JP5471560B2 - 内燃機関の可変圧縮比装置 - Google Patents

Description

本発明は、内燃機関の可変圧縮比装置に関し、特に、アクチュエータに作用する荷重や振動を低減するための技術に関する。

内燃機関の可変圧縮比装置として、複リンク式ピストン−クランク機構を利用して、ピストンのストローク特性、つまりピストン上死点位置や下死点位置を変化させることで、内燃機関の幾何学的な圧縮比・機械的な圧縮比（以下、単に「機関圧縮比」と呼ぶ）を変更可能なものを本出願人は以前に提案している。例えば特許文献１には、ピストンとクランクシャフトとをアッパリンクとロアリンクを介して連結し、ロアリンクの姿勢を制御することで、機関圧縮比を可変に制御している。具体的には、一端がロアリンクに連結され、他端がクランクシャフトと略平行に延びる制御軸の偏心軸部に連結された制御リンクを備え、駆動モータなどのアクチュエータにより制御軸の回転位置を変化させることにより、制御リンクを介してロアリンクの姿勢を制御している。

特開２００６−２２６１３３号公報

このような複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比装置においては、各気筒の燃焼圧や慣性力等が制御リンクを介して制御軸の回転軸から偏心した位置に作用するので、制御軸には非常に大きな負荷トルクが繰り返し作用するために、曲げ変形や捻れ変形を伴う比較的大きな振動を生じ、この制御軸に減速機や駆動モータ等のアクチュエータを直接的に接続した場合、アクチュエータに大きな負荷トルクや振動が入力するために、高い耐久性が求められ、アクチュエータの大型化・高出力化を避けることが難しい。

本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、制御リンク側よりアクチュエータへ作用する負荷トルクや振動を低減することを主たる目的としている。すなわち、本発明に係る内燃機関の可変圧縮比装置は、ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連係する複数のリンクと、機関本体に回転可能に取り付けられた第１制御軸及び第２制御軸と、一端が上記複数のリンクの一つに回転可能に連結されるとともに、他端が第１制御軸に偏心して設けられた制御偏心軸部に回転可能に連結された制御リンクと、一端が第１制御軸に偏心して設けられた第１偏心軸部に回転可能に連結されるとともに、他端が第２制御軸に偏心して設けられた第２偏心軸部に回転可能に連結された連結リンクと、機関圧縮比を変更及び保持するアクチュエータと、を有する内燃機関の可変圧縮比装置において、上記アクチュエータが、上記第２制御軸側に接続され、この第２制御軸の回転位置を変更及び保持するものであり、かつ、上記第１制御軸の中心から第１偏心軸部の中心までの腕長さを、第２制御軸の中心から第２偏心軸部の中心までの腕長さよりも大きく設定したことを特徴としている。

このように制御リンクとアクチュエータとの間に少なくとも２本の第１，第２制御軸を介装することで、燃焼荷重や各運動部品の慣性力により制御リンク側より作用する負荷トルクを各々の制御軸で分担して受けることで、制御軸１本当りに作用するトルクが低減するので、制御リンク側より第１，第２制御軸や連結リンクを経由して最終的にアクチュエータ側に作用する最大荷重を低減することができる。また、多気筒内燃機関の場合、複数の気筒の制御リンクが接続する第１制御軸には、各気筒の燃焼荷重や慣性力が繰り返し作用するために振動を生じ易いものの、この第１制御軸ではなく、連結リンクを介して第１制御軸と連結された第２制御軸側にアクチュエータを接続することで、アクチュエータが第１制御軸の振動を直接受けることがない。従って、制御リンク側からアクチュエータへ作用する荷重や振動成分を大幅に低減し、アクチュエータの小型化や耐久性・信頼性の向上を図ることができる。

多気筒内燃機関では、第１制御軸に複数の気筒の制御リンクが連結することとなるため、この第１制御軸にアクチュエータを接続しようとした場合、そのスペースを確保することが難しく、例えば第１制御軸を延長してその前端や後端にアクチュエータを接続すると、その分、内燃機関の軸方向寸法が増加し、大型化や重量増加を招いてしまう。これに対し本発明では、第１制御軸に連結リンクを介して接続する第２制御軸にアクチュエータを接続する構成としているために、レイアウトの自由度が高く、機関搭載性が向上する。

更に本発明では、第１制御軸における腕長さを、第２制御軸における腕長さよりも大きく設定しており、つまり、第２制御軸の回転角度に対して第１制御軸の回転角度が小さくなるために、連結リンクにより第１制御軸と第２制御軸とを接続する連結機構が減速機構として機能し、制御リンクからアクチュエータ側へ作用する負荷トルクを更に低減することができ、かつ、アクチュエータの駆動トルクを減速つまり増幅して制御リンク側へ伝えることができるために、更なるアクチュエータの小型化・低出力化を図ることができる。

本発明によれば、制御リンクよりアクチュエータ側へ作用する負荷トルクや振動を低減し、アクチュエータの小型化・低出力化を図ることができる。

本発明の一実施例に係る複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比装置の基本構成を簡略的に示す構成図。 連結リンクと第２制御軸との連結部分を一部破断して示す斜視図。 同じく連結リンクと第２制御軸との連結部分を一部破断して示す斜視図。 連結リンクと第２制御軸の作動を示す作動説明図。 同じく連結リンクと第２制御軸の作動を簡略的に示す作動説明図。 減速機の一例としての波動歯車減速機を示す断面図。 上記波動歯車減速機の波動発生器に作用するスラスト力の方向を示す作用説明図。 スプライン結合部を適用した波動歯車減速機の一実施例を示す断面図。 スプライン結合部から波動発生器に作用するスラスト力の方向を示す作用説明図。

