WO2016194510A1 - 内燃機関の可変圧縮比機構 - Google Patents

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WO2016194510A1
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WO
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gear member
fixed
teeth
gear
gear portion
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PCT/JP2016/062729
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English (en)
French (fr)
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日吉　亮介
田中　儀明
芳秀 清澤
純 半田
希志郎 永井
淳一郎 鬼形
山田　吉彦
Original Assignee
日産自動車株式会社
株式会社ハーモニック・ドライブ・システムズ
日立オートモティブシステムズ株式会社
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Definitions

  • the present invention relates to a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine.
  • Variable compression ratio of an internal combustion engine using a multi-link type piston crank mechanism that can change the engine compression ratio of the internal combustion engine by changing the rotational position of the control shaft by the rotational driving force of the actuator transmitted through the gear reducer
  • the mechanism is conventionally known.
  • gear reduction gears of such a variable compression ratio mechanism are required to be lighter, more durable, and lower sound vibration while establishing a layout in a limited vehicle space. Is required.
  • the present invention provides a variable internal combustion engine capable of changing an engine compression ratio of an internal combustion engine by transmitting drive torque to a control shaft via a gear reducer that reduces the rotation of an actuator and changing the rotational position of the control shaft.
  • the gear reducer is fixed to the input side member connected to the rotation shaft of the actuator, the output side member transmitting the reduced rotation of the actuator to the control shaft, and the housing of the actuator.
  • an intermediate member that transmits torque from the input side member to the output side member and the fixed member, and the intermediate member meshes with a fixed gear portion formed on the fixed member.
  • a first gear portion and a second gear portion meshing with the output side gear portion formed on the output side member, and the fixed gear portion of the first gear portion with respect to the number of teeth.
  • the ratio of the number is set to be larger than the number of teeth ratio of the output-side gear unit against the number of teeth of the second gear unit.
  • the number of meshing teeth between the output side gear portion of the second internal gear member and the second gear portion of the intermediate member increases. Therefore, it is possible to reduce the load per tooth and disperse the stress at the portion where the output side gear portion and the second gear portion mesh with each other, and the tooth generated by the tooth surface wear or interference with the other side tooth. Can be prevented from being damaged.
  • FIG. 1 is an explanatory view schematically showing a schematic configuration of the internal combustion engine 1.
  • the internal combustion engine 1 has a variable compression ratio mechanism 5 that can change the engine compression ratio by changing the top dead center position of the piston 4 that reciprocates in the cylinder 3 of the cylinder block 2.
  • the variable compression ratio mechanism 5 uses a multi-link type piston-crank mechanism in which the piston 4 and the crankpin 7 of the crankshaft 6 are linked by a plurality of links, and is rotatably mounted on the crankpin 7.
  • the crankshaft 6 includes a plurality of journal portions 13 and a crankpin 7.
  • the journal portion 13 is rotatably supported between the cylinder block 2 and the crank bearing bracket 14.
  • the upper link 9 has one end rotatably attached to the piston pin 15 and the other end rotatably connected to the lower link 8 by a first connecting pin 16.
  • One end of the control link 12 is rotatably connected to the lower link 8 by a second connecting pin 17, and the other end is rotatably attached to the eccentric shaft portion 11 of the control shaft 10.
  • the control shaft 10 is disposed in parallel with the crankshaft 6 and is rotatably supported by the cylinder block 2. More specifically, the control shaft 10 is rotatably supported between the crank bearing bracket 14 and the control shaft bearing bracket 18.
  • the control shaft 10 is rotationally driven by an electric motor 21 (see FIG. 2) transmitted via a wave gear reducer 22 described later, and its rotational position is controlled.
  • the electric motor 21 corresponds to an actuator and is controlled based on a command from a control unit (not shown).
  • the rotation of the electric motor 21 is transmitted to an iron output shaft 23 via a wave gear reducer 22 as a gear reducer as shown in FIGS.
  • the output shaft side arm 24 is fixed to the output shaft 23 and extends in the radial direction of the output shaft.
  • the control shaft side arm (not shown) is fixed to the control shaft 10 and extends in the radial direction of the control shaft.
  • the rotational movement of the output shaft 23 is caused by the translational movement of the link member by a link member (not shown) rotatably connected to the side arm 24 and the other end rotatably connected to the control shaft side arm. It is transmitted to the control shaft 10 as drive torque (rotational drive torque).
  • the electric motor 21, the wave gear reducer 22, and the output shaft 23 are accommodated in a space defined by an aluminum alloy motor cover 25 that serves as a housing of the electric motor 21 and a bottomed cylindrical case member 26.
  • ing. 2 denotes an opening window through which the output shaft side arm 24 passes.
  • reference numeral 28 in FIG. 2 denotes an output shaft support bearing that rotatably supports the output shaft 23 in the case member 26.
