JP4625780B2 - 内燃機関の可変圧縮比機構 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の可変圧縮比機構に関する。

特許文献１には、電磁石の通電のＯＮ・ＯＦＦにより所望のタイミングで歯車を軸方向片側に付勢するようにしたものが開示されている。

また、特許文献２には、エンジンカムシャフト端部に装着されたギヤを二枚構造とするシザースギヤ構造によって、ギヤ回転方向のバックラッシュを除去するようにしたものが開示されている。

そして、特許文献３には、台形ねじ表面に向かい、シャフト半径方向にスプリングで押圧することで、台形ねじ半径方向のバックラッシュを除去するようにしたものが開示されている。

また、送りねじの組み合わせで、軸方向のバックラッシュを低減する方策としては、ギヤを軸方向任意の位置で分割し二枚構造とし、それぞれの部材間に弾性体を介装する例や、圧縮ばねの軸方向復元力を利用するものが知られている。また、ねじりコイルばねのねじり円周方向の復元力を利用し、部材間の相対角度を微小に変位させ、雌ねじに対して雄ねじを軸方向にスライドすることで、二枚部材を組み合わせた状態で送りねじの軸方向バックラッシュを除去するようにした構成も従来から広く知られている。

しかしながら、これら従来公知の技術においては、バックラッシュ低減のために、ギヤ列（軸受部品を含む）を構成する部品の他に別体の機構（部品）が必要であり、部品点数の増加によるコスト増加は避けられないという問題がある。

また、従来公知の技術においては、ギヤや送りねじの円周方向及び軸方向に対して、何らかの付勢手段を用いてギヤやねじ同士を押圧し、ギヤ表面、ねじ表面を圧迫することになる。このように押圧されたギヤ表面やねじ表面には相互に力が作用し、摩擦力が発生する。この摩擦力は終始静止している構造物であれば問題ではないが、一般的に保持・駆動を繰り返すアクチュエータにおいては、これら摩擦力は起動時に過大な抵抗となり、無視することは出来ないという問題がある。

そして、特許文献４には、ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパーリンクと、アッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されるロアリンクと、気筒列方向に沿って延びる制御軸と、一端が制御軸に揺動可能に連結され、他端がロアリンクに連結される制御リンクと、アクチュエータシャフトの往復運動を用いて制御軸を回転駆動するアクチュエータと、を有し、制御軸に対する制御リンクの揺動中心を制御軸の回転中心から偏心させ、制御軸の回転に伴う制御リンクの揺動中心位置の相対的な位置変化により機関圧縮比を可変制御する複リンク式の可変圧縮比機構が開示されている。この特許文献４におけるアクチュエータは、アクチュエータシャフトの基端側に雄ねじ部を形成し、この雄ねじ部に螺合するアクチュエータの円筒部を回転駆動させることで、アクチュエータシャフトを往復運動させる、いわゆる送りねじ構造となっている。このような複リンク式のピストン−クランク機構を有する可変圧縮比機構に適用されたアクチュエータの場合、ある駆動手段の回転トルクを適切に減速し、アクチュエータシャフトの推力として利用することになる。この際、ギヤをアクチュエータシャフト軸方向に付勢するものとして、例えば圧縮ばねを配置する場合、この圧縮ばねを装着することにより、減速段の中間に配列するギヤの外径に制約を与えたり、ギヤ軸線方向の場所を確保するなど、設計自由度が阻害されることとなり、レイアウト上の小型化設計が行いにくいという問題がある。さらに、ねじ表面に生じる摩擦力が、可変圧縮比機構においても、アクチュエータ作動時の抵抗となり、駆動手段の大型化、高コスト化が避けられない。
特開平６−２８８４６７号公報 実開平１−１１６２５１号公報 特開平７−８１５９１号公報 特開２００２−１１５５７１号公報

また、上述した可変圧縮比機構の特徴的なものとして、高圧縮比側から低圧縮比側に、機関運転中、筒内圧に起因する力がアクチュエータシャフトに軸方向力として作用している。この軸方向力は、圧縮比の如何に関わらず常に運転中は作用しており、アクチュエータ作動時・停止時も同様に作用している。

