JP4961397B2

JP4961397B2 - Engine crankshaft structure

Info

Publication number: JP4961397B2
Application number: JP2008164938A
Authority: JP
Inventors: 純一大河原
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2008-06-24
Filing date: 2008-06-24
Publication date: 2012-06-27
Anticipated expiration: 2028-06-24
Also published as: JP2010007495A

Description

この発明は、エンジンのクランクシャフト構造に関し、特に圧縮比を変更可能なエンジンのクランクシャフト構造に関する。 The present invention relates to an engine crankshaft structure, and more particularly to an engine crankshaft structure capable of changing a compression ratio.

従来、吸気行程のＢＤＣ（以下、吸気下死点）と膨張行程のＢＤＣ（以下、膨張下死点）とを異ならせて圧縮比に対して膨張比を高めることにより、燃焼効率の向上を図った４ストロークの高膨張比エンジンが知られている（例えば、特許文献１，２参照）。 Conventionally, the BDC in the intake stroke (hereinafter referred to as intake bottom dead center) and the BDC in the expansion stroke (hereinafter referred to as expansion bottom dead center) are differentiated to increase the expansion ratio with respect to the compression ratio, thereby improving the combustion efficiency. Further, a 4-stroke high expansion ratio engine is known (see, for example, Patent Documents 1 and 2).

特許文献１に開示されている従来の高膨張比エンジンは、図８に示されるように、クランクケースに軸支されたクランク軸(28)の回転中心に固定歯車(26)を軸支させると共に、この固定歯車(26)の外周に沿って自転しつつ回転する遊星歯車(30)を配設し、さらに、この固定歯車(26)の回転中心と遊星歯車(30)の回転中心とを主クランクアーム(32)によって連接すると共に、遊星歯車(30)の回転中心と、ピストン(22)に連なったコンロッド(24)とをクランクピン(c')で連接している。 As shown in FIG. 8, the conventional high expansion ratio engine disclosed in Patent Document 1 has a fixed gear (26) pivotally supported at the rotation center of a crankshaft (28) pivotally supported by a crankcase. The planetary gear (30) that rotates while rotating along the outer periphery of the fixed gear (26) is disposed, and the rotation center of the fixed gear (26) and the rotation center of the planetary gear (30) are mainly used. The crank arm (32) connects the rotation center of the planetary gear (30) and the connecting rod (24) connected to the piston (22) with a crank pin (c ').

特許文献２に開示されている従来の高膨張比エンジンは、図９（ａ），（ｂ）に示されるように、クランクケース(7)に軸支されたクランク軸(1)の２つのジャーナル部(2),(2)間に左右一対の遊星歯車(5),(5)を偏心させた状態で軸支させ、この左右の遊星歯車(5),(5)の対向面内で、遊星歯車(5),(5)の回転中心(5a)から偏心した位置に、シリンダ(12)内を往復移動するピストン(11)に連なったコンロッド(9)をクランクピン(6)を介して摺動可能に連接すると共に、遊星歯車(5),(5)が噛み合う内歯歯車(10)をクランクケース(7)内に形成している。 As shown in FIGS. 9A and 9B, the conventional high expansion ratio engine disclosed in Patent Document 2 includes two journals of a crankshaft (1) supported by a crankcase (7). A pair of left and right planetary gears (5), (5) are supported in an eccentric state between the parts (2), (2), and within the opposing surfaces of the left and right planetary gears (5), (5), The connecting rod (9) connected to the piston (11) reciprocating in the cylinder (12) is located via the crank pin (6) at a position eccentric from the rotation center (5a) of the planetary gears (5), (5). An internal gear (10) that is slidably connected and meshes with the planetary gears (5) and (5) is formed in the crankcase (7).

しかしながら、上記特許文献１に記載のものにあっては、図８に示されるように、クランク軸(28)に固定された固定歯車(26)の外周に沿って、コンロッド(24)に連なった遊星歯車(30)が自転しつつ公転するため、クランクシャフト構造が複雑化するという問題がある。
上記特許文献２に記載のものにあっても、図９（ａ），（ｂ）に示されるように、コンロッド(9)が連なる遊星歯車(5),(5)は、クランク軸(1)の２つのジャーナル部(2),(2)に軸支された状態で、クランクケース(7)内に形成された内歯歯車(10)に噛み合いながら回転するため、クランクシャフト構造が複雑化するという問題がある。 However, in the thing of the said patent document 1, as shown in FIG. 8, it continued to the connecting rod (24) along the outer periphery of the fixed gear (26) fixed to the crankshaft (28). Since the planetary gear (30) revolves while rotating, there is a problem that the crankshaft structure is complicated.
Even in the one described in Patent Document 2, as shown in FIGS. 9 (a) and 9 (b), the planetary gears (5) and (5) to which the connecting rod (9) is connected are connected to the crankshaft (1). The crankshaft structure is complicated because it rotates while meshing with the internal gear (10) formed in the crankcase (7) while being supported by the two journal parts (2) and (2). There is a problem.

そこで、図１０に示されるように、クランク軸(12)を偏心回転可能にクランクケース(17)に支持させると共に、クランク軸(12)の左右両端部のいずれか一方に、クランク軸(17)を偏心回転させる遊星歯車機構(15)を設けることによって、比較的簡素な構造で吸気下死点と膨張下死点とを異ならせた高膨張比エンジンが本願出願人から既に提案されている（例えば、出願番号：特願２００７−１９８５７０号参照）。 Therefore, as shown in FIG. 10, the crankshaft (12) is supported by the crankcase (17) so as to be eccentrically rotatable, and the crankshaft (17) is attached to either one of the left and right ends of the crankshaft (12). The present applicant has already proposed a high expansion ratio engine in which an intake bottom dead center and an expansion bottom dead center are made different from each other by providing a planetary gear mechanism (15) that rotates the shaft eccentrically (15). For example, application number: Japanese Patent Application No. 2007-198570).

特開平０６−７４０５９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 06-74059 特開平０７−２１７４４３号公報JP 07-217443 A

ところで、本願出願人が先に提案した高膨張比エンジンにあっては、圧縮比は一定である。そのため、圧縮比を高く設定すると高速側（高回転高負荷領域）でノッキングが発生しやすく、また、圧縮比を低く設定すると低速側（低回転低負荷領域）でトルクと燃費とがかせげないという問題があった。
このような問題を解決するために、圧縮比を高く設定しておき、高速側で発生するノッキングは点火時期のリタード補正によって防止することも考えられるが、点火時期のリタード補正は、エンジンをＭＢＴ（Minimum advance for Best Torqueの略。点火時期が進角していくなかで最もトルクが出るポイントのこと。ここを外すと点火時期を進ませても遅らせてもトルクが低下する）でまわせなくなるのでトルクがでなくなり、性能が悪化するという問題がある。 By the way, in the high expansion ratio engine previously proposed by the applicant of the present application, the compression ratio is constant. Therefore, if the compression ratio is set high, knocking is likely to occur on the high speed side (high rotation / high load region), and if the compression ratio is set low, torque and fuel consumption cannot be saved on the low speed side (low rotation / low load region). There was a problem.
In order to solve such a problem, it is conceivable that the compression ratio is set high, and knocking occurring at the high speed side can be prevented by ignition timing retard correction. (Abbreviation of Minimum advance for Best Torque. This is the point where the most torque is generated when the ignition timing is advanced. If this is removed, the torque decreases even if the ignition timing is advanced or delayed). Therefore, there is a problem that torque is lost and performance is deteriorated.

本発明は、こうした事情に鑑みてなされたものであり、低速側ではトルクと燃費とをかせぎ、高速側では性能を悪化させることなくノッキングを防止することができるエンジンのクランクシャフト構造を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of these circumstances, and provides an engine crankshaft structure that can prevent torque and knock on the high speed side without deteriorating performance on the low speed side. With the goal.

上記目的を達成するため請求項１に記載の発明は、吸気行程の下死点におけるピストンの位置と膨張行程の下死点におけるピストンの位置とを異ならせて圧縮比に対して膨張比を高めたエンジンのクランクシャフト構造において、
前記ピストンの往復運動を回転運動に変換するクランクシャフトの両端部をクランクケースに一対の偏心軸受を介して偏心回転可能に支持させ、一方の前記偏心軸受にエンジン動力を変速装置に伝達する出力軸を連ね、他方の前記偏心軸受に軸支されたクランクシャフトの主軸を前記出力軸から遠ざかる方向に向かって延設すると共に遊星歯車機構である可動クランクギヤを結合し、かつ前記可動クランクギヤと前記出力軸の回転中心上に中心位置が配置されたインターナルギヤとのギヤ比を１：１とすると共に、前記インターナルギヤを前記可動クランクギヤと非同軸上に配置し、さらに、前記インターナルギヤを前記クランクケース外側から駆動装置により回転可能とし、かつプラネタリピニオンギヤを前記可動クランクギヤと前記インターナルギヤとの間に介設し、前記可動クランクギヤを前記インターナルギヤの中心位置を回転中心として前記プラネタリピニオンギヤのギヤ径状に応じて偏心回転させ、前記インターナルギヤで回転角度を変更する事により圧縮比を変更させることを特徴とする。 In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, the position of the piston at the bottom dead center of the intake stroke is made different from the position of the piston at the bottom dead center of the expansion stroke to increase the expansion ratio relative to the compression ratio. Engine crankshaft structure
An output shaft that supports both ends of a crankshaft for converting the reciprocating motion of the piston into a rotational motion so that the crankcase is eccentrically rotatable via a pair of eccentric bearings, and transmits engine power to one of the eccentric bearings to the transmission. And connecting the movable crank gear and the movable crank gear to the movable crank gear which is a planetary gear mechanism and extends the main shaft of the crankshaft supported by the other eccentric bearing in a direction away from the output shaft. The gear ratio with the internal gear whose center position is arranged on the rotation center of the output shaft is 1: 1, the internal gear is arranged non-coaxially with the movable crank gear, and the internal gear The gear can be rotated from the outside of the crankcase by a driving device, and the planetary pinion gear is connected to the movable crank gear and the inner gear. The movable crank gear is eccentrically rotated according to the gear diameter of the planetary pinion gear with the center position of the internal gear as the rotation center, and the rotation angle is changed by the internal gear. The compression ratio is changed by the above.

上記目的を達成するため請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明の構成において、前記可動クランクギヤの偏心量は、前記プラネタリピニオンギヤの歯元円直径＋（前記プラネタリピニオンギヤの歯先円直径−前記プラネタリピニオンギヤの歯元円直径）／２、であることを特徴とする。 In order to achieve the above object, according to a second aspect of the present invention, in the configuration of the first aspect of the invention, the amount of eccentricity of the movable crank gear is calculated by: The diameter of the tip circle—the diameter of the root circle of the planetary pinion gear) / 2.