  • the wave gear reducer 22 includes a first internal gear member 31 as an iron fixed member, and an external gear member 32 as an iron intermediate member disposed concentrically inside the first internal gear member 31.
  • the iron wave generator 33 as an input side member having an elliptical outer shape and the second internal gear member 34 as an annular iron output side member, which are arranged inside the external gear member 32, are roughly It is configured.
  • the first internal gear member 31 and the second internal gear member 34 are formed to have substantially the same inner and outer diameters.
  • the first internal gear member 31 has an annular shape, and a fixed gear portion 35 is formed on the inner peripheral side.
  • the first internal gear member 31 is fixed to the motor cover 25 by a plurality of first fastening bolts 36.
  • the first internal gear member 31 is fixed to the motor cover 25 by the four first fastening bolts 36.
  • the external gear member 32 has a cylindrical shape, and a first gear portion 37 that meshes with the fixed gear portion 35 of the first internal gear member 31 and an output side gear portion 42 (described later) of the second internal gear member 34 on the outer peripheral side.
  • the second gear portion 38 that meshes with the second gear portion 38 is formed side by side.
  • the external gear member 32 is elastically deformed in the radial direction according to the elliptical shape of the wave generator 33 inserted inside, and the first internal gear member 31 and the second internal gear member 32 are provided at two locations in the major axis direction of the elliptical shape. It meshes with the internal gear member 34.
  • the center of the wave generator 33 is fixed to the rotating shaft 39 of the electric motor 21.
  • a ball bearing (not shown) is provided between the external gear member 32 and the wave generator 33, and the external gear member 32 can rotate relative to the wave generator 33.
  • reference numerals 40 and 41 in FIG. 2 denote ball bearings that receive a thrust load and a radial load from the wave generator 33.
  • one is a radial bearing and the other is a thrust bearing.
  • the second internal gear member 34 has an annular shape, and an output side gear portion 42 is formed on the inner peripheral side.
  • the second internal gear member 34 is fixed to an iron flange 23 a formed at the end of the output shaft 23 by a plurality of second fastening bolts 43.
  • the number of the second fastening bolts 43 is larger than the number of the first fastening bolts 36.
  • the second internal gear member 34 is connected to the output shaft 23 by the six second fastening bolts 43. It is fixed to the flange portion 23a. Further, the fastening torque of the second internal gear member 34 with respect to the flange portion 23 a of the output shaft 23 is set to be larger than the fastening torque of the second internal gear member 34 with respect to the motor cover 25.
  • the plate thickness T1 of the motor cover 25 at the position where the first internal gear member 31 is fixed is set to be thicker than the plate thickness T2 of the flange portion 23a of the output shaft 23 where the second internal gear member 34 is fixed.
  • the rigidity of the motor cover 25 at the position where the first internal gear member 31 is fixed is set to be higher than the rigidity of the flange portion 23a of the output shaft 23 to which the second internal gear member 34 is fixed. .
  • the number of teeth of the first gear portion 37 of the external gear member 32 and the number of teeth of the fixed gear portion 35 of the first internal gear member 31 are given a difference in the number of teeth, and the wave generator When 33 rotates once, the external gear member 32 and the first internal gear member 31 rotate relative to each other by the difference in the number of teeth. Further, the number of teeth of the second gear portion 38 of the external gear member 32 and the number of teeth of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 are given a difference in the number of teeth, and the wave generator When 33 rotates once, the external gear member 32 and the second internal gear member 34 rotate relative to each other by the difference in the number of teeth.
  • the ratio of the number of teeth of the fixed gear portion 35 to the number of teeth of the first gear portion 37 is such that the number of teeth of the output side gear portion 42 with respect to the number of teeth of the second gear portion 38. It is set to be larger than the ratio of the numbers. That is, the number of teeth of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 is set to be larger than the number of teeth of the fixed gear portion 35 of the first internal gear member 31.
  • the wave gear reducer 22 determines the output speed difference between the rotation of the external gear member 32 accompanying the rotation of the wave generator 33 and the rotation of the second internal gear member 34 accompanying the rotation of the wave generator 33. Therefore, a large reduction ratio can be realized between the rotating shaft 39 of the electric motor 21 and the output shaft 23.
  • the number of teeth of the fixed gear portion 35 of the first internal gear member 31 is set to 202
  • the number of teeth of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 is set to 302
  • the first gear portion 37 of the external gear member 32 is set. If the number of teeth is set to 200 and the number of teeth of the second gear portion 38 of the external gear member 32 is set to 300, the reduction ratio of the wave gear reducer 22 is about 300.
  • the wave gear reducer 22 can be set so that the reduction ratio is about 200 to 400, for example, and the number of teeth of the first internal gear member 31 and the number of teeth of the second internal gear member 34 are the above-mentioned teeth.
  • the number is not limited.