以下本発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は本発明に係る複リンク式の可変圧縮比装置の一例を模式的に示した概略構成図である。なお、図１においては、機関圧縮比を変更・保持するための後述する駆動モータ３０や減速機３２（図２参照）を図示省略している。また、複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比装置の基本的な構成や機関圧縮比が変化するメカニズムや圧縮比制御方法等は、例えば上記の特開２００６−２２６１３３号公報等により公知であるため、詳細な説明は省略する。

この可変圧縮比装置は、機関本体としてのシリンダブロックのシリンダ内を昇降するピストン１のピストンピン２に上端が回転可能に取り付けられたアッパリンク３と、クランクシャフト４のクランクピン４Ａに回転可能に取り付けられたロアリンク５と、を有している。ロアリンク５には、アッパリンク３の下端がリンク連結ピン６を介して回転可能に連結されるとともに、制御リンク７の上端部が制御ピン８を介して回転可能に連結されている。

そして、後述するアクチュエータとしての駆動モータ３０（図２参照）により連結機構１０を介して制御リンク７の下端部の位置を変更することで、ロアリンク５の姿勢が変化し、機関圧縮比が連続的に変化する。この制御リンク７の下端部と駆動モータ３０とを連結する連結機構１０は、第１制御軸１１及び第２制御軸１２と、両者１１，１２を連結する連結リンク１３と、により大略構成されている。

第１制御軸１１は、クランクシャフト４と平行に機関内部を気筒列方向に延びており、シリンダブロックなどの機関本体側に回転可能に支持される第１ジャーナル部１１Ａと、各気筒の制御リンク７の下端部が回転可能に取り付けられる複数の制御偏心軸部１１Ｄと、連結リンク１３の一端が回転可能に取り付けられる第１偏心軸部１１Ｂと、を有している。制御偏心軸部１１Ｄは、制御アーム部１１Ｅを介して第１ジャーナル部１１Ａに対して所定量偏心した位置に設けられ、同じく第１偏心軸部１１Ｂは、第１アーム部１１Ｃを介して第１ジャーナル部１１Ａに対して所定量偏心した位置に設けられている。

第２制御軸１２は、機関本体側のハウジング１４（図２等参照）に回転可能に支持される第２ジャーナル部１２Ａと、連結リンク１３の他端が回転可能に取り付けられる第２偏心軸部１２Ｂと、を有している。第２偏心軸部１２Ｂは、第２アーム部１２Ｃを介して第２ジャーナル部１２Ａに対して所定量偏心した位置に設けられている。この第２制御軸１２に駆動モータ３０が接続されており、駆動モータ３０により第２制御軸１２の回転位置を変更することによって、連結リンク１３を介して第１制御軸１１が回転し、制御リンク７の下端部の位置が移動して、ロアリンク５の姿勢が変化し、ピストンストローク特性の変化を伴って機関圧縮比が変化する。

このような複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比装置によれば、機関運転状態に応じて機関圧縮比を適正化することで燃費や出力向上を図れることに加え、ピストンとクランクシャフトとを一本のリンクで連結した単リンク機構に比して、ピストンストローク特性そのものを例えば単振動に近い特性に適正化することができる。また、単リンク機構に比して、クランクスローに対するピストンストロークを長くとることができ、機関全高の短縮化や高圧縮比化を図ることができる。更に、アッパリンク３の傾きを適正化することで、ピストン１やシリンダに作用するスラスト荷重を低減・適正化し、ピストンやシリンダの軽量化を図ることができる。

また、図示の例では、制御リンク７をロアリンク５に連結しているために、制御リンク７に接続する連結機構１０や駆動モータ３０を、比較的スペースに余裕のあるクランクシャフト下方側に配置することができ、機関搭載性が良い。但し、制御リンク７をアッパリンク３に連結する構成とすることも可能である。また、アクチュエータとしては駆動モータ３０に限らず、例えば油圧制御弁を用いた油圧式の駆動装置であっても良い。

次に、図２〜図５を参照して、連結機構１０の連結リンク１３と第２制御軸１２との連結部分の構造について詳細に説明する。なお、図５は模式的に示した説明図であり、図２〜図４に対してハウジング１４の形状等を簡略的に描いている。

図２を参照して、第２制御軸１２を駆動及び保持するアクチュエータは、この実施例では制御部（図示省略）により駆動・制御される駆動モータ３０であり、この駆動モータ３０の入力軸と第２制御軸１２との間に減速機３２が介装されており、減速機３２に第２制御軸１２の一端が直結されている。第２制御軸１２を回転可能に支持する機関本体としてのハウジング１４は、減速機３２のケーシングと一体的に形成されており、図４に示すように、駆動モータ３０とともに同じく機関本体としてのオイルパン側壁１５に機関外側より横付けに固定されている。このオイルパン側壁１５には、連結リンク１３が挿通するための適宜なスリット１５Ａが形成されている。