上記目的を達成するため請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明の構成において、前記可動クランクギヤは、２回自転する間に前記インターナルギヤの中心位置を回転中心として１回公転することを特徴とする。 In order to achieve the above object, according to a third aspect of the present invention, in the configuration of the first or second aspect, the movable crank gear rotates about the center position of the internal gear while rotating twice. It is characterized by revolving once.

上記目的を達成するため請求項４に記載の発明は、請求項１乃至３の何れか１項に記載の発明の構成において、前記ピストンの軸をピストンが圧縮上死点にある時のクランクシャフトの中心方向にオフセットさせたことを特徴とする。 In order to achieve the above object, according to a fourth aspect of the present invention, there is provided the crankshaft according to any one of the first to third aspects, wherein the piston shaft is at a compression top dead center. It is characterized by being offset in the center direction.

請求項１乃至４に記載の発明によれば、駆動装置によりインターナルギヤが所定回転（所定角度）だけ回動すると、このインターナルギヤに噛み合うプラネタリピニオンギヤは、ギヤ比の関係上、インターナルギヤを非回動とした場合の位置（初期位置）から所定回転（所定角度）の半分だけずれた位置に位置するように位相が変化するので、このピニオンギヤに噛み合う可動クランクギヤの回転中心軸、すなわちクランクシャフトを引き上げたり、引き下げたりすることができるようになる。
これにより、低速側では、圧縮行程におけるクランクシャフトを引き上げるように駆動装置がインターナルギヤを回動制御すると圧縮比は高くなるので、低速側でのトルクと燃費とをかせぐことができるようになる。
また、高速側では、圧縮行程におけるクランクシャフトを引き下げるように駆動装置がインターナルギヤを回動制御すると圧縮比は低くなる（圧縮比がおちるともにいう）ので、高速側での性能を悪化させることなくノッキングを防止することができるようになる。 According to the first to fourth aspects of the present invention, when the internal gear is rotated by a predetermined rotation (predetermined angle) by the driving device, the planetary pinion gear that meshes with the internal gear has an internal gear because of the gear ratio. Since the phase changes so as to be located at a position deviated by a half of a predetermined rotation (predetermined angle) from the position (initial position) in the case of non-rotating, the rotation center axis of the movable crank gear meshed with this pinion gear, that is, The crankshaft can be raised and lowered.
Accordingly, on the low speed side, when the drive device rotates and controls the internal gear so as to pull up the crankshaft in the compression stroke, the compression ratio becomes high, so that it is possible to earn torque and fuel consumption on the low speed side. .
On the high speed side, if the drive device controls the internal gear so as to pull down the crankshaft during the compression stroke, the compression ratio becomes low (also referred to as the compression ratio falls), thus degrading the performance on the high speed side. It becomes possible to prevent knocking.

本発明のエンジンのクランクシャフト構造によれば、駆動装置がインターナルギヤを回動制御すると、プラネタリピニオンギヤ及び可動クランクギヤの位相が変化してクランクシャフトの位置、すなわち圧縮比を高くしたり、低くしたりすることができる。これにより、低速側では圧縮比を高めてトルクと燃費とをかせぎ、高速側では圧縮比をおとして性能を悪化させることなくノッキングを防止することができるエンジンのクランクシャフト構造を提供することができる。 According to the crankshaft structure of the engine of the present invention, when the drive device controls the rotation of the internal gear, the phase of the planetary pinion gear and the movable crank gear changes to increase or decrease the position of the crankshaft, that is, the compression ratio. You can do it. As a result, it is possible to provide an engine crankshaft structure that can increase the compression ratio on the low speed side to increase torque and fuel consumption, and prevent knocking without deteriorating performance by reducing the compression ratio on the high speed side. .

本発明の実施の形態に係るエンジンのクランクシャフト構造を図面を用いて詳細に説明する。図１は、本発明の実施形態に係るエンジンのクランクシャフト構造を示したスケルトン図である。 An engine crankshaft structure according to an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is a skeleton diagram showing a crankshaft structure of an engine according to an embodiment of the present invention.

図１に示されるように、本エンジンのクランクシャフト構造は、４ストロークエンジンに適用されるものであって、ピストン１０、コネクティングロッド（以下、コンロッド）１１、クランクシャフト（以下、クランク軸）１２、偏心軸受１３，１４、遊星歯車機構１５、駆動装置１９を備えて構成されている。 As shown in FIG. 1, the crankshaft structure of the engine is applied to a four-stroke engine, and includes a piston 10, a connecting rod (hereinafter, connecting rod) 11, a crankshaft (hereinafter, crankshaft) 12, An eccentric bearing 13, 14, a planetary gear mechanism 15, and a drive device 19 are provided.

ピストン１０は、シリンダブロック（図示せず）に形成されたシリンダ１６内を往復運動する部材である。ピストン１０は、コンロッド１１によってクランク軸１２と連接されており、シリンダブロックとシリンダヘッド（図示せず）とによって形成された燃焼室内において燃焼ガスが発生した力をコンロッド１１を介してクランク軸１２に伝達する。 The piston 10 is a member that reciprocates in a cylinder 16 formed in a cylinder block (not shown). The piston 10 is connected to the crankshaft 12 by a connecting rod 11, and force generated by combustion gas in a combustion chamber formed by a cylinder block and a cylinder head (not shown) is applied to the crankshaft 12 through the connecting rod 11. introduce.

コンロッド１１は、ピストン１０とクランク軸１２とを連接する連接棒である。このコンロッド１１の小端部１１０は、ピストン１０の内部に挿嵌されるピストンピン１００に摺動可能に連接されている。また、コンロッド１１の大端部１１１は、クランク軸１２のクランクピン１２２に薄板のコンロッドベアリング（図示せず）を介して摺動可能に連接されている。 The connecting rod 11 is a connecting rod that connects the piston 10 and the crankshaft 12. The small end portion 110 of the connecting rod 11 is slidably connected to a piston pin 100 inserted into the piston 10. The large end 111 of the connecting rod 11 is slidably connected to the crank pin 122 of the crankshaft 12 via a thin connecting rod bearing (not shown).

クランク軸１２は、コンロッド１１により伝達されたピストン１０の往復運動を回転運動に変換して動力を取り出す動力伝達軸であって、シリンダブロック下側のクランクケース１７に回転可能に支持されている。クランク軸１２は、クランク軸１２の主軸受部としての２つのクランクジャーナル１２０，１２１、コンロッド１１の大端部１１１が連接される偏心軸受部としてのクランクピン１２２、振動を防止するためのカウンタウェイト及びアーム（いずれも図示せず）を備えている。 The crankshaft 12 is a power transmission shaft that converts the reciprocating motion of the piston 10 transmitted by the connecting rod 11 into a rotational motion to extract power, and is rotatably supported by a crankcase 17 on the lower side of the cylinder block. The crankshaft 12 includes two crank journals 120 and 121 serving as main bearing portions of the crankshaft 12, a crank pin 122 serving as an eccentric bearing portion to which the large end portion 111 of the connecting rod 11 is connected, and a counterweight for preventing vibration. And an arm (both not shown).

通常、圧縮と膨張との容積変化が同じエンジンにあっては、ピストンがシリンダ内の最上端にきたときの位置が上死点、最下端にきたときの位置が下死点である。これに対し、本エンジンのクランクシャフト構造にあっては、遊星歯車機構１５によって、吸気／圧縮行程と膨張／排気行程とのピストンストロークを変化させて吸気下死点と膨張下死点とを異ならせる高膨張力エンジンとしての機能と、詳しくは後述するが、エンジン状態（低速側、高速側）に応じて駆動装置１９が遊星歯車機構１５のインターナルギヤを回動制御することによって、圧縮上死点を高くしたり低くしたりして圧縮比を可変するエンジンとしての機能と、を備えている。 Normally, in an engine having the same volume change between compression and expansion, the position when the piston comes to the uppermost end in the cylinder is the top dead center, and the position when the piston comes to the lowermost end is the bottom dead center. On the other hand, in the crankshaft structure of the engine, the planetary gear mechanism 15 changes the piston stroke between the intake / compression stroke and the expansion / exhaust stroke so that the intake bottom dead center and the expansion bottom dead center are different. As will be described in detail later, the function of the high expansion force engine to be driven is controlled by the drive device 19 by controlling the rotation of the internal gear of the planetary gear mechanism 15 according to the engine state (low speed side, high speed side). And an engine function that varies the compression ratio by raising or lowering the dead point.

具体的には、２つのクランクジャーナル１２０，１２１は、クランクケース１７にそれぞれ偏心軸受１３，１４を介して偏心回転可能に支持されている。
一方（図中右側）の偏心軸受１４には、エンジン動力を変速装置（図示せず）に伝達するための出力軸１８が一体的に連なっている。この出力軸１８の回転中心軸Ｘ−Ｘは、偏心軸受１３，１４の回転中心軸と一致し、かつ遊星歯車機構１５のインターナルギヤ１５１の回転中心軸とも一致するように設定されている。
他方（図中左側）の偏心軸受１３に軸支されたクランクジャーナル１２０は、偏心軸受１３に支持された状態で、出力軸１８と異なる方向（遊星歯車機構側）に向かって延設されていると共に、延設されたクランクジャーナル１２０とクランクケース１７との間には遊星歯車機構１５が設けられている。 Specifically, the two crank journals 120 and 121 are supported by the crankcase 17 via eccentric bearings 13 and 14 so as to be eccentrically rotatable.
One (right side in the figure) eccentric bearing 14 is integrally connected with an output shaft 18 for transmitting engine power to a transmission (not shown). The rotation center axis XX of the output shaft 18 is set so as to coincide with the rotation center axis of the eccentric bearings 13 and 14 and also coincide with the rotation center axis of the internal gear 151 of the planetary gear mechanism 15.
The crank journal 120 pivotally supported by the eccentric bearing 13 on the other side (left side in the drawing) is extended toward a direction different from the output shaft 18 (on the planetary gear mechanism side) while being supported by the eccentric bearing 13. At the same time, a planetary gear mechanism 15 is provided between the extended crank journal 120 and the crankcase 17.