  • the output shaft 23 is connected via the link member to the control shaft 10 on which the torque from the internal combustion engine 1 acts, and is easily affected by vibration of the control shaft 10.
  • the second internal gear member 34 fixed to the flange portion 23a of the output shaft 23 is configured to vibrate the output shaft 23 (vibration of the output shaft 23 within the clearance in the output shaft support bearing 28) and output. If the meshing rate with the second gear portion 38 of the external gear member 32 is deteriorated due to the influence of the shaft 23 in the radial direction, the elastic deformation of the output shaft 23, and the like, the tooth bottom damage and the tooth surface wear easily progress. .
  • the number of teeth of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 is larger than the number of teeth of the fixed gear portion 35 of the first internal gear member 31.
  • the number of meshing teeth between the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 and the second gear portion 38 of the external gear member 32 is increased.
  • the rigidity of the 2nd internal gear member 34 in the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34, if the number of teeth increases, the rigidity of the teeth relatively decreases. Moreover, the rigidity of the 2nd internal gear member 34 at the time of fixing to the flange part 23a can be restrained relatively low by making the rigidity of the flange part 23a of the output shaft 23 low. That is, since the meshing is deteriorated and the rigidity of the second internal gear member 34, which tends to increase the local load on the tooth surface, can be suppressed relatively low, the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 can be suppressed. The meshing surface is increased by the elastic deformation of the tooth surface when a large load is applied, and the local load can be reduced.
  • the control shaft 10 is susceptible to vibration and elastic deformation due to the combustion load. Therefore, the fixed gear portion of the first internal gear member 31 is located at the meshing position of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 and the second gear portion 38 of the external gear member 32 that are relatively on the control shaft side. Compared to the meshing position between the first gear portion 37 of the external gear member 32 and the gear 35, the meshing state tends to deteriorate. Also, in order to improve the durability of teeth (prevention of breakage and wear), it is important that the number of teeth and the relative rigidity of the motor cover side and output shaft side depend on the degree of deterioration of the meshing state. Become.
  • the flange to which the second internal gear member 34 is fixed In the case where the second internal gear member 34 is directly fixed to the end of the control shaft 10, that is, in the configuration in which the control shaft 10 also serves as the output shaft 23, the flange to which the second internal gear member 34 is fixed. The part is formed at one end of the control shaft 10. In this case, by reducing the plate thickness of the flange portion of the control shaft 10 to which the second internal gear member 34 is fixed, bearings that rotatably support the control shaft 10 (the crank bearing bracket 14 and the control shaft bearing bracket 18). The overhang amount, which is the amount of protrusion of the flange portion 23a from the one located most on the one end side of the control shaft, is reduced.
  • the single gears can be easily assembled by matching the meshing positions of the teeth.
  • assembling the other of the first internal gear member 31 or the second internal gear member 34 to the external gear member 32 in the sub-assembly state assembled to one of the first internal gear member 31 or the second internal gear member 34 is not possible. It's not easy.
  • the motor cover 25 is preliminarily attached to the external gear member 32 assembled in advance to the second internal gear member 34. If the first internal gear member 31 fixed to is assembled, the assembly operation of the external gear member 32 in the sub-assembled state becomes relatively easy.
  • the ratcheting in which the meshing positions of the gears are shifted tends to occur on the second internal gear member 34 side where the number of teeth is large and the tooth depth is relatively low. Therefore, the flange portion 23a to which the second internal gear member 34 is fixed is made of iron, and the motor cover 25 to which the first internal gear member 31 is fixed is made of an aluminum alloy, and the side on which the ratcheting is likely to occur (the second internal gear).
  • the gear member side) has a low thermal expansion coefficient.
  • the ratcheting torque is a torque at which the ratcheting described above starts to occur at a portion where the gears mesh with each other.
  • the flange portion 23a of the output shaft 23 and the second internal gear member 34 are at high temperatures. Due to the difference in thermal expansion coefficient, deterioration of the meshing rate due to deformation at the portion where the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 and the second gear portion 38 of the external gear member 32 mesh can be suppressed, and local stress concentration can be suppressed. It is possible to suppress damage and wear due to.
  • the ratcheting is relatively less likely to occur. Therefore, if the motor cover 25 to which the external gear member 32 is fixed is made of a lightweight aluminum alloy even if it has a high coefficient of thermal expansion, the weight can be reduced while suppressing a decrease in the ratcheting torque.
  • the fastening torque between the second internal gear member 34 and the flange portion 23a of the output shaft 23 is larger than the fastening torque between the motor cover 25 and the first internal gear member 31, and the second internal gear is likely to generate ratcheting. Since the fastening torque on the member side is set relatively large, deformation of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 is suppressed. Therefore, the ratcheting torque can be increased, and the local ratio due to the deterioration of the meshing rate at the portion where the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 and the second gear portion 38 of the external gear member 32 mesh with each other. It is possible to suppress breakage and wear due to general stress concentration.