第２制御軸１２の第２アーム部１２Ｃは、連結リンク１３の端部を挟み込むフォーク状・扇状をなす一対の片部１６が根本部１８で接続された構造をなしており、これら一対の片部１６と連結リンク１３とを、第２偏心軸部１２Ｂとしての連結ピンが挿通している。根本部１８には、連結リンク１３との干渉を回避するスリット１９が一対の片部１６間の空間に連なる形で形成されており、つまりスリット１９により根本部１８が半月状に切り欠かれた構造となっている。なお、根本部１８との干渉を回避するように、連結リンク１３側も略Ｌ字状に湾曲する適宜な形状に形成されている。このようにして、第２制御軸と第２偏心軸部とは連結リンクの端部を挟み込む一対の片部で接続され、一対の片部に挟まれた範囲において第２制御軸に連結リンクとの干渉を回避するスリットが形成されている。

図４に示すように、第２制御軸１２は、その片部１６の周方向の両側面がハウジング１４の壁面により形成される高圧縮比側ストッパ２０と低圧縮比側ストッパ２１とに突き当たる範囲内で回転可能となっており、基本的には、低圧縮比方向Ｄｌｏｗ（図の時計方向）へ回転すると機関圧縮比が低下し、第２制御軸１２が高圧縮比方向Ｄｈｉｇｈ（図の反時計方向）へ回転すると機関圧縮比が上昇するようになっている。

より具体的には、図４（Ａ）は、第２制御軸１２が最も高圧縮比方向Ｄｈｉｇｈ（図の反時計回り方向）に回転して、その片部１６の高圧縮比側の側面が高圧縮比側ストッパ２０に突き当てられた状態を示し、このときに、最高圧縮比の設定状態となる。図４（Ｃ）は、第２制御軸１２が最も低圧縮比方向Ｄｌｏｗ（図の時計回り方向）に回転して、片部１６の低圧縮比側の側面が低圧縮比側ストッパ２１に突き当てられた状態を示している。なお、このときの圧縮比は最低圧縮比ではなく、後述する１８０度の臨界姿勢のときに最低圧縮比となる（図５参照）。図４（Ｂ）は、両者の中間の状態を示している。従って、この第２制御軸１２の回転可能範囲は、図４（Ａ）の片部１６の一方の側面が高圧縮比側ストッパ２０に突き当てられた状態から、図４（Ｃ）の片部１６の他方の側面が低圧縮比側ストッパ２１に突き当てられるまでの範囲であり、この回転可能範囲では、連結リンク１３がハウジング１４や第２制御軸１２と干渉することのないように、連結リンク１３，ハウジング１４や第２制御軸１２の形状などが設定されている。なお、実際に制御で使用する第２制御軸１２の角度範囲は、制御中にストッパ２０，２１に衝突することのないように、上記の回転可能範囲よりも狭く設定されている。

このような本実施例の特徴的な構成及び作用効果について、図２〜図５を参照して説明する。

［１］アクチュエータとしての駆動モータ３０が、第１，第２制御軸のうちで第２制御軸１２に接続され、この第２制御軸１２の回転位置を変更及び保持するように構成されている。従って、シリンダブロックのような機関本体に回転可能に取り付けられる第１制御軸１１と第２制御軸１２とで、燃焼荷重や各運動部品の慣性力を分担して受けることで、制御軸１本当りに作用するトルクが低減するので、制御リンク７側より第１制御軸１１，連結リンク１３及び第２制御軸１２を経由して最終的に駆動モータ３０側に作用する最大の負荷トルク（荷重）を低減することができる。

また、多気筒内燃機関の場合、複数の気筒の制御リンク７が接続する第１制御軸１１には、各気筒の燃焼荷重や慣性力が繰り返し作用するために振動を生じ易いものの、本実施例では、この第１制御軸１１ではなく、連結リンク１３を介して第１制御軸１１と連結された第２制御軸１２側に駆動モータ３０を接続することで、駆動源である駆動モータ３０や減速機３２が第１制御軸１１の振動を直接受けることがない。従って、制御リンク７側から駆動モータ３０へ作用する荷重や振動成分を大幅に低減し、駆動モータ３０の小型化や耐久性・信頼性の向上を図ることができる。

更に、多気筒内燃機関で仮に第１制御軸の方にアクチュエータを直接接続しようとすると、この第１制御軸には各気筒の制御リンクが連結しているために、第１制御軸の周囲にアクチュエータを接続するスペースを確保することが難しい。このため、例えば第１制御軸を延長してその前端や後端にアクチュエータを接続すると、その分、内燃機関の軸方向寸法が増加し、大型化や重量増加を招いてしまう。これに対し本実施例では、第１制御軸１１に連結リンク１３を介して接続する第２制御軸１２に駆動モータ３０を接続する構成としているために、レイアウトの自由度が高く、駆動モータ３０を第１制御軸１１の軸方向から離れた部分に配置することも容易に可能となる。従って、本実施例のような直列多気筒内燃機関の場合には、駆動モータ３０をオイルパン側壁１５に機関外側より横付けし、連結リンク１３を介して内燃機関の内部に位置する第１制御軸１１と連結する構成とすることも容易に可能となり、機関搭載性に優れている。

加えて本実施例では、図５に示すように、第１制御軸１１における第１ジャーナル部１１Ａの中心から第１偏心軸部１１Ｂの中心までの第１アーム部１１Ｃの腕長さＬ１を、第２制御軸１２における第２ジャーナル部１２Ａの中心から第２偏心軸部１２Ｂの中心までの第２アーム部１２Ｃの腕長さＬ２よりも大きく設定している。これにより、第１制御軸１１の回転可能範囲Δθ１が、第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２よりも小さくなり、第２制御軸１２の回転角度に対して第１制御軸１１の回転確度が小さくなる。従って、連結リンク１３により第１制御軸１１と第２制御軸１２とを接続する連結機構１０が減速機構としても機能し、制御リンク７側から駆動モータ３０に作用する負荷トルクを更に低減することができ、かつ、駆動モータ３０から制御リンク７側へ駆動トルクを減速・増幅して伝えることができる。