そして、可変圧縮比機構が低圧縮比側から高圧縮比側へ作動する際においては、アクチュエータシャフトに作用する軸方向力の作用に対抗して、駆動手段から回転トルクを伝達してアクチュエータシャフトを作動させる為、送りねじ部の軸方向バックラッシュは、ほぼゼロの状態を保っている。

しかし、一方で可変圧縮比機構が高圧縮比側から低圧縮比側へ作動する際においては、アクチュエータシャフトに作用する軸方向力がアクチュエータシャフトの作動推力としてアシストするものの、ギヤの回転トルクによって送りねじ表面が軸方向に押し付けられる方向と、筒内圧に起因する軸方向力によってギヤとアクチュエータシャフト間の送りねじ表面が軸方向に押し付けられる方向と、が互いに反対方向であるため、アクチュエータ作動時に、それぞれが交番力のように送りねじに作用してしまうため、異音が発生してしまう虞がある。

この異音の発生は、商品性を大きく損ねるだけでなく、送りねじの早期摩耗を促進させることになる。そのため、送りねじの早期摩耗を抑制するために、送りねじの表面硬度向上の為の高価な熱処理を行う必要が生じ、コスト低減を阻害している。

また、コスト面からは、アクチュエータシャフトに加工する送りねじの加工精度を最適に調整する必要がある。すなわち、高精度の送りねじに加工することは、バックラッシュ量を管理するうえでは一定の効果があるものの、コスト低減とは相反することとなる。

そこで、本発明は、複リンク式のピストン−クランク機構有する可変圧縮比機構に適用されたアクチュエータにおいて、ギヤ列（軸受け部品を含む）以外の部品を使用することなく、送りねじの軸方向バックラッシュを除去し、異音の発生を抑制する機構を提供するものである。

本発明は、ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパーリンクと、アッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されるロアリンクと、気筒列方向に沿ってクランクシャフトと略平行に延びる制御軸と、一端が制御軸に揺動可能に連結され、他端がロアリンクに連結される制御リンクと、アクチュエータシャフトの往復運動を用いて制御軸を回転駆動するアクチュエータと、を有し、制御軸に対する制御リンクの揺動中心を制御軸の回転中心から偏心させ、制御軸の回転に伴う制御リンクの揺動中心位置の相対的な位置変化により機関圧縮比を可変制御する内燃機関の可変圧縮比機構において、
アクチュエータは、一端が制御軸に対して係合するアクチュエータシャフトと、アクチュエータシャフトの駆動源と、駆動源からの回転トルクをアクチュエータシャフトに伝達する歯車列と、を備え、機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側に変更する際に、筒内圧に起因してアクチュエータシャフトに作用するアクチュエータシャフト軸方向に沿った第１スラスト力の作用方向と同じ方向に、歯車列の最終歯車に第２スラスト力が生じるよう歯車列が設定され、最終歯車の回転をアクチュエータシャフトの往復運動に変換する送りねじ機構が最終歯車とアクチュエータシャフトにより構成され、
最終歯車に歯車列の歯車対から回転トルクが伝達される際に最終歯車に生じる第２スラスト力によって、最終歯車はアクチュエータシャフトの軸方向に押圧され、送りねじ機構の軸方向に沿ったバックラッシュが除去されることを特徴としている。

本発明によれば、最終歯車に生じる第２スラスト力を効果的に送りねじ機構のアクチュエータシャフト軸方向のバックラッシュの除去に用いることができる。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、本発明の第１実施形態における内燃機関の可変圧縮比機構の概略構成を示す説明図である。

シリンダブロック１１には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されると共に、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピン１７とは、複リンク式の可変圧縮比機構を介して機械的に連携されている。尚、１８はカウンターウエイトである。

上記の可変圧縮比機構は、クランクピン１７に相対回転可能に外嵌するロアーリンク２１と、このロアーリンク２１とピストンピン１５とを連携するアッパーリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列方向へ延びる制御軸２３と、この制御軸２３に偏心して設けられた偏心カム２４と、この偏心カム２４とロアーリンク２１とを連携する制御リンク２５と、制御軸２３を所定の制御範囲内で回転駆動すると共に、所定の回転位置に保持するアクチュエータ３０と、を備えている。

ロッド状をなすアッパーリンク２２の上端部はピストンピン１５に相対回転可能に連結されており、下端部は連結ピン２６を介してロアーリンク２１に相対回転可能に連結されている。制御リンク２５の一端はロアーリンク２１に連結ピン３８を介して相対回転可能に連結されており、制御リンク２５の他端は偏心カム２４に相対回転可能に外嵌されている。