  • the electric motor 21 can be reduced in size and weight as a whole.
  • the number of teeth of the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 becomes excessively large, and the tooth depth in the output side gear portion 42 is lowered by the amount of increase in the number of teeth.
  • ratcheting is likely to occur in which the meshing position between the output side gear portion 42 of the second internal gear member 34 and the second gear portion 38 of the external gear member 32 is shifted.
  • the rigidity of the flange portion 23a of the output shaft 23 to which the second internal gear member 34 is fixed is relatively higher than the rigidity of the motor cover 25 at the position where the first internal gear member 31 is fixed.
  • the ratcheting may be suppressed by increasing the ratcheting torque.
  • the plate thickness of the motor cover 25 at the position where the first internal gear member 31 is fixed is greater than the plate thickness of the flange portion 23a of the output shaft 23 at the position where the second internal gear member 34 is fixed. Is also set to be thin.
  • the number of teeth of the output gear 42 is greater than the number of teeth of the fixed gear 35, and the rigidity of the flange 23a of the output shaft 23 is greater than the rigidity of the motor cover 25 at the position where the first internal gear member 31 is fixed.
  • Increasing the height is disadvantageous for the ratcheting, but if the ratcheting torque is sufficiently larger than the maximum load torque, the ratcheting torque need not be considered. That is, when it is not necessary to consider the ratcheting torque, only the durability of the tooth surface (the root stress and the tooth surface wear) need be considered.
  • gear reducer for reducing the rotation of the electric motor 21 other than the wave gear reducer 22 described above can be applied.
  • a mysterious planetary gear reducer 51 as shown in FIG. 4 or a hypocycloid reducer 61 as shown in FIG. 5 can be used as the gear reducer.
  • the wonder planetary gear speed reducer 51 includes a first internal gear member 52 as an iron fixing member fixed to the motor cover 25, a plurality of planetary gear members 53 as iron intermediate members, and an output.
  • the second internal gear member 54 as an iron output side member fixed to the shaft 23 and the sun gear member 55 as an iron input side member fixed to the rotating shaft 39 of the electric motor 21 are roughly configured. Yes.
  • the sun gear member 55 has a sun gear portion 56 with the number of teeth Z1 formed on the outer periphery thereof, and is disposed inside the first internal gear member 52 and the second internal gear member 54.
  • the first internal gear member 52 is formed with a fixed gear portion 58 having the number of teeth Z3 on the inner peripheral side thereof.
  • the output side gear part 59 of the number of teeth Z4 is formed in the inner peripheral side.
  • the planetary gear member 53 has a planetary gear portion 57 having the number of teeth Z2 formed on the outer periphery thereof, and is disposed between the first internal gear member 52, the second internal gear member 54, and the sun gear member 55.
  • the planetary gear portion 57 of the planetary gear member 53 meshes with the fixed gear portion 58 of the first internal gear member 52, the output side gear portion 59 of the second internal gear member 54, and the sun gear portion 56 of the sun gear member 55. . That is, the planetary gear portion 57 corresponds to the first gear portion and the second gear portion in the intermediate member.
  • the ratio of the number of teeth of the fixed gear 58 to the number of teeth of the planetary gear 57 is greater than the ratio of the number of teeth of the output gear 59 to the number of teeth of the planetary gear 57. It is set to be large. That is, the number of teeth Z4 of the output side gear portion 59 of the second internal gear member 54 is set to be larger than the number of teeth Z3 of the fixed gear portion 58 of the first internal gear member 52.
  • the output side gear portion of the second internal gear member 54 is increased by increasing the rigidity of the second internal gear member 54 having a large number of teeth and relatively low tooth strength. Deterioration of the meshing rate due to deformation at the portion where 59 and the planetary gear portion 57 of the planetary gear member 53 mesh is suppressed. Therefore, damage and wear due to local stress concentration can be suppressed at the portion where the output side gear portion 59 of the second internal gear member 54 meshes with the planetary gear portion 57 of the planetary gear member 53.
  • the hypocycloid reduction gear 61 includes a first internal gear member 62 as an iron fixing member fixed to the motor cover 25, an external gear member 63 as an iron intermediate member, and the output shaft 23.
  • the second internal gear member 64 as an iron output side member fixed to the motor and the iron input side member 65 fixed to the rotating shaft 39 of the electric motor 21 are roughly configured.
  • the outer gear member 63 is formed with a first gear portion 67 having a number of teeth Z1 and a second gear portion 68 having a number of teeth Z2.
  • the external gear member 63 is rotatably supported by an eccentric shaft portion 66 of the input side member 65 that is eccentric with respect to the rotation shaft 39 of the electric motor 21.
  • the first internal gear member 62 has a fixed gear portion 69 having the number of teeth Z3 on the inner peripheral side thereof.
  • the first internal gear member 62 is disposed outside the first gear portion 67 of the external gear member 63.
