお、図４は縦軸を機関負荷、横軸を機関回転数とする圧縮比マップである。

これに伴い、上述した燃焼荷重、慣性荷重によるコントロールシャフトトルクも、図５に示すように様々にその振幅とトルクピークが変化する。図５は縦軸をコントロールシャフトトルク、横軸をクランク角とした直列４気筒エンジンのコントロールシャフトトルクの波形図である。なお、縦軸の正の領域はコントロールシャフトを図３中で時計回りに回転させる方向、負の領域は同様に反時計回りの方向の大きさを表す。図５中で、クランク角７２０度の期間に４つのピークがあるのは、４つの気筒で順次燃焼が行われるからである。

例えば、図４中の領域Ａでは、機関負荷が高いため圧縮比は相対的に高く、かつ燃焼荷重も相対的に大きい。そして機関回転数が低いため慣性荷重は相対的に小さい。そのため、ピストン１に作用する荷重は、上死点付近においては燃焼荷重が支配的となり、下死点付近では相対的に小さい慣性荷重が作用する。

したがって、コントロールシャフトトルクの波形は、図５の実線Ａで示すように周期的にピーク値が変動するが、常に正の値をとる。すなわち、コントロールシャフトトルクは片方向トルクとして作用する。

一方、図４中の領域Ｂでは、機関負荷が低いため圧縮比は相対的に低く、かつ燃焼荷重も相対的に小さい。そして、機関回転数が高いため慣性荷重が相対的に大きい。そのため、ピストン１に作用する荷重は、上死点付近においても慣性荷重の影響が大きくなる。つまり領域Ａとは逆方向に作用する荷重が大きくなる。一方、下死点付近では領域Ａと同様に慣性荷重が支配的となるが、機関回転数が高い分だけ荷重も大きくなる。

したがって、コントロールシャフトトルクの波形は、図５の実線Ｂで示すように正の値と負の値が周期的に逆転する。すなわち、コントロールシャフトトルクは交番トルクとして作用する。なお、電動モータ１３を作動させて高圧縮比化と低圧縮比化とを交互に行う場合も、コントロールシャフト８には交番トルクが作用することとなる。

ところで、ウォームギア１２とウォームホイール１１とにトルクが作用すると、噛み合い部には、ウォームギア１２の軸方向、ウォームホイール１１の回転軸方向、ウォームギア１２の径方向にそれぞれ平行な３つの分力が発生する。各分力の大きさは印加されるトルクの大きさにより決まる。そして、各分力の作用方向は、印加するトルクの回転方向により決まる。すなわち、トルクの回転方向が逆転すれば、分力の作用方向も反対方向になる。

したがって、図２に示した従来のウォームギア１２とウォームホイール１１とを用いる構成では、コントロールシャフト８に作用するトルクが交番トルクとなった場合に、噛み合い部での分力の作用方向も周期的に反転する。そのため、ウォームギア１２とウォームホイール１１との噛み合い部等の隙間で打音が発生する。

また、コントロールシャフト８のスラスト方向の動きを抑制するためには、分力の作用方向が反転することを考慮して、何れの方向への動きをも抑制できるように、コントロールシャフト８用のベアリンクキャップ等を挟む一対のスラスト受部（図示せず）が必要となる。そのため、分力の作用方向が反転するたびにスラスト受部とベアリングキャップ等との間で打音が発生する。

これらの打音は、機関運転中に機関の放射音として発生するため、商品性を著しく低下させることとなる。

ここで、コントロールシャフト８及びクランクシャフト６に作用する荷重による、シリンダブロックの変形について図６、図７を参照して説明する。

図６はクランクシャフト６用及びコントロールシャフト８用のベアリングキャップ１４が一体に形成されている場合の、隣接する一対のベアリングキャップ１４に着目したモデルを模式的に表した図である。図７（ａ）、図７（ｂ）はいずれもクランクシャフト６やコントロールシャフト８に作用する荷重によるベアリングキャップ１４の変形モードを模式的に表した図である。

クランクシャフト６のクランクピン２や、コントロールシャフト８とコントロールリンク５の連結部（偏心軸受）に作用する荷重は、それぞれ略対向する方向に作用する。したがって、クランクシャフト６とコントロールシャフト８は、それぞれ逆方向に変形する。

そして、相反する方向に作用する燃焼荷重と慣性荷重とが交互に作用するため、ベアリングキャップ１４の変形も、図７（ａ）、図７（ｂ）のような変形を繰り返す。

ここで、コントロールシャフト８にのみ着目すると、前述したベアリングキャップ１４の連続的に繰り返される変形によって、コントロールシャフト８には繰り返し曲げ変形が発生する。これにより、機関運転中には、コントロールシャフト８に軸方向の推力が発生していると考えられる。各部品間に軸方向の隙間がある場合には、この推力によって打音が発生する。