制御軸２３は、シリンダブロック１１の下部に回転可能に支持される主軸２９と、上述した偏心カム２４とから大略構成されており、偏心カム２４の回転中心Ｐは、主軸２９の回転中心Ｑに対して偏心している。

アクチュエータ３０は、一端が制御軸２３に係合するアクチュエータシャフト３２と、アクチュエータシャフト３２の駆動源となるモータ３３と、モータ３３からの回転トルクをアクチュエータシャフト３２に伝達する複数のはすば歯車からなる歯車列３４と、を有している。

アクチュエータシャフト３２は、他端側に雄ねじ部３５が形成されている。この雄ねじ部３５は、歯車列３４の最終歯車３６の内周面に形成された雌ねじ部３７と係合しており、この雄ねじ部３５と雌ねじ部３７とにより、送りねじ機構が構成されている。換言すれば、最終歯車３６の回転をアクチュエータシャフト３２の往復運動に変換する送りねじ機構が最終歯車３６とアクチュエータシャフト３２により構成されている。

また、このアクチュエータシャフト３２の一端（先端）は、円筒形状を成し、この円筒内面に回転可能となるように棒状のピン３９が配置されている。そして、このピン３９は、制御軸２３の一端に設けられる制御プレート４０に形成された径方向に延びるスリット４１に摺動可能に嵌合している。

歯車列３４は、モータ３２の回転トルクが伝達されるピニオンギア４２と、ピニオンギヤ４２の回転数を減速して最終歯車３６に伝達する中間ギヤ４３と、内側に雌ねじ部３７が形成された最終歯車３６と、から構成され、最終歯車３６の回転が、雄ねじ部３５と雌ねじ部３７から構成された送りねじ機構によりアクチュエータシャフト３２の往復動に変換される。

このような構成により、モータ３２により最終歯車３６が回転駆動されると、この最終歯車３６に螺合するアクチュエータシャフト３２が往復動する。これにより、ピン３９のスリット４１内での摺動動作を伴いながら、制御プレート４０を介して制御軸２３が所定の方向に回転する。つまり、このアクチュエータ３０は、不用意にアクチュエータシャフト３２が往復移動することのないように、雄ねじ部３３と雌ねじ部３７とにより構成される送りねじ機構を介してアクチュエータシャフト３２の回転運動をアクチュエータシャフト３２の往復運動に変換する構成となっている。

そして、機関運転状態に応じて制御軸２３を回動することにより、偏心カム２４に外嵌する制御リンク２５の揺動支点が変化し、ロアーリンク２１及びアッパーリンク２２の姿勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室の圧縮比が可変制御される。

図２は、上述した本発明の可変圧縮比機構のアクチュエータ３０の比較例となるアクチュエータ５０を示すものである。この比較例のアクチュエータ５０は、駆動手段より得た回転トルクがピニオンシャフト５１から中間ギヤ５２、５３を介して最終段減速ギヤ５４に伝達される構造となっている。伝達トルクは最終段減速ギヤ５４に回転運動を生じさせ、最終段減速ギヤ５４とアクチュエータシャフト５５とにより構成される送りねじ機構により、アクチュエータシャフト５５を往復動させる構成となっている。送りねじ機構は、アクチュエータシャフト５５の雄ねじ部５６と、最終段減速ギヤ５４の雌ねじ部５７とにより構成されている。ここで、アクチュエータシャフト５５の雄ねじ部５６と、最終段減速ギヤ５４の雌ねじ部５７との間には、アクチュエータシャフト５５軸方向のバックラッシュが存在し、筒内圧によりアクチュエータシャフト５５に作用する変動荷重によって、送りねじ機構のバックラッシュがガタとなり、雄ねじ部５６と雌ねじ部５７とが噛み合う送りねじ機構において異音の発生、ねじ面の摩耗促進などの不具合が生じることなる。

そこで、この比較例においては、最終段減速ギヤ５４を２つの部材５４ａ、５４ｂとに分割し、それぞれを回転方向に微小に相対変位させ、アクチュエータシャフト５５軸線方向に、部材５４ａ、５４ｂを適切に離間させることで、バックラッシュを除去している。実際には、部材５４ａ、５４ｂとが所望のバックラッシュに達したところで、部材５４ａ、５４ｂを溶接などの手段で互いに接着している。