  • the output side gear part 70 of the number of teeth Z4 is formed in the inner peripheral side.
  • the second internal gear member 64 is disposed outside the second gear portion 68 of the external gear member 63.
  • the first gear portion 67 of the external gear member 63 meshes with the fixed gear portion 69 of the first internal gear member 62.
  • the second gear portion 68 of the external gear member 63 meshes with the output side gear portion 70 of the second internal gear member 64.
  • the first gear portion 67 is located on the side eccentric with respect to the rotation shaft 39 (the side with the eccentric shaft portion 66).
  • the second gear portion 68 meshes with the output side gear portion 70 of the second internal gear member 64 while meshing with the fixed gear portion 69 of the first internal gear member 62.
  • the ratio of the number of teeth of the fixed gear portion 69 to the number of teeth of the first gear portion 67 is greater than the ratio of the number of teeth of the output side gear portion 70 to the number of teeth of the second gear portion 68.
  • the number of teeth Z1 of 67 is set to be smaller than the number of teeth Z2 of the second gear portion 68.
  • the output side gear portion 70 of the second internal gear member 64 is increased by increasing the rigidity of the second internal gear member 64 having a large number of teeth and relatively low tooth strength.
  • the second gear portion 68 of the external gear member 63 are prevented from deteriorating the meshing rate due to deformation. Therefore, damage and wear due to local stress concentration can be suppressed at the portion where the output side gear portion 70 of the second internal gear member 64 and the second gear portion 68 of the external gear member 63 mesh.

Abstract

可変圧縮比機構（５）の制御軸（１０）は、波動歯車減速機（２２）を介して電動モータ（２１）により回転駆動される。波動歯車減速機（２２）は、第１内歯車部材（３１）と、第１内歯車部材（３１）の内側に同心状に配置された外歯車部材（３２）と、外歯車部材（３２）の内側に配置された外形が楕円形輪郭の波動発生器（３３）と、第２内歯車部材（３４）と、を有している。そして、外歯車部材（３２）の第１歯車部（３７）の歯数に対する第１内歯車部材（３１）の固定歯車部（３５）の歯数の比が、外歯車部材（３２）の第２歯車部（３８）の歯数に対する第２内歯車部材（３４）の出力側歯車部（４２）の歯数の比よりも大きくなるように設定される。

Description

内燃機関の可変圧縮比機構
　本発明は、内燃機関の可変圧縮比機構に関する。
　歯車減速機を介して伝達されたアクチュエータの回転駆動力により制御軸の回転位置を変更することで内燃機関の機関圧縮比を変更可能な複リンク式ピストンクランク機構を用いた内燃機関の可変圧縮比機構が従来から知られている。
　例えば、特許文献１、２においては、差動歯車の原理を利用した減速機を用いることで、減速機に使用する歯車のモジュールを大きくしつつ大減速比を確保することにより、減速機に使用する歯車のモジュールが小さくなって歯車の強度低下や歯面の摩耗を招かないようにしている。
　しかしながら、このような可変圧縮比機構の歯車減速機には、限られた車載スペース内でレイアウトを成立させつつ、軽量化、高耐久化、低音振化することが求められており、更なる改善が求められている。