遊星歯車機構１５は、吸気／圧縮行程と膨張／排気行程とのピストンストロークを変化させて吸気下死点と膨張下死点とを異ならせるようにクランク軸１２を偏心回転させると共に、偏心回転しているクランク軸１２の位相を変換して、圧縮上死点を高くしたり低くするための機構である。遊星歯車機構１５は、可動クランクギヤ１５０、インターナルギヤ１５１、プラネタリピニオンギヤ１５２、プラネタリキャリア１５３を備えている。 The planetary gear mechanism 15 eccentrically rotates the crankshaft 12 and eccentrically rotates the piston stroke in the intake / compression stroke and the expansion / exhaust stroke so that the intake bottom dead center and the expansion bottom dead center are different. This is a mechanism for converting the phase of the crankshaft 12 to increase or decrease the compression top dead center. The planetary gear mechanism 15 includes a movable crank gear 150, an internal gear 151, a planetary pinion gear 152, and a planetary carrier 153.

可動クランクギヤ１５０は、クランクジャーナル１２０の軸端部に一体的に連なっている。この可動クランクギヤ１５０の図中左側にオフセットした位置には、インターナルギヤ１５１が、出力軸１８と同軸とされた状態で、クランクケース１７の支持部１７ａに回転可能に支持されている。 The movable crank gear 150 is integrally connected to the shaft end of the crank journal 120. An internal gear 151 is rotatably supported by the support portion 17a of the crankcase 17 in a state of being coaxial with the output shaft 18 at a position offset to the left side of the movable crank gear 150 in the drawing.

インターナルギヤ１５１は、プラネタリピニオンギヤ１５２と可動クランクギヤ１５０との位相を変化させる位相可変ギヤであって、インターナルギヤ１５１を回動する駆動力が伝達される外向き歯部１５１ａと、プラネタリピニオンギヤ１５２と噛み合う内向き歯部１５１ｂとを備えている。
外向き歯部１５１ｂは、インターナルギヤ１５１の側面から可動クランクギヤ１５０とは異なる方向に筒状に突出した突出部１５１ｃの外周面部に設けられている。この外向き歯部１５１ｂは、駆動モータ１９０の出力軸１９２の先端部に設けられた駆動ギヤ１９１に噛み合っている。駆動モータ１９０が動作しない場合は、インターナルギヤ１５１はクランクケース１７に固定された固定ギヤとなり、駆動モータ１９０が動作して駆動ギヤ１９１から駆動力が伝達されると、インターナルギヤ１５１は、駆動ギヤ１９１の回転方向とは異なる方向に回動する。駆動ギヤ１９１が回動すると、プラネタリピニオンギヤ１５２と可動クランクギヤ１５０との位相が変化する。
内向き歯部１５１ｂは、インターナルギヤ１５１の内周部に形成されており、この内向き歯部１５１ｂにはプラネタリピニオンギヤ１５２が噛み合っている。 The internal gear 151 is a phase variable gear that changes the phase between the planetary pinion gear 152 and the movable crank gear 150, and includes an outward tooth portion 151 a to which a driving force for rotating the internal gear 151 is transmitted, and a planetary pinion gear. Inward teeth 151b that mesh with 152.
The outward tooth portion 151 b is provided on the outer peripheral surface portion of the protruding portion 151 c that protrudes in a cylindrical shape from the side surface of the internal gear 151 in a direction different from that of the movable crank gear 150. The outward tooth portion 151 b meshes with a drive gear 191 provided at the distal end portion of the output shaft 192 of the drive motor 190. When the drive motor 190 does not operate, the internal gear 151 becomes a fixed gear fixed to the crankcase 17, and when the drive motor 190 operates and a driving force is transmitted from the drive gear 191, the internal gear 151 is The drive gear 191 rotates in a direction different from the rotation direction. When the drive gear 191 rotates, the phase between the planetary pinion gear 152 and the movable crank gear 150 changes.
The inward tooth portion 151b is formed on the inner peripheral portion of the internal gear 151, and the planetary pinion gear 152 is engaged with the inward tooth portion 151b.

可動クランクギヤ１５０とインターナルギヤ１５１との間には、クランク軸１２そのものを偏心回転させると共に可動クランクギヤ１５０の位相を変化させる１つのプラネタリピニオンギヤ１５２が、可動クランクギヤ１５０に噛み合いながらインターナルギヤ１５１の内向き歯部１５１ｃに沿って転動するように設けられている。
プラネタリピニオンギヤ１５２を回転可能に支持するプラネタリキャリア１５３は、クランク状に形成されている。プラネタリキャリア１５３の基部は、出力軸１８の回転中心軸Ｘ−Ｘ上に位置するクランクケース１７に回転可能に片持ち支持されている。これにより、プラネタリピニオンギヤ１５２のギヤ径状（ギヤ歯元円直径と歯先円直径）に応じて、偏心軸受１３，１４に軸支されたクランク軸１２の偏心量が設定されることとなる。
なお、同図中、ギヤ同士の噛み合っている箇所はハッチングで示してある。 Between the movable crank gear 150 and the internal gear 151, one planetary pinion gear 152 that rotates the crankshaft 12 eccentrically and changes the phase of the movable crank gear 150 meshes with the movable crank gear 150 while engaging with the internal gear. It is provided so as to roll along the inwardly toothed portion 151c of 151.
The planetary carrier 153 that rotatably supports the planetary pinion gear 152 is formed in a crank shape. A base portion of the planetary carrier 153 is cantilevered rotatably on a crankcase 17 located on the rotation center axis XX of the output shaft 18. Thereby, the eccentric amount of the crankshaft 12 supported by the eccentric bearings 13 and 14 is set according to the gear diameter of the planetary pinion gear 152 (gear root diameter and tooth tip diameter).
In the figure, the meshing portions of the gears are indicated by hatching.

駆動装置１９は、駆動モータ１９０、駆動ギヤ１９１、出力回転軸１９２、制御ユニット１９３を備えている。
駆動モータ１９０（具体的には、油圧モータ、電動モータ、ステッピングモータ）は、クランクケース１７外側に配置されている。この駆動モータ１９０の出力軸１９２は、クランクケース１７を外側から内側に向かって貫通し、その先端部に駆動ギヤ１９１が設けられている。 The drive device 19 includes a drive motor 190, a drive gear 191, an output rotation shaft 192, and a control unit 193.
The drive motor 190 (specifically, a hydraulic motor, an electric motor, or a stepping motor) is disposed outside the crankcase 17. The output shaft 192 of the drive motor 190 passes through the crankcase 17 from the outside to the inside, and a drive gear 191 is provided at the tip.

制御ユニット１９３は、図示しないマイクロプロセッサと各種入出力ポートとを備え、中央演算部が、ＲＯＭによりファームウェア化されている種々のアプリケーションプログラムを実行することにより、各種マップデータと各種車載センサ（ノッキングセンサ含む）とで検出されたエンジン負荷（アクセル開度）、エンジン回転数、車速、ノッキング発生の有無に基づいて、駆動モータ１９０を駆動制御する。制御例として、低速側では、圧縮上死点（圧縮比）が高くなるようにインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に１／４回転（９０度）するように回動制御し、ノッキング発生の場合と高速側とでは、圧縮上死点（圧縮比）が低くなるようにインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に１／４回転（９０度）するように回動制御する。回動制御角は任意に設定でき、回転数・負荷等の状況に応じて連続可変する。 The control unit 193 includes a microprocessor (not shown) and various input / output ports, and the central processing unit executes various application programs that are firmwareized by the ROM, whereby various map data and various in-vehicle sensors (knocking sensors). Drive motor 190 is controlled based on the detected engine load (accelerator opening), engine speed, vehicle speed, and presence / absence of knocking. As an example of control, on the low speed side, the internal gear 151 is rotated 1/4 (90 degrees) in a direction different from the rotation direction of the large end 111 of the piston 10 so that the compression top dead center (compression ratio) becomes high. In the case where knocking occurs and on the high speed side, the internal gear 151 is set to 1 in the same direction as the rotation direction of the large end 111 of the piston 10 so that the compression top dead center (compression ratio) is low. Rotation control is performed so as to make / 4 rotation (90 degrees). The rotation control angle can be arbitrarily set, and is continuously variable according to the conditions such as the rotation speed and load.

ここで、本エンジンが圧縮比一定のまま回転する様子について図２（ａ）〜（ｄ）を用いて説明する。
図２（ａ）〜（ｄ）は、本エンジンが圧縮比一定のまま回転する様子を模式的に示した図１中のＡ矢視図である。 Here, how the engine rotates with a constant compression ratio will be described with reference to FIGS.
FIGS. 2A to 2D are views as viewed in the direction of arrow A in FIG. 1 schematically showing how the engine rotates with a constant compression ratio.

本エンジンにあっては、圧縮比は高く設定されている。
また、可動クランクギヤ１５０とインターナルギヤ１５１とは、歯数比が１：１に設定されている。つまり、可動クランクギヤ１５０の歯先円（図中破線で示す）の大きさとインターナルギヤ１５１の歯元円（図中実線で示す）の大きさとがほぼ一致すると共に、可動クランクギヤ１５０の歯元円（図中実線で示す）の大きさとインターナルギヤ１５１の歯先円（図中破線で示す）の大きさとがほぼ一致するように設定されている。さらに、プラネタリピニオンギヤ１５２の歯先円の直径は、インターナルギヤ１５１の歯元円の直径のほぼ１／２に設定されている。 In this engine, the compression ratio is set high.
Further, the gear ratio of the movable crank gear 150 and the internal gear 151 is set to 1: 1. That is, the size of the tip circle of the movable crank gear 150 (indicated by the broken line in the figure) and the size of the root circle of the internal gear 151 (indicated by the solid line in the figure) substantially coincide with each other, and the teeth of the movable crank gear 150 The size of the original circle (indicated by the solid line in the figure) and the size of the tooth tip circle (indicated by the broken line in the figure) of the internal gear 151 are set to substantially coincide. Further, the diameter of the tip circle of the planetary pinion gear 152 is set to approximately ½ of the diameter of the root circle of the internal gear 151.