［２］第１制御軸１１が低圧縮比方向Ｄｌｏｗに過度に回転すると、ピストン１がクランクシャフト４等と干渉するおそれがあり、また、第１制御軸１１が高圧縮比方向Ｄｈｉｇｈに過度に回転すると、ピストン２が吸気バルブや排気バルブと干渉するおそれがあるために、駆動モータ３０の異常や故障による制御不良状態であっても、安全性・信頼性を考慮して、第１制御軸１１の回転可能範囲Δθ１を機械的に制限する必要がある。

ここで本実施例では、図５に示すように、第１偏心軸部１１Ｂの中心と第２偏心軸部１２Ｂの中心とを結ぶ連結リンク１３のリンク中心線と、第２制御軸１２における第２ジャーナル部１２Ａの中心と第２偏心軸部１２Ｂの中心とを結ぶ第２アーム部１２Ｃのアーム中心線と、が同一線上となる臨界姿勢の一方を含むように、第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２が設定されている。ここで、リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が０度と１８０度のときに臨界姿勢となるが、このうち、リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が１８０度となる臨界姿勢、つまり第１偏心軸部１１Ｂの中心と第２偏心軸部１２Ｂの中心とが最も遠くなる引張り側の臨界姿勢Ｒｌｏｗを含むように、第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２が設定されている。

このような臨界姿勢においては、第１制御軸１１が一方の低圧縮比方向Ｄｌｏｗ（図の時計回り方向）へ最も回転した状態となる。すなわち、この臨界姿勢から第２制御軸１２が高圧縮比方向Ｄｈｉｇｈと低圧縮比方向Ｄｌｏｗのいずれの方向へ回転したとしても、第１制御軸１１は他方の高圧縮比方向Ｄｈｉｇｈへ回転することとなり、この第１制御軸１１の低圧縮比方向Ｄｌｏｗへの回転可能な限界の角度位置が機械的に制限される。従って、仮に駆動モータ３０側の異常や故障により制御不能状態となっても、第１制御軸１１の低圧縮比方向Ｄｌｏｗへの回転位置を機械的に制限することができる。このため、この低圧縮比方向Ｄｌｏｗについては、ストッパに突き当てるなどにより第１制御軸１１の回転位置を機械的に制限する必要がなく、構成が簡素化されるとともに、ストッパ衝突時に生じる振動や異音の発生を解消することができる。

なお、この実施例では２つの臨界姿勢のうち、リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が１８０度となる臨界姿勢のみを含むように第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２を設定しているが、０度となる臨界姿勢のみを含むように回転可能範囲Δθ２を設定してもよい。あるいは、両方の臨界姿勢を含むように回転可能範囲Δθ２を設定することも可能である。

［３］燃焼荷重による負荷トルクは圧縮比を下げる低圧縮比方向Ｄｌｏｗに作用することから、駆動モータ３０の停止状態や制御不能状態では燃焼荷重により第１制御軸１１は低圧縮比方向Ｄｌｏｗへ向かうこととなる。従って、図５に示すように最低圧縮比となる臨界姿勢Ｒｌｏｗを含むように第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２を設定することで、駆動モータ３０の停止状態や制御不能状態であっても、ストッパに突き当たることなく最低圧縮比の位置に機械的に規制することができ、信頼性に優れ、かつ、ストッパ衝突による振動や異音の発生を招くこともない。

また、低負荷側では熱効率向上による燃費向上のために圧縮比を高く、高負荷側ではノッキング回避等のために圧縮比を低くすることから、高負荷側で用いる最低圧縮比の設定状態のときに最大の燃焼荷重が作用し、従来では、最低圧縮比の設定状態に保持するために駆動モータ３０に多くの消費エネルギーを必要とし、あるいはストッパに突き当てて最低圧縮比の状態に保持する構造の場合、ストッパ衝突による振動や騒音の発生を避けられなかった。これに対して本実施例では、最低圧縮比となる臨界姿勢Ｒｌｏｗを含むように第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２を設定することで、構造上、第１制御軸１１は最低圧縮比となる臨界姿勢Ｒｌｏｗを超えて低圧縮比側へ回転することはできない。従って、高負荷側で最大の燃焼荷重が作用するときには、この燃焼荷重により第１制御軸１１に作用する低圧縮比側へのトルクを利用して、駆動モータ３０の駆動力を敢えて用いることなく、速やかに臨界姿勢Ｒｌｏｗである最低圧縮比の設定状態へ移行し、かつ、この最低圧縮比の設定状態に安定的に保持することが可能となる。

［４］ここで、リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が０度と１８０度となる臨界姿勢のうち、仮に０度となる臨界姿勢を含むように第２制御軸１２の回転可能範囲を設定しようとすると、連結リンク１３と第２アーム部１２Ｃとが同一線上に折りたたまれる形となり、連結リンク１３と第２アーム部１２Ｃとの干渉を回避しつつ強度や耐久性を確保することが非常に難しい。