ＷＯ２０１４／１０９１７９号公報 ＷＯ２０１４／２７４９７号公報
　本発明は、アクチュエータの回転を減速する歯車減速機を介して制御軸に駆動トルクを伝達し、当該制御軸の回転位置を変更することによって内燃機関の機関圧縮比を変更可能な内燃機関の可変圧縮比機構において、上記歯車減速機は、上記アクチュエータの回転軸に連結された入力側部材と、減速された上記アクチュエータの回転を上記制御軸に伝達する出力側部材と、上記アクチュエータのハウジングに固定された固定部材と、上記入力側部材からのトルクを上記出力側部材及び上記固定部材に伝達する中間部材と、を有し、上記中間部材は、上記固定部材に形成された固定歯車部と噛み合う第１歯車部と、上記出力側部材に形成された出力側歯車部と噛み合う第２歯車部と、を有し、上記第１歯車部の歯数に対する上記固定歯車部の歯数の比が、上記第２歯車部の歯数に対する上記出力側歯車部の歯数の比よりも大きくなるように設定される。
　本発明によれば、第２内歯車部材の出力側歯車部と中間部材の第２歯車部との噛み合い歯数が増大する。そのため、出力側歯車部と第２歯車部とが噛み合う部分において、一歯あたりの荷重を低減して応力を分散させることが可能となり、歯面の摩耗や相手側の歯との干渉によって生じる歯の破損を抑制することができる。
本発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構の概略構成を模式的に示した説明図。 第１実施例における歯車減速機の概略を示す断面図。 第１実施例における歯車減速機の分解斜視図。 第２実施例における歯車減速機の構造を模式的に示した説明図。 第３実施例における歯車減速機の構造を模式的に示した説明図。
　以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、内燃機関１の概略構成を模式的に示した説明図である。
　内燃機関１は、シリンダブロック２のシリンダ３内を往復動するピストン４の上死点位置を変更することで機関圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構５を有している。
　可変圧縮比機構５は、ピストン４とクランクシャフト６のクランクピン７とを複数のリンクで連係した複リンク式ピストン－クランク機構を利用したものであって、クランクピン７に回転可能に装着されたロアリンク８と、このロアリンク８とピストン４とを連結するアッパリンク９と、偏心軸部１１が設けられた制御軸１０と、偏心軸部１１とロアリンク８とを連結するコントロールリンク１２と、を有している。
　クランクシャフト６は、複数のジャーナル部１３及びクランクピン７を備えている。ジャーナル部１３は、シリンダブロック２とクランク軸受ブラケット１４との間に回転可能に支持されている。
　アッパリンク９は、一端がピストンピン１５に回転可能に取り付けられ、他端が第１連結ピン１６によりロアリンク８と回転可能に連結されている。コントロールリンク１２は、一端が第２連結ピン１７によりロアリンク８と回転可能に連結されており、他端が制御軸１０の偏心軸部１１に回転可能に取り付けられている。
　制御軸１０は、クランクシャフト６と平行に配置され、かつシリンダブロック２に回転可能に支持されている。詳述すると、制御軸１０は、クランク軸受ブラケット１４と制御軸軸受ブラケット１８との間に回転可能に支持されている。
　そして、この制御軸１０は、後述する波動歯車減速機２２を介して伝達された電動モータ２１（図２を参照）によって回転駆動され、その回転位置が制御されている。電動モータ２１は、アクチュエータに相当するものであって、図示せぬコントロールユニットからの指令に基づき制御される。
　電動モータ２１により制御軸１０の回転位置を変更することで、コントロールリンク１２の揺動支点となる偏心軸部１１の位置が変化する。これによりロアリンク８の姿勢が変化し、ピストン４のピストンモーション（ストローク特性）、すなわちピストン４の上死点位置及び下死点位置の変化を伴って、圧縮比が連続的に変更される。
　電動モータ２１の回転は、図２、図３に示すような歯車減速機としての波動歯車減速機２２を介して鉄製の出力軸２３に伝達されている。
　そして、出力軸２３に固定され、出力軸半径方向に伸びる出力軸側アーム２４と、制御軸１０に固定され、制御軸半径方向に伸びる制御軸側アーム（図示せず）と、一端が出力軸側アーム２４に回転可能に連結され、他端が上記制御軸側アームに回転可能に連結されたリンク部材（図示せず）とによって、出力軸２３の回転運動が上記リンク部材の並進運動を経て制御軸１０に駆動トルク（回転駆動トルク）として伝達されている。
　電動モータ２１、波動歯車減速機２２及び出力軸２３は、電動モータ２１のハウジングとなるアルミニウム合金製のモータカバー２５と、有底筒状のケース部材２６とによって画成される空間内に収容されている。なお、図２中の２７は、出力軸側アーム２４が貫通する開口窓部である。また、図２中の２８は、ケース部材２６内で出力軸２３を回転可能に支持する出力軸支持軸受である。
　ここで、波動歯車減速機２２は、鉄製の固定部材としての第１内歯車部材３１と、第１内歯車部材３１の内側に同心状に配置された鉄製の中間部材としての外歯車部材３２と、外歯車部材３２の内側に配置された外形が楕円形輪郭の入力側部材としての鉄製の波動発生器３３と、円環状で鉄製の出力側部材としての第２内歯車部材３４と、から大略構成されている。第１内歯車部材３１と第２内歯車部材３４とは、互いに略同一の内外径となるように形成されている。
　第１内歯車部材３１は、円環状を呈し、内周側に、固定歯車部３５が形成されている。この第１内歯車部材３１は、複数の第１締結ボルト３６によって、モータカバー２５に固定されている。本実施例では、４本の第１締結ボルト３６により、第１内歯車部材３１がモータカバー２５に固定されている。