可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２とは、見かけ上、インターナルギヤ１５１の回転中心軸を回転中心として互いに逆方向（可動クランクギヤ１５０は図中時計回り方向、プラネタリピニオンギヤ１５２は図中反時計回り方向）に自転しながら同一方向（図中時計回り方向）に公転する。また、可動クランクギヤ１５０及びプラネタリピニオンギヤ１５２がインターナルギヤ１５１の回転中心軸を回転中心として１回公転する間に、可動クランクギヤ１５０は２回自転するように設定されている。そして、これら各ギヤが公転している状態にあっては、可動クランクギヤ１５０の歯元円とプラネタリピニオンギヤ１５２の歯先円とが、常にインターナルギヤ１５１の回転中心軸を挟んで対向するようになっている。また、インターナルギヤ１５１の回転中心軸を回転中心としてクランク軸１２が偏心回転する際の偏心量は、プラネタリピニオンギヤ１５２のギヤ径状としての歯元円直径と歯先円直径とを次式に代入することによって求められる。
クランク軸１２の偏心量＝プラネタリピニオンギヤ１５２の歯元円直径＋（プラネタリピニオンギヤ１５２の歯先円直径−プラネタリピニオンギヤ１５２の歯元円直径）／２ The movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 are apparently opposite to each other around the rotation center axis of the internal gear 151 (the movable crank gear 150 is clockwise in the figure, and the planetary pinion gear 152 is counterclockwise in the figure). Revolves in the same direction (clockwise in the figure) while rotating in the same direction. The movable crank gear 150 is set to rotate twice while the movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 revolve once about the rotation center axis of the internal gear 151. When these gears are revolving, the root circle of the movable crank gear 150 and the tip circle of the planetary pinion gear 152 always face each other across the rotation center axis of the internal gear 151. It has become. The eccentric amount when the crankshaft 12 rotates eccentrically with the rotation center axis of the internal gear 151 as the center of rotation is expressed by the following equation based on the tooth root diameter and the tooth tip circle diameter as the gear diameter of the planetary pinion gear 152: It is obtained by substituting.
Eccentric amount of crankshaft 12 = tooth root circle diameter of planetary pinion gear 152 + (tooth circle diameter of planetary pinion gear 152-tooth root circle diameter of planetary pinion gear 152) / 2

図２（ａ）の状態からクランク軸１２が１回転すると図２（ｃ）の状態となり、図２（ｂ）の状態からクランク軸１２が１回転すると図２（ｄ）の状態となる。すなわち、可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２との自転中心を結んだ線分が、シリンダ中心軸Ｚ−Ｚに直交する場合（図中左右方向）にあっては、ピストン１０は排気行程または圧縮行程における上死点に位置するようになっている。特に、図２（ａ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の自転中心がプラネタリピニオンギヤ１５２の自転中心よりも図中左側に位置する状態にあっては排気行程における上死点である。また、図２（ｃ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の自転中心がプラネタリピニオンギヤ１５２の自転中心よりも図中右側に位置する状態にあっては、圧縮行程における上死点である。図２（ａ），（ｃ）に示されるように、これら上死点におけるピストン１０の高さ位置は変わらない。 When the crankshaft 12 makes one revolution from the state of FIG. 2A, the state of FIG. 2C is obtained, and when the crankshaft 12 makes one revolution from the state of FIG. 2B, the state of FIG. That is, when the line segment connecting the rotation centers of the movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 is orthogonal to the cylinder center axis ZZ (in the left-right direction in the figure), the piston 10 is in the exhaust stroke or the compression stroke. It is designed to be located at the top dead center. In particular, as shown in FIG. 2A, when the rotation center of the movable crank gear 150 is located on the left side of the rotation center of the planetary pinion gear 152, it is a top dead center in the exhaust stroke. Further, as shown in FIG. 2C, when the rotation center of the movable crank gear 150 is located on the right side of the rotation center of the planetary pinion gear 152, it is a top dead center in the compression stroke. As shown in FIGS. 2A and 2C, the height position of the piston 10 at these top dead centers does not change.

また、可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２との自転中心を結んだ線分が、シリンダ中心軸Ｚ−Ｚ上に位置している場合にあっては、ピストン１０は吸気下死点または膨張下死点の何れかに位置するようになっている。特に、図２（ｂ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の自転中心がプラネタリピニオンギヤ１５２の自転中心よりも図中上側（ピストン側）に位置する状態にあっては吸気下死点である。また、図２（ｄ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の自転中心がプラネタリピニオンギヤ１５２の自転中心よりも図中下側（反ピストン側）に位置する状態にあっては膨張下死点である。図２（ｂ），（ｄ）に示されるように、これら下死点におけるピストン１０の高さ位置は異なっており、膨張下死点におけるピストン１０の位置が吸気下死点におけるピストン１０の位置よりも低くなるように設定されている。すなわち、クランク軸１２が自転すると、下死点におけるピストン１０の高さ位置が交互に高低となるように変化する。 In addition, when the line segment connecting the rotation centers of the movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 is located on the cylinder center axis ZZ, the piston 10 has the intake bottom dead center or the expansion bottom dead center. It is located at one of the points. In particular, as shown in FIG. 2B, the intake bottom dead center is in a state where the rotation center of the movable crank gear 150 is located on the upper side (piston side) of the planetary pinion gear 152 in the drawing. . In addition, as shown in FIG. 2D, in the state where the center of rotation of the movable crank gear 150 is located on the lower side in the drawing (the side opposite to the piston) than the center of rotation of the planetary pinion gear 152, the expansion bottom dead center. It is. As shown in FIGS. 2B and 2D, the height position of the piston 10 at these bottom dead centers is different, and the position of the piston 10 at the expansion bottom dead center is the position of the piston 10 at the intake bottom dead center. Is set to be lower. In other words, when the crankshaft 12 rotates, the height position of the piston 10 at the bottom dead center changes alternately.

詳述すると、図２（ａ）に示されるように、排気行程での上死点位置にあっては、可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２との自転中心を結んだ線分は、シリンダ中心軸Ｚ−Ｚに対して直交していると共に、可動クランクギヤ１５０はインターナルギヤ１５１の中心位置よりも図中左側、プラネタリピニオンギヤ１５２はインターナルギヤ１５１の中心位置よりも図中右側に位置している。すなわち、クランク軸１２は、プラネタリピニオンギヤ１５２の歯元円直径と歯先円直径とに基づいて算出される偏心量分だけ、インターナルギヤ１５１の中心位置よりも図中左側に向かって偏心している状態でクランクケース１７に支持されている。そして、この状態から、クランク軸１２が図中時計回り方向に偏心回転すると、ピストン１０が下降して吸気行程を開始する。すると、可動クランクギヤ１５０は、プラネタリピニオンギヤ１５２に噛み合いながら図中時計回り方向に自転しつつ、インターナルギヤ１５１の中心位置を回転中心として図中時計回り方向に公転する。また、プラネタリピニオンギヤ１５２は、可動クランクギヤ１５０とインターナルギヤ１５１とに噛み合いながら図中反時計回り方向に自転しつつ、インターナルギヤ１５１の内周歯面に沿って図中時計回り方向に公転する。 More specifically, as shown in FIG. 2A, at the top dead center position in the exhaust stroke, the line segment connecting the rotation centers of the movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 is the cylinder center axis. In addition to being orthogonal to ZZ, the movable crank gear 150 is located on the left side in the figure from the center position of the internal gear 151, and the planetary pinion gear 152 is located on the right side in the figure from the center position of the internal gear 151. Yes. That is, the crankshaft 12 is decentered toward the left side in the drawing from the center position of the internal gear 151 by an amount of eccentricity calculated based on the root diameter and the tip diameter of the planetary pinion gear 152. The crankcase 17 is supported in the state. From this state, when the crankshaft 12 rotates eccentrically in the clockwise direction in the drawing, the piston 10 descends to start the intake stroke. Then, the movable crank gear 150 rotates in the clockwise direction in the drawing while meshing with the planetary pinion gear 152, and revolves in the clockwise direction in the drawing with the center position of the internal gear 151 as the rotation center. The planetary pinion gear 152 revolves in the clockwise direction in the drawing along the inner peripheral tooth surface of the internal gear 151 while rotating in the counterclockwise direction in the drawing while meshing with the movable crank gear 150 and the internal gear 151. To do.

そして、図２（ａ）の状態からクランク軸１２が１／２回転すると、図２（ｂ）に示されるように、ピストン１０が吸気下死点に達すると共に、ギヤ比の関係上、可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２との自転中心を結んだ線分は、シリンダ中心軸Ｚ−Ｚ上に位置していると共に、可動クランクギヤ１５０の自転中心がプラネタリピニオンギヤ１５２の自転中心よりもピストン側に位置する。すなわち、クランク軸１２は、プラネタリピニオンギヤ１５２の歯元円直径と歯先円直径とに基づいて算出される偏心量分だけ、インターナルギヤ１５１の回転中心軸よりもピストン側に向かって偏心している状態でクランクケース１７に支持されている。これにより、吸気下死点におけるピストン１０の位置が高めに設定されることとなる。そして、この状態から、クランク軸１２が図中時計回り方向に回転すると、ピストン１０が上昇して圧縮行程を開始する。 When the crankshaft 12 makes a half rotation from the state of FIG. 2A, the piston 10 reaches the bottom dead center of the intake air as shown in FIG. A line segment connecting the rotation center of the gear 150 and the planetary pinion gear 152 is located on the cylinder center axis ZZ, and the rotation center of the movable crank gear 150 is closer to the piston than the rotation center of the planetary pinion gear 152. To position. That is, the crankshaft 12 is eccentric toward the piston side from the rotation center axis of the internal gear 151 by an amount of eccentricity calculated based on the diameter of the root circle and the diameter of the tip circle of the planetary pinion gear 152. The crankcase 17 is supported in the state. As a result, the position of the piston 10 at the intake bottom dead center is set higher. From this state, when the crankshaft 12 rotates in the clockwise direction in the figure, the piston 10 rises and starts the compression stroke.

図２（ｂ）の状態からクランク軸１２が１／２回転すると、図２（ｃ）に示されるように、ピストン１０が圧縮行程での上死点位置に到達する。この状態にあっては、可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２との自転中心を結んだ線分は、シリンダ中心軸Ｚ−Ｚに直交していると共に、可動クランクギヤ１５０はインターナルギヤ１５１の中心位置よりも図中右側、プラネタリピニオンギヤ１５２はインターナルギヤ１５１の中心位置よりも図中左側に位置している。このため、クランク軸１２は、プラネタリピニオンギヤ１５２の歯元円直径と歯先円直径とに基づいて算出される偏心量分だけインターナルギヤ１５１の中心位置よりも図中右側に向かって偏心している状態でクランクケース１７に支持されているので、排気行程での上死点位置と同じ高さにピストン１０が位置することとなる。 When the crankshaft 12 makes a half rotation from the state of FIG. 2B, the piston 10 reaches the top dead center position in the compression stroke, as shown in FIG. 2C. In this state, the line connecting the rotation centers of the movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 is orthogonal to the cylinder center axis ZZ, and the movable crank gear 150 is the center of the internal gear 151. The planetary pinion gear 152 is located on the right side in the drawing with respect to the position, and on the left side in the drawing with respect to the center position of the internal gear 151. For this reason, the crankshaft 12 is decentered toward the right side in the figure from the center position of the internal gear 151 by the amount of eccentricity calculated based on the root diameter and the tip diameter of the planetary pinion gear 152. Since it is supported by the crankcase 17 in the state, the piston 10 is positioned at the same height as the top dead center position in the exhaust stroke.