そこで、上述したウォームギア１２とウォームホイール１１との噛み合い部での打音や、コントロールシャフト８及びベアリングキャップ１４の変形による打音の発生を抑制するために、次のような波動歯車装置２４を用いる。

図８（ａ）、図８（ｂ）、図９（ａ）、図９（ｂ）は、ウォームギア１２及びウォームホイール１１に替えて用いる波動歯車装置２４の構成を示す図であり、図８（ａ）は各構成部品を表す図、図８（ｂ）は各構成部品を組み立てた状態で回転軸方向から見た図、図９（ａ）、図９（ｂ）はそれぞれ側方から見た断面図である。波動歯車装置２４は、一般産業機械に広く使用されている装置であるため、ここでは構成及び作用について簡単に説明する。

図８（ａ）、図８（ｂ）、図９（ａ）、図９（ｂ）に示すように、波動歯車装置２４は、円環状の内歯車１５と、この内歯車１５の内側に同心状に配置されたカップ状の可撓性外歯車１６と、外輪部材１８が楕円形輪郭の波動発生器１７とを備える。可撓性外歯車１６は、円筒状の胴部１９と、その一端を封鎖しているダイヤフラム２０と、ダイヤフラム２０の中心部分に一体成形されたボス２１と、胴部１９の開口部２３側の外周面に形成された外歯２２とを備えている。

可撓性外歯車１６の胴部１９は波動発生器１７を挿入する前の状態では円筒形状であるが、波動発生器１７を挿入すると、開口部２３側の部分が楕円形に撓む。楕円形の長軸方向については図９（ａ）に示すように外側に撓み、短軸方向については図９（ｂ）に示すように内側に撓む。

このように構成される波動歯車装置２４は、波動発生器１７の中心を挟んで互いに対向する２箇所における、長軸方向に撓んだ可撓性外歯車１６と内歯車１５との噛み合いによって、減速もしくは増速とトルク伝達を行う。なお、波動発生器１７の外周はリング状の外輪部材１８で覆われており、外輪部材１８と可撓性外歯車１６とは回転方向に摺動せず、波動発生器１７の楕円プロフィールに沿って、可撓性外歯車１６を半径方向に弾性変形させている。

本実施形態では、電動モータ１３を波動発生器１７に、コントロールシャフト８を可撓性外歯車１６のボス２１にそれぞれ連結して用いる。電動モータ１３からコントロールシャフト８を回転駆動する場合には減速機構として、反対にコントロールシャフトトルクによって電動モータ１３が回される場合には増速機構として作動する。

カップ状の可撓性外歯車１６は、波動発生器１７に沿って楕円形に変形させると、コーニングと呼ばれるコーン状の変形形態を示す。コーニング時には、長軸側では図９（ａ）に示すように可撓性外歯車１６は開口部２３の径が拡がる方向に変形し、短軸側では図９（ｂ）に示すように開口部２３の径が縮まる方向に変形する。

ここで、電動モータ１３の出力軸の回転トルクをＴ、可撓性外歯車１６の波動発生器１７との接触部分の内径をＤ（半径Ｒ）、長軸側で可撓性外歯車１６から波動発生器１７に作用する荷重をＦＬ、同じく短軸側で作用する荷重をＦＳとし、それぞれの荷重に対する抗力の垂直成分をＦＬＶ、ＦＳＶ、水平成分（軸方向成分）をＦＬＨ、ＦＳＨ、可撓性外歯車１６の弾性変形による撓み傾き角（抗力と垂直成分のなす角度）をθとすると、垂直成分ＦＬＶ、ＦＳＶはいずれも２Ｔ／Ｄ、軸方向成分はいずれも２Ｔ／Ｄ×ｔａｎθとなる。

ところで、静止状態では、可撓性外歯車１６の波動発生器１７と接触する部分は、上記の軸方向成分によりコーニングと同時に軸方向にも動くこととなるが、長軸側と短軸側とでは図９（ａ）、（ｂ）に示すように軸方向成分が逆向きとなるので力がバランスする。したがって波動歯車装置２４が静止した状態では、波動発生器１７は軸方向に動かない。

しかし、波動歯車装置２４を減速機構として回転作動させると、長軸側と短軸側とでコーニングに伴って発生する荷重のバランスが崩れ、短軸側での荷重が優位となることが知られている。一方、波動歯車装置２４を増速機構として使用する場合には、長軸側での荷重が優位になることが知られている。

すなわち、減速機構として回転作動させる場合には、波動発生器１７はカップ状の可撓性外歯車１６の中側（軸方向でボス２１側）に引き込まれる方向に荷重が作用する。逆に、増速機構として回転作動させる場合には、可撓性外歯車１６の外側（軸方向で開口部２３側）に押し出される方向に荷重が作用する。