　外歯車部材３２は、円筒状を呈し、外周側に、第１内歯車部材３１の固定歯車部３５と噛み合う第１歯車部３７と、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２（後述）と噛み合う第２歯車部３８とが並んで形成されている。この外歯車部材３２は、内側に挿入された波動発生器３３の楕円形状に応じて半径方向に弾性変形し、この楕円形状の長軸方向の２箇所で、第１内歯車部材３１及び第２内歯車部材３４に対して噛み合っている。
　波動発生器３３は、中心部分が電動モータ２１の回転軸３９に固定されている。また、外歯車部材３２と波動発生器３３との間には、ボールベアリング（図示せず）が設けられており、外歯車部材３２は波動発生器３３に対して相対回転可能となっている。
　なお、図２中の４０、４１は、波動発生器３３からのスラスト荷重及びラジアル荷重を受けるボールベアリングであって、例えば一方がラジアル軸受であり他方がスラスト軸受である。
　第２内歯車部材３４は、円環状を呈し、内周側に、出力側歯車部４２が形成されている。この第２内歯車部材３４は、複数の第２締結ボルト４３によって、出力軸２３の端部に形成された鉄製のフランジ部２３ａに固定されている。ここで、第２締結ボルト４３の本数は、第１締結ボルト３６の本数よりも多くなっており、本実施例では６本の第２締結ボルト４３により第２内歯車部材３４が出力軸２３のフランジ部２３ａに固定されている。また、出力軸２３のフランジ部２３ａに対する第２内歯車部材３４の締結トルクは、モータカバー２５に対する第２内歯車部材３４の締結トルクよりも大きくなるよう設定されている。
　また、第１内歯車部材３１が固定された位置におけるモータカバー２５の板厚Ｔ１が、第２内歯車部材３４が固定された出力軸２３のフランジ部２３ａの板厚Ｔ２よりも厚くなるよう設定されている。換言すると、第１内歯車部材３１が固定された位置におけるモータカバー２５の剛性は、第２内歯車部材３４が固定された出力軸２３のフランジ部２３ａの剛性よりも高くなるよう設定されている。
　ここで、外歯車部材３２の第１歯車部３７の歯数と第１内歯車部材３１の固定歯車部３５の歯数とは、２歯分の歯数差が与えられており、波動発生器３３が１回転すると、この歯数差の分だけ外歯車部材３２と第１内歯車部材３１とが相対回転することになる。また、外歯車部材３２の第２歯車部３８の歯数と第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２の歯数とは、２歯分の歯数差が与えられており、波動発生器３３が１回転すると、この歯数差の分だけ外歯車部材３２と第２内歯車部材３４とが相対回転することになる。
　そして、本実施例の波動歯車減速機２２においては、第１歯車部３７の歯数に対する固定歯車部３５の歯数の比が、第２歯車部３８の歯数に対する出力側歯車部４２の歯数の比よりも大きくなるように設定される。つまり、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２の歯数が第１内歯車部材３１の固定歯車部３５の歯数よりも多くなるように設定される。
　そのため、波動歯車減速機２２は、波動発生器３３の回転に伴う外歯車部材３２の回転と、波動発生器３３の回転に伴う第２内歯車部材３４の回転との回転数差を出力軸２３に対して出力すること可能となり、電動モータ２１の回転軸３９と出力軸２３との間で大きな減速比を実現することが可能となっている。
　例えば、第１内歯車部材３１の固定歯車部３５の歯数を２０２、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２の歯数を３０２に設定し、外歯車部材３２の第１歯車部３７の歯数が２００、外歯車部材３２の第２歯車部３８の歯数が３００と設定すれば、波動歯車減速機２２の減速比は約３００となる。
　なお、波動歯車減速機２２は、例えば減速比が２００～４００程度となるように設定可能であり、第１内歯車部材３１の歯数及び第２内歯車部材３４の歯数は、上述した歯数に限定されるものではない。
　このような可変圧縮比機構５において、出力軸２３は、内燃機関１からのトルクが作用する制御軸１０に上記リンク部材を介して連結されており、制御軸１０の振動等の影響を受けやすい。従って、このような出力軸２３のフランジ部２３ａに固定された第２内歯車部材３４は、出力軸２３の振動（出力軸支持軸受２８内のクリアランス内での出力軸２３の振動）や、出力軸２３のラジアル方向への芯ずれ、出力軸２３の弾性変形等の影響受け、外歯車部材３２の第２歯車部３８との噛み合い率が悪化すると、歯底破損や歯面摩耗が進行しやすい。
　そこで、本実施例の可変圧縮比機構５においては、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２の歯数が、第１内歯車部材３１の固定歯車部３５の歯数よりも多くなるよう設定することで、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８との噛み合い歯数を増大させる。
　これによって、出力側歯車部４２と第２歯車部３８とが噛み合う部分において、一歯あたりの荷重を低減して応力を分散させることが可能となり、歯面の摩耗や相手側の歯との干渉によって生じる歯の破損を抑制することができる。