これに対して本実施例では、リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が１８０度となり、連結リンク１３と第２アーム部１２Ｃとが折り重なることなく一直線上に展開・伸張した臨界姿勢Ｒｌｏｗのみを含む形で、第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２が１８０度以内に設定されている。このために、第２アーム部１２Ｃの根本部１８を比較的大きく残した形で第２アーム部１２Ｃを形成することが可能で、強度や耐久性の確保が比較的容易なものとなる。このような構成を実現するために、本実施例では、連結リンク１３の引張り方向に燃焼荷重が作用するようにリンクレイアウトを設定しており、これによって、リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が１８０度となる伸張側の臨界姿勢Ｒｌｏｗのときに最低圧縮比となり、この１８０度の臨界姿勢Ｒｌｏｗを含むように第２制御軸１２の回転可能範囲Δθ２を設定している。

［５］機関圧縮比は図示せぬ制御部により機関運転状態に応じて制御され、つまり第１制御軸１１（あるいは第２制御軸１２）の回転位置が目標の圧縮比に対応したものとなるように、駆動モータ３０の駆動モータ３０に駆動信号が出力されて、駆動モータ３０の動作が制御される。このような圧縮比制御における制御軸角度の基準位置を検出するために、機関始動直後などの適宜なタイミングで、駆動モータ３０と制御リンク７とを連結する連結機構１０の一部をストッパに突き当てるなどして機械的に係止した状態で、制御軸角度位置を検出する基準位置の検出が行われる。

ここで、上記の連結機構１０では、第１アーム部１１Ｃの腕長さＬ１を第２アーム部１２Ｃの腕長さＬ２よりも長く設定して、連結リンク１３を介した連結機構１０を減速機構として構成し、制御リンク７側から駆動モータ３０側へ作用する負荷トルクを低減するとともに、駆動モータ３０の駆動トルクを増幅して制御リンク７側へ伝える構造となっているために、仮に基準位置検出用のストッパを第１制御軸１１や連結リンク１３側に設けると、駆動モータ３０側からの駆動力が増幅されてストッパに作用することとなり、ストッパの大型化を招いたり、高い耐久性が要求されることとなる。

そこで本実施例では、第２制御軸１２の一部、具体的には第２アーム部１２Ｃの片部１６を基準位置検出用のストッパ、具体的には高圧縮比側ストッパ２０又は低圧縮比側ストッパ２１のいずれかに突き当てる構成としており、これによって、第１制御軸１１や連結リンク１３側にストッパを設ける場合に比して、ストッパに作用する荷重を大幅に軽減し、耐久性・信頼性の向上を図ることができる。

なお、この実施例では、高圧縮比側で高い精度が要求されることから、高圧縮比側ストッパ２０を基準位置検出用ストッパとして用いているが、低圧縮比側ストッパ２１を基準位置検出用ストッパとして用いるようにしても良い。

［６］図５を参照して、仮にアクチュエータの作動停止状態や制御不能状態となると、燃焼圧などにより第１制御軸１１は低圧縮比方向Ｄｌｏｗへ回転して、最低圧縮比の臨界姿勢Ｒｌｏｗの状態となる。このように一旦臨界姿勢Ｒｌｏｗとなると、リンク中心線とアーム中心線とが同一線上に配置されるために、第１制御軸１１側から連結リンク１３を介して第２制御軸１２へ作用する力の回転方向成分は実質的に０（ゼロ）となり、フリクション等を考慮すると、第１制御軸１１からの負荷トルクで第２制御軸が回転することは、ほぼ無いと言える。つまり、アクチュエータの作動停止状態や制御不能状態であっても、第２制御軸１２が臨界姿勢Ｒｌｏｗを超えて低圧縮比方向Ｄｌｏｗへ回転する可能性は、ほとんどない。

従って、本実施例のように、第２制御軸１２の片部１６が低圧縮比側のストッパ２１に突き当てられる回転位置を、通常の制御で仕様する回転範囲から最低圧縮比となる臨界姿勢Ｒｌｏｗを超えて低圧縮比方向Ｄｌｏｗへ更に回転した位置に設定することにで、仮に駆動モータ３０の作動停止状態や制御不能状態となっても、第２制御軸１２がストッパに突き当てられることがなく、ストッパ衝突時の異音や振動の発生を回避又は抑制することができる。

［７］本実施例のように、第２アーム部１２Ｃが連結リンク１３を挟み込む二股形状をなし、一対の片部１６を接続する根本部１８に、連結リンク１３との干渉を回避するための空間であるスリット１９が形成された構造のものでは、このスリット１９が形成された（肉を盗まれた）根本部１８の剛性が低く応力集中を招き易い。

そこで、図３に示すように、一対の片部１６Ａ，１６Ｂのうち、アクチュエータである駆動モータ３０寄りの片部１６Ａの側面が優先的にストッパ２０，２１に突き当てられるように設定している。具体的には図３に示すように、根本部１８を挟んで駆動モータ３０から遠い側に位置する片部１６Ｂの両側面に、駆動モータ３０寄りの片部１６Ａよりも所定量（例えば、１ｍｍ程度）だけ周方向に窪んだ凹部１７を形成して、駆動モータ３０から遠い側の片部１６Ｂの周方向幅を、駆動モータ３０寄りの片部１６Ａの幅よりも短くしている。つまり、駆動モータ３０寄りの片部１６Ａをストッパ側に僅かに張り出したものとしている。これによって、２つの片部１６Ａ，１６Ｂのうち、駆動モータ３０寄りの片部１６Ａが優先的にストッパ２０，２１に衝突するようになり、ストッパ衝突時に剛性の低い根本部１８への応力集中を回避・緩和し、信頼性・耐久性を高めることができる。