しかしながら、生産性を考慮すると、ギヤ同士（部材５４ａと部材５４ｂ）を溶接接着するのは、非常に困難であり、また送りねじ機構の軸方向の位置よっては、溶接などでバックラッシュを固定してしまうと、ギヤをスライドさせたときに引っかかりなどが発生し、製品としての歩留まりが悪化する懸念がある。

また、レイアウト要件では、最終段減速ギヤ５４を部材５４ａと部材５４ｂとからなる２部品構造にすることにより、部材５４ａと部材５４ｂの双方にアクチュエータシャフトを介して荷重が作用することになる。そのため、部材５４ａと部材５４ｂの双方の軸方向長さを適切に確保すると、最終段減速ギヤ５４全体の軸方向長さが相対的に長くなってしまう虞がある。また、荷重を支持するという面では、送りねじ機構における送りねじ面積を十分に確保できるというメリットがあるものの、装置全体が軸方向に長大となることは避けられず、エンジンへの搭載性の悪化を招く虞がある。

それに対して、上述した本発明の第１実施形態においては、ピストン１４に作用する筒内圧によって、ロアリンク２１に反時計方向でクランクピン１７中心の回転トルクが作用し、この回転トルクにより制御リンク２５を介して制御軸２３の偏心カム２４の回転中心Ｐにエンジン上方（図１における上方）に向かう引っ張り力が作用する。従って、制御軸２３の主軸２９の回転中心Ｑを中心に時計方向の回転トルクが発生し、ピン３９を介して、アクチュエータシャフト３２に図１における左側に向かって第１スラスト力Ｆｐ（軸方向力）が作用する。すなわち、機関運転中は、常にアクチュエータシャフト３２に第１スラスト力Ｆｐが作用することになる。

図３及び図４は、この第１実施形態の可変圧縮比機構において、最終歯車３６と中間ギヤ４３とアクチュエータシャフト３２とを抜き出して模式的に示した説明図である。

最終歯車３６の回転方向、最終歯車３６と中間ギヤ４３との組み合わせ（最終歯車３６を含む歯車対の組み合わせ）により、最終歯車３６に生じるスラスト力（第２スラスト力Ｆｔｈ）の方向が決定される。

この第１実施形態においては、中間ギヤ４３に左ねじれ歯車、最終歯車３６に右ねじれ歯車が適用され、中間ギヤ４３が図３における時計方向に回転し、最終歯車３６が図３における反時計方向に回転する。

アクチュエータシャフト３２を基準にすると、雄ねじ部３５の他端側の位置３５ａから一端側の位置３５ｂにかけて最終歯車３６が回転並進することで、機関圧縮比は高圧縮比から低圧縮比へ変更される。実際には、最終歯車３６を含む歯車列３４のアクチュエータシャフト３２軸方向に沿った位置は固定されており、最終歯車３６の回転がアクチュエータシャフト３２の往復動に変換される。

また、この第１実施形態では、送りねじ機構の他端部に相当する位置３５ａ近傍に最終歯車３６が位置する状態が高圧縮比、送りねじ機構の一端部に相当する位置３５ｂ近傍に最終歯車３６が位置する状態が低圧縮比となっている。

そして、モータ３３を駆動すると、中間ギヤ４３にはアクチュエータシャフト３２の一端側に向かってスラスト力が作用し、最終歯車３６にはアクチュエータシャフト３２の他端側（図４における左側）に向かって第２スラスト力Ｆｔｈが作用する。

機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へ変更する際には、最終歯車３６はアクチュエータシャフト３２上を位置３５ａから位置３５ｂに向かって回転しながら移動する。このときの送りねじ機構の状態を図５に示す。図５は、図４のＡ部拡大図に相当するものでもあって、最終歯車３６に切られた雌ねじ部３７の山に対し、アクチュエータシャフト３２の雄ねじ部３５の山は、図５中の右側（位置３５ａから位置３５ｂに向かう方向）に偏った状態となっている。これは、モータ３３から歯車列３４に伝わったトルクでアクチュエータシャフト３２を往復動させる為である。