燃焼室内で混合気を燃焼させるとピストン１０が押し下げられて、図２（ｃ）の状態からクランク軸１２が１／２回転すると、図２（ｄ）に示されるように、ピストン１０が膨張下死点に到達する。可動クランクギヤ１５０とプラネタリピニオンギヤ１５２との自転中心は、シリンダ中心軸Ｚ−Ｚ上に位置していると共に、可動クランクギヤ１５０の自転中心がプラネタリピニオンギヤ１５２の自転中心よりも反ピストン側（クランクピン側）に位置する。すなわち、クランク軸１２は、プラネタリピニオンギヤ１５２の歯元円直径と歯先円直径とに基づいて算出される偏心量分だけインターナルギヤ１５１の回転中心軸から反ピストン側に向かって偏心している状態でクランクケース１７に支持されているので、膨張下死点におけるピストン１０の位置が吸気下死点におけるピストン１０の位置よりも低くなる。このように、圧縮比に対して膨張比を高めると、燃焼室で燃焼したガスが十分に膨張するようになるので燃焼効率が向上することとなる。 When the air-fuel mixture is combusted in the combustion chamber, the piston 10 is pushed down, and when the crankshaft 12 rotates 1/2 from the state of FIG. 2 (c), the piston 10 is expanded as shown in FIG. 2 (d). Reach the dead center. The rotation center of the movable crank gear 150 and the planetary pinion gear 152 is located on the cylinder center axis ZZ, and the rotation center of the movable crank gear 150 is opposite to the piston center (crank pin) than the rotation center of the planetary pinion gear 152. Located on the side). That is, the crankshaft 12 is eccentric from the rotation center axis of the internal gear 151 toward the non-piston side by an amount of eccentricity calculated based on the diameter of the root circle and the diameter of the tip circle of the planetary pinion gear 152. Therefore, the position of the piston 10 at the expansion bottom dead center is lower than the position of the piston 10 at the intake bottom dead center. As described above, when the expansion ratio is increased with respect to the compression ratio, the gas combusted in the combustion chamber is sufficiently expanded, so that combustion efficiency is improved.

次に、本エンジンが圧縮上死点（圧縮比）をより高くして回転する様子を図３（ａ）〜（ｄ）を用いて説明する。
図３（ａ）〜（ｄ）は、本エンジンが圧縮比をより高くして回転する様子を模式的に示した図１中のＡ矢視図である。 Next, how the engine rotates with a higher compression top dead center (compression ratio) will be described with reference to FIGS.
3 (a) to 3 (d) are views taken in the direction of arrow A in FIG. 1 schematically showing how the engine rotates with a higher compression ratio.

本エンジンが圧縮比をより高くして回転する場合は、制御ユニット１９３が、エンジン状態が低速側のために圧縮比をより高めることによって出力と燃費とをかせぐ必要があると判断した場合である。
この場合、排気行程を用いて説明すると、制御ユニット１９３は、インターナルギヤ１５１が、ピストン１０の大端部１１１の回転方向（図中にあっては時計回り方向）とは異なる方向に１／４回転（９０度）するように駆動モータ１９０を駆動制御する。駆動モータ１９０の駆動制御前を示したのが図２（ａ）、駆動制御後を示したのが図３（ａ）である。 The case where the engine rotates at a higher compression ratio is a case where the control unit 193 determines that it is necessary to increase output and fuel consumption by increasing the compression ratio because the engine state is the low speed side. .
In this case, the description will be made using the exhaust stroke. The control unit 193 determines that the internal gear 151 is in a direction different from the rotation direction (the clockwise direction in the drawing) of the large end portion 111 of the piston 10. The drive motor 190 is driven and controlled to rotate four times (90 degrees). FIG. 2A shows a state before the drive control of the drive motor 190, and FIG. 3A shows a state after the drive control.

すると、プラネタリピニオンギヤ１５２は、ギヤ比の関係上、図３（ａ）に示されるように、インターナルギヤ１５１の回動によって、インターナルギヤ１５１の回転中心軸を回転中心としてピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に１／８（４５度）回転だけ位相がずれた位置に位置するようになる。さらには、このプラネタリピニオンギヤ１５２の位置が、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に４５度ずれる（位相が変化する）ことにより、可動クランクギヤ１５０の位相も変化してクランク軸１２が引き下げられるようになる。すなわち、排気上死点は、図２（ａ）の排気行程での上死点位置Ｈ１よりも引き下げられることとなる。 Then, due to the gear ratio, the planetary pinion gear 152 has a large end of the piston 10 around the rotation center axis of the internal gear 151 as a result of the rotation of the internal gear 151, as shown in FIG. The portion 111 is located at a position whose phase is shifted by 1/8 (45 degrees) rotation in a direction different from the rotation direction of the portion 111. Furthermore, when the position of the planetary pinion gear 152 is shifted by 45 degrees in a direction different from the rotation direction of the large end portion 111 of the piston 10 (the phase changes), the phase of the movable crank gear 150 also changes and the crankshaft 12 will be pulled down. That is, the exhaust top dead center is lowered from the top dead center position H1 in the exhaust stroke of FIG.

吸入行程にあっては、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図２（ｂ）に示されたプラネタリピニオンギヤ１５２の位置に比べて、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に位相が４５度ずれることにより、図３（ｂ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き下げられる。すなわち、吸気下死点は、図２（ｂ）の下死点位置Ｈ２よりも引き下げられることとなる。 In the intake stroke, the planetary pinion gear 152 is shifted in phase by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end portion 111 of the piston 10 as compared with the position of the planetary pinion gear 152 shown in FIG. As a result, the rotational center position of the movable crank gear 150 is lowered as shown in FIG. That is, the intake bottom dead center is lowered from the bottom dead center position H2 in FIG.

圧縮行程にあっては、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図２（ｃ）に示されたプラネタリピニオンギヤ１５２の位置に比べて、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に位相が４５度ずれることにより、図３（ｃ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き上げられる。すなわち、圧縮上死点は、図２（ｃ）の上死点位置Ｈ１よりも引き上げられることとなる。 In the compression stroke, the planetary pinion gear 152 is shifted in phase by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end portion 111 of the piston 10 as compared with the position of the planetary pinion gear 152 shown in FIG. As a result, as shown in FIG. 3C, the rotational center position of the movable crank gear 150 is raised. That is, the compression top dead center is pulled up from the top dead center position H1 in FIG.

膨張行程にあっては、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図２（ｄ）に示されたプラネタリピニオンギヤ１５２の位置に比べて、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に位相が４５度ずれることにより、図３（ｄ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き上げられる。すなわち、膨張下死点は、図２（ｄ）の下死点位置Ｈ３よりも引き下げられることとなる。 In the expansion stroke, the planetary pinion gear 152 is shifted in phase by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end portion 111 of the piston 10 as compared to the position of the planetary pinion gear 152 shown in FIG. As a result, as shown in FIG. 3D, the rotational center position of the movable crank gear 150 is raised. That is, the expansion bottom dead center is pulled down from the bottom dead center position H3 in FIG.

このように、ピストン１０の圧縮行程における圧縮上死点が、図２（ｃ）の上死点位置Ｈ１よりも高くなった分、圧縮比がより高くなるので、低速側でのトルクと燃費とをかせぐことができるようになる。 Thus, since the compression top dead center in the compression stroke of the piston 10 is higher than the top dead center position H1 in FIG. 2 (c), the compression ratio becomes higher. You can earn money.

次に、本エンジンが圧縮比を低くしながら回転する様子を図４（ａ）〜（ｄ）を用いて説明する。
図４（ａ）〜（ｄ）は、本エンジンが圧縮比を低くして回転する様子を模式的に示した図１中のＡ矢視図である。 Next, how the engine rotates while lowering the compression ratio will be described with reference to FIGS.
4 (a) to 4 (d) are views taken along the arrow A in FIG. 1 schematically showing how the engine rotates at a low compression ratio.

本エンジンが圧縮比を低くして回転する場合は、制御ユニット１９３が、エンジンが高速側でまわっているためノッキングを燃費を悪化させずに防止する必要があると判断した場合である。
この場合、排気行程を用いて説明すると、制御ユニット１９３は、インターナルギヤ１５１が、ピストン１０の大端部１１１の回転方向（図中にあっては時計回り方向）と同一方向に１／４（９０度）回転するように駆動モータ１９０を駆動制御する。駆動モータ１９０の駆動制御前を示したのが図２（ａ）、駆動制御後を示したのが図４（ａ）である。 When the engine rotates at a low compression ratio, the control unit 193 determines that it is necessary to prevent knocking without deteriorating fuel consumption because the engine is turning on the high speed side.
In this case, to explain using the exhaust stroke, the control unit 193 is configured such that the internal gear 151 is ¼ in the same direction as the rotation direction (the clockwise direction in the drawing) of the large end portion 111 of the piston 10. The drive motor 190 is driven and controlled to rotate (90 degrees). FIG. 2A shows the drive motor 190 before the drive control, and FIG. 4A shows the drive motor 190 after the drive control.

すると、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図４（ａ）に示されるように、インターナルギヤ１５１の回動によって、インターナルギヤ１５１の回転中心軸を回転中心としてピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に１／８（４５度）回転だけ位相がずれた位置に位置するようになる。さらには、このプラネタリピニオンギヤ１５２の位置が、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に４５度ずれる（位相が変化する）ことにより、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き上げられる。すなわち、排気上死点は、図２（ａ）の上死点位置Ｈ１よりも引き上げられることとなる。 Then, as shown in FIG. 4A, the planetary pinion gear 152 is rotated in the direction of rotation of the large end 111 of the piston 10 around the rotation center axis of the internal gear 151 by the rotation of the internal gear 151. It comes to be located at a position where the phase is shifted by 1/8 (45 degrees) rotation in the same direction. Furthermore, the position of the planetary pinion gear 152 is shifted 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end 111 of the piston 10 (the phase changes), whereby the rotational center position of the movable crank gear 150 is raised. That is, the exhaust top dead center is raised above the top dead center position H1 in FIG.