［８］駆動モータ３０と第２制御軸１２との間に介装される減速機３２が、駆動モータ３０から第２制御軸１２へトルクが伝達する減速時のフリクション（摩擦力）が、第２制御軸１２から駆動モータ３０へトルクが伝達する増速時のフリクションよりも小さくなるように構成されている。つまり、駆動モータ３０の作動時・圧縮比制御時には駆動モータ３０の非作動時・非圧縮比制御時に比して、減速機３２におけるフリクションが減少するように構成されている。言い換えると、減速時の減速効率が増速時の増速効率よりも高くなるように構成されている。ここで、「効率」とは、入力されたトルクによるエネルギー対して出力されるトルクによるエネルギーの割合・比率に相当する。

低圧縮比から高圧縮比方向へ移行する高圧縮比化では、制御リンク側から作用する低圧縮比方向Ｄｌｏｗへの負荷トルクに抗して駆動モータ３０により第２制御軸１２を高圧縮比方向へ駆動する「減速状態」となり、高い駆動トルクが必要とされる。また、例えば急加速時に高圧縮比の設定状態から低圧縮比方向へ変更する低圧縮比化では、特に圧縮比が高い低圧縮比化の初期段階で、圧縮比の低下よりも先に機関負荷が増加するとノッキングを生じるおそれがあるために、高い応答性が要求される。このため、低圧縮比化の初期段階では、低圧縮比方向Ｄｌｏｗへの負荷トルクを上回る駆動トルクで第２制御軸１２を低圧縮比方向Ｄｌｏｗへ駆動することが望ましく、この場合にも、低圧縮比方向の駆動トルクが同じく低圧縮比方向の負荷トルクを上回る「減速状態」となる。このような減速機３２の「減速状態」すなわち減速時には、上述したように減速機３２による摩擦フリクションを低減して、減速効率を高めるようにすることで、高圧縮比化における駆動モータの駆動トルクを軽減するとともに、低圧縮比化の初期段階（駆動モータの低圧縮比方向の駆動トルクが、低圧縮比方向の負荷トルクを上回る段階）における応答性を向上することができる。

一方、機関圧縮比を所定の機関圧縮比（例えば最低圧縮比）の設定状態に保持する状況では、第２制御軸１２側から駆動モータ３０側へ作用する低圧縮比方向Ｄｌｏｗの負荷トルクによって、基本的には第２制御軸１２側から駆動モータ３０へ負荷トルクが伝達する「増速状態」となり、このような増速時にはフリクションが増大して増速効率が低くなり、負荷トルクの一部がフリクションにより吸収・相殺される形となって、その分、アクチュエータとしての駆動モータ３０の保持トルクを軽減し、消費エネルギーを抑制することができる。このため、減速機やアクチュエータの小型化・簡素化・省エネルギー化を図ることが可能となる。

図６は、このような減速機３２の一例としての波動歯車減速機を示している。この波動歯車減速機３２は、駆動モータ３０の入力軸３０Ａに固定され、この入力軸３０Ａと一体的に回転する波動発生器３３と、この波動発生器３３の外周側に同心状に配置された可撓性を有するボールベアリング３４と、このボールベアリング３４の外周側に同心状に配置された可撓性を有する可撓性外歯車３５と、この可撓性外歯車３５の外周側に同心状に配置された第１内歯車３６及び第２内歯車３７と、により大略構成されている。なお、図７〜図９では、明りょう化のためにボールベアリング３４を省略して描いている。

波動発生器３３は、入力軸３０Ａに固定される軸部３８と、この軸部３８よりも大径な有底円筒状をなす楕円部３９と、を有し、この楕円部３９が直径方向２箇所でボールベアリング３４を外側へ押圧するように楕円形状を呈している。ボールベアリング３４と可撓性外歯車３５とは、波動発生器３３の楕円部３９の外郭形状に応じて径方向に撓み変形可能な可撓性を有する金属材料により形成されており、可撓性外歯車３５の外周には、所定数の外歯（スプライン）が形成されている。

第１内歯車３６は、ボルト４０やフランジ部材４１を介して駆動モータ３０とともにハウジング１４に固定されており、上記の可撓性外歯車３５の外歯にかみ合う内歯（スプライン）が内周に形成され、この内歯は外歯よりも２枚だけ歯数が多い。一方、第２内歯車３７は、ボルト４２を介して第２制御軸１２の一端のフランジ部４３に固定され、この第２制御軸１２と一体的に回転するもので、第１内歯車３６と同様、内周側に可撓性外歯車３５の外歯とかみ合う内歯（スプライン）が形成されているが、その歯数は外歯と同じ数となっている。従って、第２内歯車３７は可撓性外歯車３５と相対回転を生じることはなく、可撓性外歯車３５と同じ速度で回転する。これらの第１，第２内歯車３６，３７は、軸方向に隣接して配置され、可撓性外歯車３５のように撓み変形することのないように剛性の高い金属材料により形成されている。

波動発生器３３の楕円部３９により可撓性外歯車３５が直径方向２箇所で第１，第２内歯車３６，３７側へ局所的に押し付けられて、可撓性外歯車３５の外歯と第１，第２内歯車３６，３７の内歯とが直径方向二箇所でかみ合う。第１内歯車３６の内歯の歯数は可撓性外歯車３５の外歯の歯数よりも２枚多いため、波動発生器３３の回転に伴って内歯と外歯とのかみ合い位置が円周方向に移動し、波動発生器３３が１回転すると、可撓性外歯車３５が歯数差２枚分だけ回転方向に移動する。これによって、駆動モータ３０の入力軸３０Ａから第２制御軸１２へ大きな減速比で動力が伝達される。