また、筒内圧によってアクチュエータシャフト３２に第１スラスト力Ｆｐが作用した状態を図６に示す。図６は図４のＡ部拡大図に相当するものでもあり、第１スラスト力Ｆｐはアクチュエータシャフト３２に対して図６における左方向に作用し、最終歯車３６に切られた雌ねじ部３７の山に対し、アクチュエータシャフト３２の雄ねじ部３５の山は、図６中の左側（位置３５ｂから位置３５ａに向かう方向）に偏った状態となっている。

最終歯車３６の回転トルクによってアクチュエータシャフト３２が軸方向に相対的に移動する（図５）一方で、第１スラスト力Ｆｐによる荷重が作用し続けるため、送りねじ機構は、図５と図６の状態を断続的に繰り返しながら、機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比に変更する。つまり、バックラッシュの発生個所が、図５における発生箇所から図６における発生箇所に断続的に変化することで、送りねじ機構、ひいては可変圧縮比機構から異音が発生する要因となっている。

ここで、この第１実施形態においては、最終歯車３６に生じる第２スラスト力Ｆｔｈが図４〜図６における左方向（位置３５ｂから位置３５ａの方向）に向かって作用することになるので、図５の状態では、バックラッシュが無い方向に押し付けられ、バックラッシュの発生はもとからない。また、図６の状態では、バックラッシュを除去する方向に、最終歯車３６が押し付けられる。つまり、第１実施形態においては、バックラッシュの除去が可能となる。

図７及び図８は、送りねじ機構のバックラッシュ量を模式的に示した説明図であって、図７は上述した比較例のアクチュエータ５０におけるバックラッシュ量とアクチュエータシャフト５５上を移動する最終段減速ギヤ５４の軸軸方向位置（すなわち設定圧縮比）との関係を示し、図８は上述した本発明の第１実施形態のアクチュエータ３０におけるバックラッシュ量とアクチュエータシャフト３２上を移動する最終歯車３６の軸軸方向位置（すなわち設定圧縮比）との関係を示している。

図７に示すように、上述した比較例においては、アクチュエータシャフト５５軸方向位置によって送りねじ機構の加工精度がばらつくが、最終段減速ギヤ５４の雌ねじ部５７は、ある加工精度で製作されているため、アクチュエータシャフト５５上を最終段減速ギヤ５４が移動する際には、アクチュエータシャフト５５軸方向位置によってバックラッシュ量が任意にばらつくことになる。

このような状態では、機構部品の円滑な加工のために、バックラッシュが最小の位置で、所定のクリアランスを保つ必要があり、ねじ有効径などが小さく製作された部位に最終段減速ギヤ５４が位置した場合には、過大なバックラッシュ量を抱えることとなる。これは、ある圧縮比において、異音が発生する場合と発生しない場合の両方の可能性が残るため、異音低減の観点からは到底精度管理をすることが困難となる。

一方、上述した本発明の第１実施形態においては、作動時（高圧縮比から低圧縮比）のみ作用する最終ギヤ３６への第２スラスト力Ｆｔｈを利用してバックラッシュを低減するため、アクチュエータシャフト３２側に雄ねじ部３５の加工精度にさほど影響をうけず、どの圧縮比においても所定のクリアランスを保つことができる。

つまり、アクチュエータシャフト３２の加工精度に応じて、最小のバックラッシュ量で、圧縮比変化に追従できる。よって、送りねじ機構の加工精度をさほど高める必要はなく、安価に、安定稼働するアクチュエータが製作できる。

尚、機関圧縮比を低圧縮比から高圧縮比に変更する場合、上述した実施形態においては、最終歯車３６からのスラスト力（第２スラスト力）が無くとも、送りねじ機構のバックラッシュは解消できる。

以下、本発明の他の実施形態について説明するが、上述した第１実施形態と同一構成の部分については同一の符号を付し、重複する説明を省略する。

図９は、本発明の第２実施形態における内燃機関の可変圧縮比機構の概略構成を示す説明図である。

この第２実施形態における可変圧縮比機構は、第１実施形態の可変圧縮比機構と略同一構成となっているが、制御軸２３の偏心カム２４の回転中心Ｐが、主軸２９の回転中心Ｑよりもエンジン外側（図９における右側）に位置するリンク構成となっている。