このような荷重のバランスが崩れるメカニズムについての詳細は明らかになっていないが、可撓性外歯車１６と波動発生器１７の外輪部材１８との間の軸方向の摩擦力に起因するため、摩擦係数をμとすると、摩擦力の軸方向成分は簡易的には２Ｔ／Ｄ×ｔａｎθ×μと表すことができる。

なお、減速機構として回転作動させる場合とは、電動モータ１３によりコントロールシャフト８を回転作動させる状態に相当し、波動発生器１７に作用する軸方向力は電動モータ１３の回転方向、つまり高圧縮比化又は低圧縮比化によらず一定となる。同様に、増速機構として回転作動させる場合とは、圧縮比を変化させずに、コントロールシャフトトルクに抗してコントロールシャフト８の回転角を保持している状態に相当し、軸方向力はコントロールシャフトトルクの回転方向によらず一定である。

上述したような特性を有する波動歯車装置２４を複リンク式内燃機関に適用するための構成の一例を図１０に示す。

図１０は、コントロールシャフト８のエンジンフロント側端部付近をエンジン側方から見た図である。

コントロールシャフト８は、シリンダブロックの隔壁２７で回転自在に支持し、端部は可撓性外歯車１６のボス２１に圧入する。一方、波動発生器１７は電動モータ１３のシャフトに、回転方向のみ拘束し軸方向の自由度は残した状態で連結する。

内歯車１５は、波動発生器１７及び可撓性外歯車１６を覆うハウジングの内側に形成する。このハウジングはシリンダブロックにボルト等で固定し、軸方向前端面には電動モータ１３を固定する。

なお、波動発生器１７の軸方向で電動モータ１３側への動きは、スラストベアリング２５により制限される。

上記のような構成において、電動モータ１３を回転させて減速機構として作動させる場合には、上述したように波動発生器１７に可撓性外歯車１６に引き込まれる方向（図中左方向）の軸方向力が作用し、この軸方向力は可撓性外歯車１６を介してコントロールシャフト８の軸端に作用する。

一方、コントロールシャフトトルクによって電動モータ１３が回転させられ、増速機構として作動する場合には、波動発生器１７には可撓性外歯車１６から押し出される方向（図中右方向）の軸方向力が作用する。この場合、波動発生器１７は図中右方向に付勢されることとなるが、スラストベアリング２５によって図中右方向への動きが制限されるので、軸方向力の反力が可撓性外歯車１６を図中左側に付勢することとなる。つまり、コントロールシャフト８には、図中左側方向の軸方向力が作用する。

すなわち、図１０に示したような構成にすることで、波動歯車装置２４を減速機構として使用する場合、増速機構として使用する場合のいずれの場合も、コントロールシャフト８には図中左方向の軸方向力が付勢されることとなる。

図１１は機関全体での波動歯車装置２４と電動モータ１３の配置の一例を表す図であり、図１１（ａ）はエンジンフロント方向から見た図、図１１（ｂ）はエンジン側方から見た図、図１１（ｃ）はエンジン下面側から見た図である。

波動歯車装置２４はシリンダブロックの最前部の隔壁２７に固定する。また、コントロールシャフト８のスラスト方向の動きは、コントロールシャフト８に一体的に設けた一対のスラスト受用フランジ２６により制限する。一対のスラスト受用フランジ２６は、いずれか一つの隔壁２７をエンジンフロント側及びエンジンリア側から挟むように、かつ隔壁２７との間に所定の間隔が開くように設ける。

これにより、コントロールシャフト８のスラスト方向の動きを、いずれか一方のスラスト受用フランジ２６が隔壁２７と当接するまでの範囲に制限することができる。なお、図１１では中央の隔壁２７近傍にスラスト受用フランジ２６を設けているが、この場所に限られることはなく、いずれの隔壁２７近傍に設けてもよい。

従来のようにウォームギア１２とウォームホイール１１とを用いてコントロールシャフト８を回転作動させる構成では、コントロールシャフトトルクが交番トルクとして作用した場合等には、コントロールシャフト８のスラスト方向の動きは周期的に逆転するため、スラスト受用フランジ２６と隔壁２７との衝突による打音が発生してしまう。しかしながら、波動歯車装置２４を用いる構成では、前述したようにコントロールシャフト８には常に一方向の軸方向力が付勢されるため、スラスト受用フランジ２６と隔壁２７との間に隙間を設けても、打音の発生を防止することができる。

以上により本実施形態では、次のような効果を得ることができる。

複リンク式内燃機関の圧縮比可変機構において、コントロールシャフト８に回転トルクが作用した場合に、コントロールシャフト８に加わる回転トルクの向きに関わらず、波動歯車装置２４によってコントロールシャフト８に一定方向の軸方向力を付勢するので、スラスト受用フランジ２６やコントロールリンク５とコントロールシャフト８との連結部等での、軸方向隙間に起因する打音の発生を抑制することができる。