ここで、波動発生器３３は、第２制御軸１２やハウジング１４に対して相対回転するとともに、後述するようにスラスト方向の力を受けるために、波動発生器３３の軸方向両側には、相対回転を許容しつつ軸方向のスラスト荷重を受ける駆動モータ側（図６の右側）の第１摺動部材４５と、第２制御軸１２側の第２摺動部材４６と、が設けられている。第１摺動部材４５は、駆動モータ３０のフランジ部及びフランジ部材４１の端面と、波動発生器３３の軸部３８の駆動モータ側の端面と、の間に介装され、第２摺動部材４６は、波動発生器３３の第２制御軸側の端面をなす楕円部３９の内側の底面と、第２制御軸１２のフランジ部４３の段差面と、の間に介装される。これらの摺動部材４５，４６は、例えば含油材料を一体としたプレート状の銅合金ブッシュにより構成され、あるいはボールを用いたスラストベアリング等である。

このような波動歯車減速機３２は、その構造上、駆動モータ（入力軸）３０側から第２制御軸（出力軸）１２側へ駆動トルクが伝達する減速時と、第２制御軸（出力軸）１２側から駆動モータ（入力軸）３０側へ負荷トルクが伝達する増速時と、で、波動発生器３３に作用する軸方向のスラスト力が反転する、という特有の特性がある。具体的には、減速時には図７（Ａ）に示すように第２制御軸（出力軸）側へスラスト力が発生し、増速時には図７（Ｃ）に示すように駆動モータ（入力軸）側へスラスト力が発生する。

このような波動歯車減速機３２に特有の特性に着目し、減速効率が増速効率よりも高くなるように、減速時にスラスト力を受ける第２摺動部材４６の摩擦トルク（フリクション）を、増速時にスラスト力を受ける第１摺動部材４５の摩擦トルク（フリクション）よりも小さくなるように構成している。具体的には、摩擦係数の小さい材質を用いる、あるいは摩擦の小さいボールベアリングを用いるなどによって、第２摺動部材４６を第１摺動部材４５よりも摩擦係数が低くなるように構成している。

図７を参照して、「ε」は圧縮比を意味している。制御リンク側から作用する負荷トルクは、交番荷重である慣性力によって周期的に変動するものの、基本的には燃焼荷重により低圧縮比方向に作用する。図７（Ａ）は、低圧縮比の設定状態から高圧縮比の設定状態へ移行する機関減速時などの、高圧縮比方向へモータトルクを作用させる高圧縮比化の例を示しており、この場合、低圧縮比方向に作用する負荷トルクに対し、高圧縮比方向の駆動モータ３０の駆動トルクすなわちモータトルクが上回る減速状態となる。従って、摩擦係数の小さい第２摺動部材４６でスラスト力を受けることになり、摩擦フリクションが抑制されるため、駆動モータによる消費電力が抑制されるとともに、応答性も向上する。

図７（Ｂ）は、高圧縮比の設定状態から低圧縮比の設定状態へ移行する急加速時などの、低圧縮比方向へモータトルクを作用させる例を示している。モータの特性として、モータ回転速度が低くなるほどモータトルクは高くなることから、モータ回転速度の低い低圧縮比化の初期段階では、低圧縮比方向へのモータトルクが大きく、低圧縮比方向の負荷トルクを上回る形となるために、駆動モータ３０から第２制御軸１２側へ低圧縮比方向に駆動トルクが作用することとなり、低圧縮比方向への「減速状態」となる。一方、モータ回転速度が高くなってくる低圧縮比化の後半では、低圧縮比方向の負荷トルクがモータトルクを上回り、第２制御軸１２から駆動モータ３０側へ低圧縮比方向に負荷トルクが作用する「増速状態」となる。

このように、高圧縮比の設定状態から低圧縮比の設定状態へ移行する急加速時などでは、トルクの増加に対して圧縮比の低下が遅れると、過渡的にノッキングを生じるなどの不具合を招くおそれがあるものの、本実施例では、低圧縮比化の初期段階には摩擦係数の小さい第２摺動部材４６でスラスト力を受けることになり、摩擦フリクションが抑制されるため、その応答性を効果的に高めることができる。

図７（Ｃ）は、例えば中・高負荷域での緩加速時など、主に負荷トルクによって低圧縮比化する場合の例を示し、この場合、低圧縮比方向の負荷トルクがモータトルクを大きく上回る形となるために、常に「増速状態」となり、摩擦係数の大きい第１摺動部材４５でスラスト力を受けることなり、フリクションが増大する。しかしながら、このような負荷トルクによる低圧縮比化では元々低圧縮比方向への駆動モータの駆動トルクは極めて小さいか０（ゼロ）であるために、その消費エネルギーが増大することはない。

更に、図８に示すように、駆動モータ３０の入力軸３０Ａと波動発生器３３の軸部３８との結合部を、互いにかみ合う内歯と外歯とからなるスプライン結合部４７とすることで、第１，第２摺動部材４６を利用した更なる応答性の向上や消費エネルギーの低減化を図ることも可能である。