この第２実施形態においては、ピストン１４に作用する筒内圧によって、ロアリンク２１に反時計方向でクランクピン１７中心の回転トルクが作用し、この回転トルクにより制御リンク２５を介して制御軸２３の偏心カム２４の回転中心Ｐにエンジン上方（図９における上方）に向かう引っ張り力が作用する。その結果、制御軸２３の主軸２９の回転中心Ｑを中心に反時計方向の回転トルクが発生し、ピン３９を介して、アクチュエータシャフト３２には、図９における右側、すなわち上述した第１実施形態とは逆方向に向かって第１スラスト力Ｆｐ（軸方向力）が作用する。

図１０及び図１１は、第２実施形態の可変圧縮比機構において、最終歯車３６と中間ギヤ４３とアクチュエータシャフト３２とを抜き出して模式的に示した説明図である。

この第２実施形態においては、中間ギヤ４３が図１０における反時計方向に回転し、最終歯車３６が図１０における時計方向に回転する。そして、アクチュエータシャフト３２を基準にして雄ねじ部３５の一端側の位置３５ｂから他端側の位置３５ａにかけて最終歯車３６が回転並進することで、機関圧縮比は高圧縮比から低圧縮比へ変更される。つまり、上述した第１実施形態とは逆に、雄ねじ部３５の他端側の位置３５ａに最終歯車３６が位置した状態の時に低圧縮比に設定され、雄ねじ部３５の一端側の位置３５ｂに最終歯車３６が位置した状態の時に高圧縮比に設定される。

そして、モータ３３の駆動により、中間ギヤ４３にはアクチュエータシャフト３２の他端側に向かってスラスト力が作用し、最終歯車３６には、上述した第１実施形態とは反対方向となる向き、すなわちアクチュエータシャフト３２の一端側（図１１における右側）に向かって第２スラスト力Ｆｔｈが作用する。

機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へ変更する際には、最終歯車３６はアクチュエータシャフト３２上を位置３５ｂから位置３５ａに向かって回転しながら移動する。このときの送りねじ機構の状態を図１２に示す。図１２は、図１１のＢ部拡大図に相当するものでもあって、最終歯車３６に切られた雌ねじ部３７の山に対し、アクチュエータシャフト３２の雄ねじ部３５の山は、図１２中の左側（位置３５ｂから位置３５ａに向かう方向）に偏った状態となっている。これは、モータ３３により歯車列３４に伝わった回転トルクでアクチュエータシャフト３２を往復動させる為である。

また、筒内圧によってアクチュエータシャフト３２に第１スラスト力Ｆｐが作用した状態を図１３に示す。図１３は図１１のＢ部拡大図に相当するものでもあり、第１スラスト力Ｆｐはアクチュエータシャフト３２に対して図１３における右方向に作用し、最終歯車３６に切られた雌ねじ部３７の山に対し、アクチュエータシャフト３２の雄ねじ部３５の山は、図１３中の右側（位置３５ａから位置３５ｂに向かう方向）に偏った状態となっている。

つまり、第２実施形態は、図１１〜図１３に示すように、アクチュエータ３０の作動方向及び第１スラスト力Ｆｐ作用方向が、第１実施形態に対して反対方向になったものであるが、上述した第１実施形態と同様にバックラッシュの除去が可能となっている。また、この第２実施形態においても、上述した図８に示すように、いずれの軸方向位置においても、任意のバックラッシュ量に追従して最適クリアランスを保つことができる。

尚、上述した実施形態においては、歯車列３４をピニオンギヤ４２、中間ギヤ４３及び最終歯車３６の３つのギヤで構成しているが、歯車列３４を構成するギヤの数は３つに限定されるものではない。

また、上述した実施形態においては、歯車列３４がはすば歯車で構成されているが、歯車列３４ははすば歯車で構成されたものに限定されるものではなく、例えば、最終歯車を含む歯車対をハイポイドギヤ、かさ歯車、ねじ歯車、ウォームギヤで構成することも可能であるる。

そして、上述した比較例において、送りねじ機構にスプリング等の付勢力を持たせると、図８に示す示すように、最適クリアランスを保つことができるが、本発明は、そもそもアクチューエタ起動時の摩擦力を低減し、起動トルクを抑制しつつ、稼働時は最適なバックラッシュ量を保つという２つの効果の両立している点で本質的に異なるものである。