吸入行程にあっては、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図２（ｂ）に示されたプラネタリピニオンギヤ１５２の位置に比べて、ピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に位相が４５度ずれることにより、図４（ｂ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き下げられる。すなわち、吸気下死点は、図２（ｂ）の下死点位置Ｈ２よりも引き下げられることとなる。 In the intake stroke, the planetary pinion gear 152 is 45 degrees out of phase in the same direction as the rotational direction of the large end 111 of the piston 10 as compared to the position of the planetary pinion gear 152 shown in FIG. Accordingly, as shown in FIG. 4B, the rotational center position of the movable crank gear 150 is lowered. That is, the intake bottom dead center is lowered from the bottom dead center position H2 in FIG.

圧縮行程にあっては、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図２（ｃ）に示されたプラネタリピニオンギヤ１５２の位置に比べて、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に位相が４５度ずれることにより、図４（ｃ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き下げられることとなる。すなわち、圧縮上死点は、図２（ｃ）の上死点位置Ｈ１よりも引き下げられることとなる。 In the compression stroke, the planetary pinion gear 152 is shifted in phase by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end portion 111 of the piston 10 as compared with the position of the planetary pinion gear 152 shown in FIG. As a result, as shown in FIG. 4C, the rotational center position of the movable crank gear 150 is lowered. That is, the compression top dead center is lowered from the top dead center position H1 in FIG.

膨張行程にあっては、プラネタリピニオンギヤ１５２は、図２（ｄ）に示されたプラネタリピニオンギヤ１５２の位置に比べて、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に位相が４５度ずれることにより、図４（ｄ）に示されるように、可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き上げられることとなる。すなわち、膨張下死点は、図２（ｄ）の下死点位置Ｈ３よりも引き上げられることとなる。 In the expansion stroke, the planetary pinion gear 152 is shifted in phase by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end portion 111 of the piston 10 as compared to the position of the planetary pinion gear 152 shown in FIG. As a result, as shown in FIG. 4D, the rotational center position of the movable crank gear 150 is pulled up. That is, the inflated bottom dead center is raised from the bottom dead center position H3 in FIG.

このように、ピストン１０の圧縮行程における圧縮上死点が、図２（ｃ）の上死点位置Ｈ１よりも低くなった分、圧縮比が低くなる（圧縮比がおちる）ので、高速側での性能を悪化させることなくノッキングを防ぐことができるようになる。 In this manner, the compression top dead center in the compression stroke of the piston 10 is lower than the top dead center position H1 in FIG. 2 (c), so the compression ratio becomes low (compression ratio falls). It will be possible to prevent knocking without degrading the performance.

以上述べたように本発明のエンジンのクランクシャフト構造によれば、エンジン状態が低速側の場合、制御ユニット１９３は、駆動装置１９を用いてインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に１／４回転（９０度）だけ回動する。すると、このインターナルギヤ１５１に噛み合うプラネタリピニオンギヤ１５２の位置が、ギヤ比の関係上、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に４５度ずれた位置に位置するように位相が変化するので、圧縮行程における可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き上げられることとなり、圧縮比がより高くなって低速時におけるトルクと燃費とをかせぐことができるようになる。
また、エンジン状態が高速側の場合、制御ユニット１９３は、駆動装置１９を用いてインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に１／４回転（９０度）だけ回動する。すると、このインターナルギヤ１５１に噛み合うプラネタリピニオンギヤ１５２の位置が、ギヤ比の関係上、ピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に４５度ずれた位置に位置するように位相が変化するので、圧縮行程における可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き下げられることとなり、圧縮比がおちて高速時における性能を悪化させることなくノッキングを防止することができるようになる。 As described above, according to the crankshaft structure of the engine of the present invention, when the engine state is the low speed side, the control unit 193 uses the drive device 19 to rotate the internal gear 151 to rotate the large end 111 of the piston 10. It rotates by 1/4 turn (90 degrees) in a direction different from the direction. Then, the phase of the planetary pinion gear 152 that meshes with the internal gear 151 changes so that the position is shifted by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end 111 of the piston 10 due to the gear ratio. As a result, the rotational center position of the movable crank gear 150 in the compression stroke is raised, and the compression ratio becomes higher, and the torque and fuel consumption at low speed can be earned.
Further, when the engine state is the high speed side, the control unit 193 uses the drive device 19 to rotate the internal gear 151 by ¼ rotation (90 degrees) in the same direction as the rotation direction of the large end portion 111 of the piston 10. Move. Then, the phase of the planetary pinion gear 152 that meshes with the internal gear 151 changes so that the position is shifted by 45 degrees in the same direction as the rotation direction of the large end 111 of the piston 10 due to the gear ratio. Therefore, the rotational center position of the movable crank gear 150 in the compression stroke is lowered, and knocking can be prevented without degrading the compression ratio and degrading the performance at high speed.

なお、上述した構成にあっては、遊星歯車機構１５のプラネタリピニオンギヤ１５２は１つとしたが、これに限定されるものではなく、プラネタリピニオンギヤを複数備えるようにしてもよい。 In the above-described configuration, the planetary pinion gear 152 of the planetary gear mechanism 15 is one, but the present invention is not limited to this, and a plurality of planetary pinion gears may be provided.

ここで、複数のプラネタリピニオンギヤを備えた遊星歯車機構について図５を用いて説明する。図５は、本発明の他の実施形態に係るエンジンのクランクシャフト構造を示したスケルトン図である。 Here, a planetary gear mechanism having a plurality of planetary pinion gears will be described with reference to FIG. FIG. 5 is a skeleton diagram showing a crankshaft structure of an engine according to another embodiment of the present invention.

図５に示されるように、本発明の他の実施形態に係るエンジンのクランクシャフト構造は、ピストン１０、コンロッド１１、クランク軸１２、偏心軸受１３，１４、遊星歯車機構１５、駆動装置１９を備えて構成されている。 As shown in FIG. 5, the crankshaft structure of an engine according to another embodiment of the present invention includes a piston 10, a connecting rod 11, a crankshaft 12, eccentric bearings 13 and 14, a planetary gear mechanism 15, and a drive device 19. Configured.

すなわち、クランク軸１２の２つのクランクジャーナル１２０，１２１は、クランクケース１７にそれぞれ偏心軸受１３，１４を介して偏心回転可能に支持されている。これら偏心軸受１３，１４に軸支されたクランク軸１２の偏心量は、遊星歯車機構１５の第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３のギヤ径状（歯元円直径と歯先円直径）に応じて設定されている。一方（図中右側）のクランクジャーナル１２１には、クランクギヤ１９０が一体的に結合固定されていると共に、このクランクギヤ１９０と噛み合うようにクランクケース１７に回転可能に軸支されたインターナルギヤ１９１の回転中心軸に、エンジン動力を変速装置（図示せず）に伝達するための出力軸１８が一体的に連なっている。この出力軸１８の回転中心軸Ｚは、偏心軸受１３，１４の回転中心軸と一致し、かつ遊星歯車機構１５のインターナルギヤ１５１の回転中心軸上と一致するように設定されている。また、他方（図中左側）の偏心軸受１３に軸支されたクランクジャーナル１２０は、偏心軸受１３に支持された状態で、出力軸１８とは異なる方向（図中左方向）に向かって延設されていると共に、延設されたクランクジャーナル１２０とクランクケース１７との間に遊星歯車機構１５が設けられている。 That is, the two crank journals 120 and 121 of the crankshaft 12 are supported by the crankcase 17 via the eccentric bearings 13 and 14 so as to be eccentrically rotatable. The eccentric amount of the crankshaft 12 supported by the eccentric bearings 13 and 14 is the gear diameter of the first to third planetary pinion gears 1521 to 1523 of the planetary gear mechanism 15 (tooth root diameter and tooth tip diameter). It is set according to. A crank gear 190 is integrally coupled and fixed to one (right side in the figure), and an internal gear 191 that is rotatably supported by the crankcase 17 so as to mesh with the crank gear 190. An output shaft 18 for transmitting engine power to a transmission (not shown) is integrally connected to the rotation center shaft. The rotation center axis Z of the output shaft 18 is set to coincide with the rotation center axis of the eccentric bearings 13 and 14 and to coincide with the rotation center axis of the internal gear 151 of the planetary gear mechanism 15. In addition, the crank journal 120 supported by the eccentric bearing 13 on the other side (left side in the figure) extends in a direction different from the output shaft 18 (left direction in the figure) while being supported by the eccentric bearing 13. The planetary gear mechanism 15 is provided between the extended crank journal 120 and the crankcase 17.

遊星歯車機構１５は、可動クランクギヤ１５０、インターナルギヤ１５１、第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３、プラネタリキャリア１５３を備えている。
可動クランクギヤ１５０は、クランクジャーナル１２０の軸端部に一体的に設けられている共に、この可動クランクギヤ１５０の図中左側方にオフセットした位置には、クランクケース１７に回転可能に支持されたインターナルギヤ１５１が配置されている。インターナルギヤ１５１の回転中心軸は、出力軸１８の軸心上に位置するように設定されているが、可動クランクギヤ１５０とは軸心がずれている。また、可動クランクギヤ１５０とインターナルギヤ１５１とは歯数比１：１に設定されている。つまり、可動クランクギヤ１５０の歯先円（図中破線で示す）の大きさとインターナルギヤ１５１の歯元円（図中実線で示す）の大きさとがほぼ一致すると共に、可動クランクギヤ１５０（図中実線で示す）の歯元円の大きさとインターナルギヤ１５１の歯先円（図中破線で示す）の大きさとがほぼ一致するように設定されている。 The planetary gear mechanism 15 includes a movable crank gear 150, an internal gear 151, first to third planetary pinion gears 1521 to 1523, and a planetary carrier 153.
The movable crank gear 150 is provided integrally with the shaft end of the crank journal 120 and is rotatably supported by the crankcase 17 at a position offset to the left side of the movable crank gear 150 in the drawing. An internal gear 151 is arranged. The rotation center axis of the internal gear 151 is set to be positioned on the axis of the output shaft 18, but the axis is shifted from the movable crank gear 150. Further, the movable crank gear 150 and the internal gear 151 are set to have a gear ratio of 1: 1. That is, the size of the addendum circle (shown by a broken line in the figure) of the movable crank gear 150 and the size of the addendum circle (shown by a solid line in the figure) of the internal gear 151 substantially coincide with each other, and the movable crank gear 150 (shown in the figure). The size of the root circle of the internal gear 151 (shown by a solid solid line) and the size of the tip circle of the internal gear 151 (shown by the broken line in the figure) are set so as to substantially match.