また、打音発生の原因となる局部打撃が抑制されるので、局部打撃によって生じる摩耗による耐久性低下を抑制することができる。

さらに、電動モータ１３の駆動力をコントロールシャフト８の回転に変換する変換手段としての波動歯車装置２４が付勢手段としての機能を兼ねており、コントロールシャフト８に付勢する軸方向力として、波動歯車装置２４内で発生する荷重の分力を利用するので、別体の軸方向力発生手段を設ける必要がなく、機関のコンパクト化、コスト低減を図ることができる。

コントロールシャフト８に作用する回転トルクの原因要素が、電動モータ１３から伝達されるトルクである場合に、コントロールシャフト８に一定方向の軸方向力を付勢するので、例えば低・中速域のように高頻度で高圧縮比化、低圧縮比化を繰り返すような圧縮比可変制御を行う場合の、打音の発生を抑制することができる。

コントロールシャフト８に作用する回転トルクの原因要素が、コントロールリンク５を介して作用する荷重によるコントロールシャフトトルクである場合に、コントロールシャフト８に一定方向の軸方向力を付勢するので、例えば低負荷・高回転域のようにコントロールシャフトトルクが交番トルクとして作用する場合にも打音の発生を抑制することができる。

なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。

複リンク式内燃機関の一例を表す図である（エンジンフロント方向視）。 複リンク式内燃機関の一例を表す図である（エンジン側面方向視） （ａ）は複リンク式内燃機関のスケルトン図、（ｂ）はコントロールシャフトに作用する荷重を模式的に表した図である。 可変圧縮比機構の圧縮比マップである。 コントロールシャフトに作用するトルクの波形図である。 クランクシャフト及びコントロールシャフトの変形の様子を表す概念図である。 （ａ）、（ｂ）はクランクシャフト等の軸受部の変形モードを表す概念図である。 （ａ）、（ｂ）はそれぞれ波動歯車装置の構成部品を表す図、概略構成図である。 波動歯車装置で発生する軸方向力を現す図である。 波動歯車装置の複リンク式内燃機関への適用例を表す図である。 （ａ）〜（ｃ）はそれぞれエンジンフロント側、エンジン側方側、エンジン下面側から見た機関全体の構成図である。

符号の説明

１ ピストン
２ ピストンピン
３ アッパーリンク
４ ロアリンク
５ コントロールリンク
６ クランクシャフト
７ クランクピン
８ コントロールシャフト
１１ ウォームホイール
１２ ウォームギア
１３ 電動モータ（駆動源）
１４ ベアリングキャップ
１５ 内歯車
１６ 可撓性外歯車
１７ 波動発生器
１８ 外輪部
１９ 胴部
２０ ダイヤフラム
２１ ボス
２２ 外歯
２３ 開口部
２４ 波動歯車装置（変換手段、付勢手段）
２５ スラストベアリング
２６ スラスト受用フランジ
２７ 隔壁

Claims (5)

1. クランクシャフトと略平行に延びるコントロールシャフトと、
   ピストン、前記クランクシャフト、及び前記コントロールシャフトを連結する複数のリンクと、
   前記コントロールシャフトを回転駆動するための駆動源と、
   前記駆動源の駆動力を前記コントロールシャフトの回転に変換する変換手段と、
   を備え、
   前記コントロールシャフトを回転させて、前記複数のリンクの一つであって一端が前記コントロールシャフトに揺動自由に支持されるコントロールリンクの支持位置を変化させることにより、機関の圧縮比を可変に制御可能な内燃機関の圧縮比可変機構において、
   前記コントロールシャフトに回転トルクが作用したときに、前記コントロールシャフトに一定方向の軸方向力を付勢する付勢手段を備えることを特徴とする内燃機関の圧縮比可変機構。
2. 前記付勢手段は、前記コントロールシャフトに作用する回転トルクの回転方向に関わらず前記コントロールシャフトに一定方向の軸方向力を付勢することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の圧縮比可変機構。
3. 前記付勢手段は、前記コントロールシャフトが回転することによって前記変換手段内で発生する荷重の少なくとも一部を、前記軸方向力に変換して付勢することを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の圧縮比可変機構。
4. 前記変換手段が前記付勢手段を兼ねることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載の内燃機関の圧縮比可変機構。
5. クランクシャフトと略平行に延びるコントロールシャフトと、
   ピストン、前記クランクシャフト、及び前記コントロールシャフトを連結する複数のリンクと、
   前記コントロールシャフトを回転駆動するための駆動源と、
   前記駆動源の駆動力を前記コントロールシャフトの回転に変換する波動歯車装置と、
   を備えることを特徴とする内燃機関の圧縮比可変機構。

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