上記実施形態から把握し得る本発明の技術的思想について、その効果とともに列記する。

（１） ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパーリンクと、アッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されるロアリンクと、気筒列方向に沿ってクランクシャフトと略平行に延びる制御軸と、一端が制御軸に揺動可能に連結され、他端がロアリンクに連結される制御リンクと、アクチュエータシャフトの往復運動を用いて制御軸を回転駆動するアクチュエータと、を有し、制御軸に対する制御リンクの揺動中心を制御軸の回転中心から偏心させ、制御軸の回転に伴う制御リンクの揺動中心位置の相対的な位置変化により機関圧縮比を可変制御する内燃機関の可変圧縮比機構において、アクチュエータは、一端が制御軸に対して係合するアクチュエータシャフトと、アクチュエータシャフトの駆動源と、駆動源からの回転トルクをアクチュエータシャフトに伝達する歯車列と、を備え、機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側に変更する際に、筒内圧に起因してアクチュエータシャフトに作用するアクチュエータシャフト軸方向に沿った第１スラスト力の作用方向と同じ方向に、歯車列の最終歯車に第２スラスト力が生じるよう歯車列が設定され、最終歯車の回転をアクチュエータシャフトの往復運動に変換する送りねじ機構が最終歯車とアクチュエータシャフトにより構成され、最終歯車に歯車列の歯車対から回転トルクが伝達される際に最終歯車に生じる第２スラスト力によって、最終歯車はアクチュエータシャフトの軸方向に押圧され、送りねじ機構の軸方向に沿ったバックラッシュが除去される。

これによって、最終歯車に生じる第２スラスト力を効果的に送りねじ機構のアクチュエータシャフト軸方向のバックラッシュの除去に用いることができる。

（２） 上記（１）に記載の内燃機関の可変圧縮比機構において、アクチュエータシャフトの駆動源からの回転トルクにより歯車列が回転しているアクチュエータ作動時には、第２スラスト力により最終歯車をアクチュエータシャフトの軸方向に押圧し、送りねじ機構の軸方向に沿ったバックラッシュが除去され、アクチュエータシャフトの駆動源からの回転トルクにより歯車列が回転していないアクチュエータ非作動時には、第２スラスト力が発生せず、第２スラスト力により最終歯車がアクチュエータシャフトの軸方向に押圧されない。これによって、スプリングなどの付勢手段がないことから、予圧を最終歯車に与えていないので、アクチュエータの駆動初期（起動時）において、相対的に少ない駆動力でアクチュエータを起動することができる。また、アクチュエータは、起動時の要求トルクが小さくなることから、アクチュエータシャフトの駆動源の小型化を促進し、レイアウト上有利となる。そして、駆動源に電動モータを用いると、電圧及び電流値を低減できるので、消費電力を抑制でき、ひいては車両搭載時に燃費向上効果を見込むことができる。

（３） 上記（１）または（２）に記載の内燃機関の可変圧縮比機構は、具体的には、最終歯車がアクチュエータシャフトの最も一端側に位置している状態では機関圧縮比が最低圧縮比となり、最終歯車がアクチュエータシャフトの最も他端側に位置している状態では機関圧縮比が最高圧縮比となるように構成されている。

（４） 上記（１）または（２）に記載の内燃機関の可変圧縮比機構は、具体的には、最終歯車がアクチュエータシャフトの最も一端側に位置している状態では機関圧縮比が最高圧縮比となり、最終歯車がアクチュエータシャフトの最も他端側に位置している状態では機関圧縮比が最低圧縮比となるように構成されている。

（５） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構において、歯車列は、はすば歯車で構成されている。

（６） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構において、最終歯車を含む歯車対は、ハイポイドギヤで構成されている。

（７） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構において、最終歯車を含む歯車対は、かさ歯車で構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。

（８） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構において、最終歯車を含む歯車対は、一対のはすば歯車を互いに直交に配置したねじ歯車で構成されている。

（９） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構において、最終歯車を含む歯車対は、ウォームギヤで構成されている。