インターナルギヤ１５１は、クランク軸１２の位相を変化させる位相可変ギヤであって、インターナルギヤ１５１を回動する駆動力が伝達される外向き歯部１５１ａと、プラネタリピニオンギヤ１５２と噛み合う内向き歯部１５１ｂとを備えている。
外向き歯部１５１ｂは、インターナルギヤ１５１の側面から可動クランクギヤ１５０とは異なる方向に筒状に突出した突出部１５１ｃの外周面部に設けられている。この外向き歯部１５１ｂは、駆動モータ１９０の出力軸１９２の先端部に設けられた駆動ギヤ１９１に噛み合っている。駆動モータ１９０が動作しない場合は、インターナルギヤ１５１はクランクケース１７に固定された固定ギヤとなる。一方、駆動モータ１９０が動作して駆動ギヤ１９１から駆動力が伝達されると、インターナルギヤ１５１は、駆動ギヤ１９１の回転方向とは異なる方向に回動する。
内向き歯部１５１ｂは、インターナルサンギヤ１５の内周部に形成されており、この内向き歯部１５１ｂにはプラネタリピニオンギヤ１５２が噛み合っている。 The internal gear 151 is a phase variable gear that changes the phase of the crankshaft 12. The internal gear 151 is an outward tooth 151 a to which a driving force for rotating the internal gear 151 is transmitted, and an inward tooth that meshes with the planetary pinion gear 152. Part 151b.
The outward tooth portion 151 b is provided on the outer peripheral surface portion of the protruding portion 151 c that protrudes in a cylindrical shape from the side surface of the internal gear 151 in a direction different from that of the movable crank gear 150. The outward tooth portion 151 b meshes with a drive gear 191 provided at the distal end portion of the output shaft 192 of the drive motor 190. When the drive motor 190 does not operate, the internal gear 151 is a fixed gear fixed to the crankcase 17. On the other hand, when the driving motor 190 is operated and driving force is transmitted from the driving gear 191, the internal gear 151 rotates in a direction different from the rotation direction of the driving gear 191.
The inward tooth portion 151b is formed on the inner peripheral portion of the internal sun gear 15, and the planetary pinion gear 152 is engaged with the inward tooth portion 151b.

制御ユニット１９３は、図示しないマイクロプロセッサと各種入出力ポートとを備え、中央演算部が、ＲＯＭによりファームウェア化されている種々のアプリケーションプログラムを実行することにより、各種マップデータと各種車載センサ（ノッキングセンサ含む）とで検出されたエンジン負荷（アクセル開度）、エンジン回転数、車速、ノッキング発生の有無に基づいて、駆動モータ１９０を駆動制御する。制御例として、低速側では、圧縮比が高くなるようにインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に１／４回転するように回動制御し、ノッキング発生の場合と高速側とでは、圧縮比が低くなるようにインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に１／４回転するように回動制御する。 The control unit 193 includes a microprocessor (not shown) and various input / output ports, and the central processing unit executes various application programs that are firmwareized by the ROM, whereby various map data and various in-vehicle sensors (knocking sensors). Drive motor 190 is controlled based on the detected engine load (accelerator opening), engine speed, vehicle speed, and presence / absence of knocking. As an example of control, on the low speed side, the internal gear 151 is controlled to rotate ¼ in a direction different from the rotational direction of the large end 111 of the piston 10 so that the compression ratio becomes high, and knocking occurs. In the case and the high speed side, the internal gear 151 is controlled so as to rotate 1/4 in the same direction as the rotation direction of the large end 111 of the piston 10 so that the compression ratio becomes low.

可動クランクギヤ１５０とインターナルギヤ１５１との間には、出力軸１８を回転中心としてクランク軸１２自体を偏心回転させるための第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３が設けられている。 Between the movable crank gear 150 and the internal gear 151, there are provided first to third planetary pinion gears 1521 to 1523 for eccentrically rotating the crankshaft 12 with the output shaft 18 as a rotation center.

同図に示されるように、可動クランクギヤ１５０と第１のプラネタリピニオンギヤ１５２１とが噛み合い、第１のプラネタリピニオンギヤ１５２１と第２のプラネタリピニオンギヤ１５２２とが噛み合い、かつ第２のプラネタリピニオンギヤ１５２２と第３のプラネタリピニオンギヤ１５２３とが噛み合い、かつ第３のプラネタリピニオンギヤ１５２３とインターナルギヤ１５１とが噛み合うように設定されている。これら第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３は、ほぼ同じ歯元円直径及び歯先円直径であると共に、第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３の各回転中心が直角二等辺三角形の各頂点に位置した状態で一塊になって自転しながらインターナルギヤ１５１の内周歯面に沿って公転するようになっている。また、可動クランクギヤ１５０及び第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３がインターナルギヤ１５１の中心位置を回転中心として１回公転する間に、可動クランクギヤ１５０は２回自転するように各ギヤ比が設定されていると共に、これら第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３の組合せによってクランク軸１２の偏心量を変えることができるようになっている。なお、第１〜第３のプラネタリピニオンギヤ１５２１〜１５２３を回転可能に支持するプラネタリキャリア１５３は、その基端部がクランクケース１７に回転可能に支持されている。
また、同図中、ギヤ同士の噛み合っている箇所はハッチングで示した。 As shown in the drawing, the movable crank gear 150 and the first planetary pinion gear 1521 mesh with each other, the first planetary pinion gear 1521 and the second planetary pinion gear 1522 mesh with each other, and the second planetary pinion gear 1522 and the third planetary pinion gear 1522 mesh with each other. The planetary pinion gear 1523 is meshed with the third planetary pinion gear 1523 and the internal gear 151 is meshed. The first to third planetary pinion gears 1521 to 1523 have substantially the same root diameter and tip diameter, and the rotation centers of the first to third planetary pinion gears 1521 to 1523 are right-angled isosceles triangles. It revolves along the inner peripheral tooth surface of the internal gear 151 while rotating as a lump in a state located at each vertex. Further, while the movable crank gear 150 and the first to third planetary pinion gears 1521 to 1523 revolve once with the center position of the internal gear 151 as the center of rotation, the movable crank gear 150 rotates to rotate twice. A ratio is set, and the eccentric amount of the crankshaft 12 can be changed by a combination of the first to third planetary pinion gears 1521 to 1523. Note that the planetary carrier 153 that rotatably supports the first to third planetary pinion gears 1521 to 1523 has a base end portion rotatably supported by the crankcase 17.
Further, in the same figure, portions where the gears are engaged with each other are indicated by hatching.

かかる構成によれば、エンジン状態が低速側の場合、制御ユニット１９３は、駆動装置１９を用いてインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に１／４回転（９０度）だけ回動する。すると、このインターナルギヤ１５１に噛み合うプラネタリピニオンギヤ１５２の位置が、ギヤ比の関係上、ピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向に４５度ずれた位置に位置するように位相が変化するので、圧縮行程における可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き上げられることとなり、圧縮比がより高くなって低速時におけるトルクと燃費とをかせぐことができるようになる。
また、エンジン状態が高速側の場合、制御ユニット１９３は、駆動装置１９を用いてインターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に１／４回転（９０度）だけ回動する。すると、このインターナルギヤ１５１に噛み合うプラネタリピニオンギヤ１５２の位置が、ギヤ比の関係上、ピストン１０の大端部１１１の回転方向と同一方向に４５度ずれた位置に位置するように位相が変化するので、圧縮行程における可動クランクギヤ１５０の回転中心位置が引き下げられることとなり、圧縮比がおちて高速時における性能を悪化させることなくノッキングを防止することができるようになる。 According to such a configuration, when the engine state is the low speed side, the control unit 193 uses the drive device 19 to rotate the internal gear 151 by a quarter rotation in a direction different from the rotation direction of the large end portion 111 of the piston 10 ( Rotate 90 degrees). Then, the phase of the planetary pinion gear 152 that meshes with the internal gear 151 changes so that the position is shifted by 45 degrees in a direction different from the rotational direction of the large end 111 of the piston 10 due to the gear ratio. As a result, the rotational center position of the movable crank gear 150 in the compression stroke is raised, and the compression ratio becomes higher, and the torque and fuel consumption at low speed can be earned.
Further, when the engine state is the high speed side, the control unit 193 uses the drive device 19 to rotate the internal gear 151 by ¼ rotation (90 degrees) in the same direction as the rotation direction of the large end portion 111 of the piston 10. Move. Then, the phase of the planetary pinion gear 152 that meshes with the internal gear 151 changes so that the position is shifted by 45 degrees in the same direction as the rotation direction of the large end 111 of the piston 10 due to the gear ratio. Therefore, the rotational center position of the movable crank gear 150 in the compression stroke is lowered, and knocking can be prevented without degrading the compression ratio and degrading the performance at high speed.

本実施形態を水平対向型多気筒エンジンに適用した場合について図６を用いて説明する。図６は、本発明が適用された水平対向４気筒エンジンのクランクシャフト構造を示したスケルトン図である。
なお、以下にあっては、上述した本発明の実施形態に係るエンジンのクランクシャフト構造との違いのみ説明することとする。 The case where this embodiment is applied to a horizontally opposed multi-cylinder engine will be described with reference to FIG. FIG. 6 is a skeleton diagram showing a crankshaft structure of a horizontally opposed four-cylinder engine to which the present invention is applied.
In the following, only differences from the above-described engine crankshaft structure according to the embodiment of the present invention will be described.

同図に示されるように、この水平対向４気筒エンジンは、ユニット化された水平対向２気筒エンジンを２つ直列に連結することによって構成されている。ユニット化された水平対向２気筒エンジンは、クランク軸１２の左右両端部がクランクケース１７に偏心軸受１３，１４を介して偏心回転可能に軸支されていると共に、左右のクランク軸１２，１２は、連結部を挟んで位相が９０度ずらされている。また、図中左側のクランク軸１２の右端部には可動クランクギヤ２００が一体的に結合固定されていると共に、図中右側のクランク軸１２の左端部にも可動クランクギヤ２０１が一体的に結合固定されている。そして、これら２つの可動クランクギヤ２００，２０１が噛み合うインターナルギヤ２０２を連結部に回転可能に設けることによって、２つのクランク軸１２，１２の回転同期をとるようになっている。
さらに、図中右側のクランク軸１２の右端部には可動クランクギヤ２１０が一体的に結合固定されていると共に、この可動クランクギヤ２１０に噛み合うインターナルギヤ２１１に出力軸１８が一体的に結合固定されている。 As shown in the figure, the horizontally opposed four-cylinder engine is configured by connecting two unitarily arranged horizontally opposed two-cylinder engines in series. In the unitized horizontally opposed two-cylinder engine, both left and right ends of the crankshaft 12 are axially supported by the crankcase 17 via eccentric bearings 13 and 14 so as to be eccentrically rotatable, and the left and right crankshafts 12 and 12 are The phase is shifted by 90 degrees across the connecting portion. A movable crank gear 200 is integrally coupled and fixed to the right end portion of the left crankshaft 12 in the drawing, and a movable crank gear 201 is also integrally coupled to the left end portion of the right crankshaft 12 in the drawing. It is fixed. The two crankshafts 12 and 12 are synchronized with each other by rotatably providing an internal gear 202 that meshes with the two movable crank gears 200 and 201 at the connecting portion.
Further, a movable crank gear 210 is integrally coupled and fixed to the right end portion of the right crankshaft 12 in the drawing, and the output shaft 18 is integrally coupled and fixed to an internal gear 211 that meshes with the movable crank gear 210. Has been.