図９を参照して、実線の矢印は駆動力・トルクが伝達している駆動状態を示しており、破線の矢印は駆動力・トルクが伝達していない（打ち消されている）非駆動状態を示している。図９（Ａ）に示すように、低圧縮比化の初期段階のように、スプライン結合部４７に対して駆動モータ３０から負荷トルクを上回る低圧縮比方向の駆動トルクＴ１が作用するときには、波動発生器３３に対し、摩擦係数の小さい第２摺動部材４６の方向にスラスト力Ｆ１が作用するために、その応答性が阻害されることはない。

図９（Ｂ）に示すように、所定圧縮比に保持する保持時や低圧縮比化の後期のように、第２制御軸１２側から低圧縮比方向の負荷トルクＴ２が作用するときには、スプライン結合部４７から波動発生器３３に対し、摩擦係数の大きい第１摺動部材４５の方向にスラスト力Ｆ２が作用するために、保持時にあっては、負荷トルクＴ２の一部を摩擦フリクションにより相殺・吸収することで、駆動モータ３０による保持トルクを軽減し、省エネルギー化を図ることができる。低圧縮比化の後期の場合には応答性は低下するものの、低圧縮比化の初期に比してノッキングを生じる可能性は低いために、実用上問題はない。

図９（Ｃ）に示すよに、高圧縮比化の場合、駆動モータ３０からの高圧縮比方向の駆動トルクＴ３によって、波動発生器３３には摩擦係数の大きい第１摺動部材４５の方向にスラスト力Ｆ３が作用し、摩擦抵抗が増加するものの、このような高圧縮比の設定を用いる低負荷域では負荷トルクそのものが小さいため、摩擦抵抗の増加の影響は小さい。また、摩擦の増加により応答性は低下するものの、高圧縮比方向への移行は低圧縮比方向への移行のようにノッキングを生じるなどの問題がないので、実用上問題はない。

このようにして、スプライン結合部４７と、摩擦係数の異なる第１摺動部材４５および第２摺動部材４６とを備えた減速機構（連結機構１０）は、低圧縮比化する際にアクチュエータ（駆動モータ３０）から第２制御軸１２へ駆動トルクが伝達する減速時のフリクションが、燃焼荷重により低圧縮比化する側へと第２制御軸１２からアクチュエータ（駆動モータ３０）へ負荷トルクが伝達する増速時のフリクションよりも小さくなるように構成されている。

１…ピストン
３…アッパリンク
４…クランクシャフト
５…ロアリンク
７…制御リンク
１０…連結機構
１１…第１制御軸
１１Ｂ…第１偏心軸部
１１Ｃ…第１アーム部
１２…第２制御軸
１２Ｂ…第２偏心軸部
１２Ｃ…第２アーム部
１３…連結リンク
１４…ハウジング
１６…片部
２０，２１…ストッパ
３０…駆動モータ（アクチュエータ）
３２…波動歯車減速機（減速機）

Claims (7)

1. ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを機械的に連係する複数のリンクと、
   機関本体に回転可能に取り付けられた第１制御軸及び第２制御軸と、
   一端が上記複数のリンクの一つに回転可能に連結されるとともに、他端が第１制御軸に偏心して設けられた制御偏心軸部に回転可能に連結された制御リンクと、
   一端が第１制御軸に偏心して設けられた第１偏心軸部に回転可能に連結されるとともに、他端が第２制御軸に偏心して設けられた第２偏心軸部に回転可能に連結された連結リンクと、
   機関圧縮比を変更及び保持するアクチュエータと、
   を有する内燃機関の可変圧縮比装置において、
   上記アクチュエータが、上記第２制御軸側に接続され、この第２制御軸の回転位置を変更及び保持するものであり、
   かつ、上記第１制御軸の中心から第１偏心軸部の中心までの腕長さを、第２制御軸の中心から第２偏心軸部の中心までの腕長さよりも大きく設定したことを特徴とする内燃機関の可変圧縮比装置。
2. 上記第１偏心軸部の中心と第２偏心軸部の中心とを結ぶリンク中心線と、上記第２制御軸の中心と第２偏心軸部の中心とを結ぶアーム中心線と、が同一線上となる臨界姿勢の少なくとも一方を含むように、上記第２制御軸の回転可能範囲が設定されている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装置。
3. 最低圧縮比となる臨界姿勢を含むように、上記第２制御軸の回転可能範囲が設定されていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
4. 上記リンク中心線とアーム中心線とのなす角度が１８０度となる臨界姿勢を含むように、上記第２制御軸の回転可能範囲が設定されていることを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
5. 圧縮比制御の基準位置検出時に、上記第２制御軸の一部がストッパに突き当てられる回転位置が、上記第２制御軸が制御で使用する回転範囲から臨界姿勢を超えて回転した位置に設定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装置。
6. 上記第２制御軸と第２偏心軸部とは連結リンクの端部を挟み込む一対の片部で接続され、一対の片部に挟まれた範囲において第２制御軸に連結リンクとの干渉を回避するスリットが形成された構造のものにおいて、
   上記一対の片部のうち、アクチュエータ寄りの片部の側面が、アクチュエータから遠い側の片部の側面よりも先にストッパに突き当てられるように設定されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
7. 上記アクチュエータと上記第２制御軸との間に減速機を介装し、
   この減速機は、上記アクチュエータから第２制御軸へ駆動トルクが伝達する減速時のフリクションが、第２制御軸からアクチュエータへ負荷トルクが伝達する増速時のフリクションよりも小さくなるように構成されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比装置。

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