本発明の第１実施形態における内燃機関の可変圧縮比機構の概略構成を示す説明図。 比較例となるアクチュエータの概略構成を示す説明図。 最終歯車と中間ギヤとアクチュエータシャフトとを抜き出して模式的に示した本発明の第１実施形態の説明図。 最終歯車と中間ギヤとアクチュエータシャフトとを抜き出して模式的に示した本発明の第１実施形態の説明図。 第１実施形態において機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へ変更する際の送りねじ機構の状態を示す説明図。 第１実施形態において機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へ変更する際の送りねじ機構の状態を示す説明図。 比較例における送りねじ機構のバックラッシュ量を模式的に示した説明図 本発明の第１実施形態における送りねじ機構のバックラッシュ量を模式的に示した説明図 本発明の第２実施形態における内燃機関の可変圧縮比機構の概略構成を示す説明図。 最終歯車と中間ギヤとアクチュエータシャフトとを抜き出して模式的に示した本発明の第２実施形態の説明図。 最終歯車と中間ギヤとアクチュエータシャフトとを抜き出して模式的に示した本発明の第２実施形態の説明図。 第２実施形態において機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へ変更する際の送りねじ機構の状態を示す説明図。 第２実施形態において機関圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へ変更する際の送りねじ機構の状態を示す説明図。

符号の説明

３０…アクチュエータ
３２…アクチュエータシャフト
３６…最終歯車
４３…中間ギヤ

Claims (9)

1. ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパーリンクと、アッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されるロアリンクと、気筒列方向に沿ってクランクシャフトと略平行に延びる制御軸と、一端が制御軸に揺動可能に連結され、他端がロアリンクに連結される制御リンクと、アクチュエータシャフトの往復運動を用いて制御軸を回転駆動するアクチュエータと、を有し、制御軸に対する制御リンクの揺動中心を制御軸の回転中心から偏心させ、制御軸の回転に伴う制御リンクの揺動中心位置の相対的な位置変化により機関圧縮比を可変制御する内燃機関の可変圧縮比機構において、
   アクチュエータは、一端が制御軸に対して係合するアクチュエータシャフトと、アクチュエータシャフトの駆動源と、駆動源からの回転トルクをアクチュエータシャフトに伝達する歯車列と、を備え、
   機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側に変更する際に、筒内圧に起因してアクチュエータシャフトに作用するアクチュエータシャフト軸方向に沿った第１スラスト力の作用方向と同じ方向に、歯車列の最終歯車に第２スラスト力が生じるよう歯車列が設定され、
   最終歯車の回転をアクチュエータシャフトの往復運動に変換する送りねじ機構が最終歯車とアクチュエータシャフトにより構成され、
   最終歯車に歯車列の歯車対から回転トルクが伝達される際に最終歯車に生じる第２スラスト力によって、最終歯車はアクチュエータシャフトの軸方向に押圧され、送りねじ機構の軸方向に沿ったバックラッシュが除去されることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構。
2. アクチュエータシャフトの駆動源からの回転トルクにより歯車列が回転しているアクチュエータ作動時には、第２スラスト力により最終歯車をアクチュエータシャフトの軸方向に押圧し、送りねじ機構の軸方向に沿ったバックラッシュが除去され、
   アクチュエータシャフトの駆動源からの回転トルクにより歯車列が回転していないアクチュエータ非作動時には、第２スラスト力が発生せず、第２スラスト力により最終歯車がアクチュエータシャフトの軸方向に押圧されないことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
3. 最終歯車がアクチュエータシャフトの最も一端側に位置している状態では機関圧縮比が最低圧縮比となり、
   最終歯車がアクチュエータシャフトの最も他端側に位置している状態では機関圧縮比が最高圧縮比となるように構成されてい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可変圧縮比機構。
4. 最終歯車がアクチュエータシャフトの最も一端側に位置している状態では機関圧縮比が最高圧縮比となり、
   最終歯車がアクチュエータシャフトの最も他端側に位置している状態では機関圧縮比が最低圧縮比となるように構成されてい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可変圧縮比機構。
5. 歯車列は、はすば歯車で構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに内燃機関の可変圧縮比機構。
6. 最終歯車を含む歯車対は、ハイポイドギヤで構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
7. 最終歯車を含む歯車対は、かさ歯車で構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
8. 最終歯車を含む歯車対は、一対のはすば歯車を互いに直交に配置したねじ歯車で構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
9. 最終歯車を含む歯車対は、ウォームギヤで構成されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。

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