かかる構成によれば、低速側では圧縮比高くしてトルクと燃費とをかせぎ、高速側では圧縮比をおとすことによって性能を悪化させることなくノッキングを防止することができるエンジンのクランクシャフト構造を得ることができる。 According to such a configuration, an engine crankshaft structure is obtained in which the compression ratio is increased on the low speed side to increase torque and fuel consumption, and knocking can be prevented without degrading performance by reducing the compression ratio on the high speed side. be able to.

本発明の他の実施形態について図７を用いて説明する。図７（ａ）〜（ｄ）は、先の実施形態の図２（ａ）〜（ｄ）に対応する図であり、本実施形態は先の実施形態に対してピストン軸をピストン１０が圧縮状態にある時のクランク軸１２の中心方向にオフセットさせたものである。なお、先の実施形態とほぼ同様な構成部材については、同一の符号を付している。 Another embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. FIGS. 7A to 7D are views corresponding to FIGS. 2A to 2D of the previous embodiment. In this embodiment, the piston 10 compresses the piston shaft with respect to the previous embodiment. It is offset in the center direction of the crankshaft 12 when in the state. In addition, about the structural member substantially the same as previous embodiment, the same code | symbol is attached | subjected.

すなわち、ピストン軸の代わりにシリンダ軸Ｚ−Ｚを用いて説明すると、図２に記載のクランクシャフト構造において、ピストン１０が圧縮上死点にある時の可動クランクギヤ１５０の回転中心及びコンロッド１１が、クランク軸１２の軸端部からみてシリンダ軸Ｚ−Ｚ上に位置するように（図７（ｃ）参照）、クランク軸１２及び遊星歯車機構１５をオフセットさせたものである。オフセット量は、可動クランクギヤ１５０の歯元円直径の１／２である。つまり、図２（ａ）〜（ｄ）に示された排気、吸入、圧縮、膨張におけるシリンダ軸Ｚ−Ｚ軸を、ピストン１０が圧縮上死点にある時の可動クランクギヤ１５０（クランク軸１２）の回転中心側となる図中右側に向かって可動クランクギヤ１５０の歯元円直径の１／２をオフセットさせたのが図７（ａ）〜（ｄ）である。 That is, when the cylinder shaft ZZ is used instead of the piston shaft, the rotation center of the movable crank gear 150 and the connecting rod 11 when the piston 10 is at the compression top dead center in the crankshaft structure shown in FIG. The crankshaft 12 and the planetary gear mechanism 15 are offset so that they are positioned on the cylinder shaft ZZ when viewed from the shaft end of the crankshaft 12 (see FIG. 7C). The offset amount is ½ of the root diameter of the movable crank gear 150. That is, the movable crank gear 150 (crankshaft 12) when the piston 10 is at the compression top dead center is used for the cylinder axis ZZ in exhaust, suction, compression, and expansion shown in FIGS. 7 (a) to 7 (d) are obtained by offsetting ½ of the root diameter of the movable crank gear 150 toward the right side in the drawing, which is the rotation center side of FIG.

このピストン軸をオフセットすることで、排気上死点ではクランク中心がピストン軸から離れることとなり、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くなる。このように構成することで、圧縮上死点と排気上死点のピストン位置を相違させることが可能となり、排気時のバルブとの干渉を避ける為のバルブリセスが不要となるため、より良好な燃焼室形状を得ることが可能となる。 By offsetting the piston shaft, the crank center is separated from the piston shaft at the exhaust top dead center, and the piston position at the exhaust top dead center is lower than the piston position at the compression top dead center. This configuration makes it possible to make the piston positions of the compression top dead center and the exhaust top dead center different, and eliminates the need for a valve recess to avoid interference with the valve during exhaust. A chamber shape can be obtained.

なお、上述した構成に駆動装置１９を設けた場合は、インターナルギヤ１５１をピストン１０の大端部１１１の回転方向とは異なる方向または同一方向に１／４回転（９０度）すると、このインターナルギヤ１５１に噛み合うプラネタリピニオンギヤ１５２が、クランクシャフト１２の主軸受部に連なった可動クランクギヤ１５０の高さ位置を変化させることによって、ピストン１０の圧縮上死点を高くしたり低くすることができることは言うまでもない。 When the drive device 19 is provided in the above-described configuration, when the internal gear 151 is rotated 1/4 (90 degrees) in a direction different from or in the same direction as the rotation direction of the large end portion 111 of the piston 10, The planetary pinion gear 152 that meshes with the null gear 151 can increase or decrease the compression top dead center of the piston 10 by changing the height position of the movable crank gear 150 connected to the main bearing portion of the crankshaft 12. Needless to say.

なお、インターナルギヤ１５１を回動させるのは、駆動モータ１９０にのみ限定されるものではなく、位相変換レバーを用いて機械的に回動するように構成してもよい。図２〜４中の符号Ｐは位相変換レバーの初期位置、Ｑは位相変換御のレバー位置を示している。 Note that the rotation of the internal gear 151 is not limited to the drive motor 190, and may be configured to mechanically rotate using a phase conversion lever. 2 to 4, the reference symbol P indicates the initial position of the phase conversion lever, and Q indicates the lever position for phase conversion control.

本発明の実施形態に係るエンジンのクランクシャフト構造を示したスケルトン図である。It is the skeleton figure which showed the crankshaft structure of the engine which concerns on embodiment of this invention. （ａ）〜（ｄ）は、本エンジンが圧縮比一定のまま回転する様子を模式的に示した図１中のＡ矢視図である。(A)-(d) is the A arrow directional view in FIG. 1 which showed typically a mode that this engine rotated with a fixed compression ratio. （ａ）〜（ｄ）は、本エンジンが圧縮比をより高くして回転する様子を模式的に示した図１中のＡ矢視図である。(A)-(d) is the A arrow view in FIG. 1 which showed typically a mode that this engine rotated by making a compression ratio higher. （ａ）〜（ｄ）は、本エンジンが圧縮比を低くして回転する様子を模式的に示した図１中のＡ矢視図である。(A)-(d) is the A arrow directional view in FIG. 1 which showed typically a mode that this engine rotated with a low compression ratio. 本発明の他の実施形態に係るエンジンのクランクシャフト構造を示したスケルトン図である。It is the skeleton figure which showed the crankshaft structure of the engine which concerns on other embodiment of this invention. 本発明が適用された水平対向４気筒エンジンのクランクシャフト構造を示したスケルトン図である。1 is a skeleton diagram showing a crankshaft structure of a horizontally opposed four-cylinder engine to which the present invention is applied. （ａ）〜（ｄ）は、本発明の他の実施形態に係るエンジンの動作例を説明するための図である。(A)-(d) is a figure for demonstrating the operation example of the engine which concerns on other embodiment of this invention. 従来の高膨張比エンジンのクランクシャフト構造の一実施形態を説明するための図である。It is a figure for demonstrating one Embodiment of the crankshaft structure of the conventional high expansion ratio engine. 従来の高膨張比エンジンのクランクシャフト構造の一実施形態を説明するための図である。It is a figure for demonstrating one Embodiment of the crankshaft structure of the conventional high expansion ratio engine. 従来の高膨張比エンジンのクランクシャフト構造の一実施形態を説明するための図である。It is a figure for demonstrating one Embodiment of the crankshaft structure of the conventional high expansion ratio engine.

Explanation of symbols

１０…ピストン
１１…コンロッド（コネクティングロッド）
１２…クランク軸（クランクシャフト）
１３，１４…偏心軸受
１５…遊星歯車機構
１５０…可動クランクギヤ
１５１…インターナルギヤ
１５１ａ…外向き歯部
１５１ｂ…内向き歯部
１５２…プラネタリピニオンギヤ
１７…クランクケース
１９…駆動装置
１９０…駆動モータ
１９１…駆動ギヤ
１９２…出力回転軸
１９３…制御ユニット 10 ... Piston
11 ... Connecting rod (connecting rod)
12 ... Crankshaft
13, 14 ... Eccentric bearing
15 ... Planetary gear mechanism
150 ... Moveable crank gear
151 ... Internal gear
151a ... outward teeth
151b ... Inward teeth
152 ... Planetary pinion gear
17 ... Crankcase
19 ... Drive device
190 ... Drive motor
191: Drive gear
192 ... Output rotation shaft
193 ... Control unit

Claims

In the crankshaft structure of the engine in which the piston position at the bottom dead center of the intake stroke is different from the piston position at the bottom dead center of the expansion stroke to increase the expansion ratio relative to the compression ratio,
An output shaft that supports both ends of a crankshaft for converting the reciprocating motion of the piston into a rotational motion so that the crankcase is eccentrically rotatable via a pair of eccentric bearings, and transmits engine power to one of the eccentric bearings to the transmission. And connecting the movable crank gear and the movable crank gear to the movable crank gear which is a planetary gear mechanism and extends the main shaft of the crankshaft supported by the other eccentric bearing in a direction away from the output shaft. The gear ratio with the internal gear whose center position is arranged on the rotation center of the output shaft is 1: 1, the internal gear is arranged non-coaxially with the movable crank gear, and the internal gear The gear can be rotated from the outside of the crankcase by a driving device, and the planetary pinion gear is connected to the movable crank gear and the inner gear. An intermediate gear, and the movable crank gear is eccentrically rotated according to the gear diameter of the planetary pinion gear with the center position of the internal gear as the rotation center, and the rotation angle is changed by the internal gear. The crankshaft structure of the engine, wherein the compression ratio is changed by

2. The eccentric amount of the movable crank gear is a tooth root circle diameter of the planetary pinion gear + (tooth tip circle diameter of the planetary pinion gear−tooth root circle diameter of the planetary pinion gear) / 2. The crankshaft structure of the engine described in 1.

3. The engine crankshaft structure according to claim 1, wherein the movable crank gear revolves once with the center position of the internal gear as a rotation center while rotating twice.

The engine crankshaft structure according to any one of claims 1 to 3, wherein an axis of the piston is offset toward a center of the crankshaft when the piston is at a compression top dead center.