　第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２は、歯数が多くなれば相対的に歯の剛性が低下することになる。また、出力軸２３のフランジ部２３ａの剛性を低くすることで、フランジ部２３ａに固定された際の第２内歯車部材３４の剛性を相対的に低く抑えることができる。つまり、噛み合いが悪化し、歯面の局所的荷重が増大しやすい第２内歯車部材３４の剛性を相対的に低く抑えることが可能となるため、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２は、大荷重作用時に歯面の弾性変形によって噛み合い面が増大し、局所荷重を低減させることができる。
　制御軸１０は、燃焼荷重が作用するため振動や弾性変形が生じやすい。そのため、相対的に制御軸側となる第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８との噛み合い位置においては、第１内歯車部材３１の固定歯車部３５と外歯車部材３２の第１歯車部３７との噛み合い位置に比べて、噛み合い状態が悪化しやすい。また、歯の耐久性向上（破損、摩耗の防止）のためには、噛み合い状態の悪化の程度に応じて歯数の多少とモータカバー側と出力軸側の相対的な剛性の高低が重要となる。
　そして、第２内歯車部材３４が固定された出力軸２３のフランジ部２３ａの板厚を相対的に薄くすることにより、出力軸支持軸受２８からのフランジ部２３ａのオーバハング量が低減され、出力軸支持軸受２８内のクリアランス内での振動、出力軸２３のラジアル方向への芯ずれによる第２内歯車部材３４の位置ずれや第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８との噛み合い率の悪化を抑制することができる。
　なお、第２内歯車部材３４が制御軸１０の端部に直接固定されるような場合、すなわち制御軸１０が出力軸２３を兼ねるような構成では、第２内歯車部材３４が固定されるフランジ部は制御軸１０の一端に形成されることになる。この場合には、第２内歯車部材３４が固定された制御軸１０のフランジ部の板厚を薄くことにより、制御軸１０を回転可能に支持する軸受（クランク軸受ブラケット１４と制御軸軸受ブラケット１８とによって構成）のうち最も制御軸一端側に位置するものからのフランジ部２３ａの突出量であるオーバハング量が低減される。
　外歯車部材３２を第１内歯車部材３１または第２内歯車部材３４に予め組み付ける場合、単品同士であれば歯の噛み合い位置を合わせて組み付けやすい。しかしながら、第１内歯車部材３１または第２内歯車部材３４の一方に組み付けられたサブアッセンブリ状態の外歯車部材３２に、第１内歯車部材３１または第２内歯車部材３４の他方を組み付けることは容易ではない。
　また、歯数が多いほど歯の噛み合い位置を合わせて組み付けることが難しくなり、外歯車部材３２、第１内歯車部材３１及び第２内歯車部材３４の互いの組み付け作業性が悪化することになる。
　そこで、第１内歯車部材３１の歯数を第２内歯車部材３４の歯数よりも減らした場合には、予め第２内歯車部材３４に組み付けられた外歯車部材３２に、予めモータカバー２５に固定された第１内歯車部材３１を組み付けるようにすれば、サブアッセンブリ状態の外歯車部材３２の組み付け作業が相対的に容易となる。
　歯車同士の噛み合い位置がずれるラチェッティングは、歯数が多く歯たけが相対的に低くなる第２内歯車部材３４側で発生しやすい。そのため、第２内歯車部材３４が固定されたフランジ部２３ａを鉄製、第１内歯車部材３１が固定されたモータカバー２５をアルミニウム合金製とし、上記ラチェッティングが発生しやすい側（第２内歯車部材側）を低熱膨張率化している。
　これにより、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８とが噛み合う部分での変形を抑制し、上記ラチェッティングの発生を抑制することができる。そして、高温時に、フランジ部２３ａの熱膨張によって、第２内歯車部材３４が拡張され、外歯車部材３２の第２歯車部３８に対する出力側歯車部４２の噛み合いの高さ（深さ）が減少し、ラチェッティングトルクが低下してしまうことを抑制することができる。ここで、ラチェッティングトルクとは、歯車同士が噛み合う部分において上述したラチェッティングが発生し始めるトルクである。
　また、歯数が多く歯の強度が相対的に低い側（第２内歯車部材側）を低熱膨張率化することで、高温時に出力軸２３のフランジ部２３ａと第２内歯車部材３４との熱膨張率差によって、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８とが噛み合う部分での変形による噛み合い率の悪化を抑制でき、局所的な応力集中による破損や摩耗を抑制することができる。
　第１内歯車部材３１は、歯数が少なく歯たけが相対的に高いため、相対的に上記ラチェッティングが発生しにくい。そのため、外歯車部材３２が固定されるモータカバー２５を高熱膨張率ではあっても軽量なアルミニウム合金製とすれば、上記ラチェッティングトルクの低下を抑制しつつ、軽量化を図ることができる。
　第２内歯車部材３４と出力軸２３のフランジ部２３ａとの締結トルクがモータカバー２５と第１内歯車部材３１との締結トルクよりも大きくなり、上記ラチェッティングが発生しやすい第２内歯車部材側の締結トルクが相対的に大きく設定されているので、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２の変形が抑制される。そのため、上記ラチェッティングトルクを増加させることができるとともに、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８とが噛み合う部分での噛み合い率の悪化による局所的な応力集中による破損や摩耗を抑制することができる。
　そして、モータカバー２５に第１内歯車部材３１を固定する第１締結ボルト３６の本数を相対的に少なくすることで、その分電動モータ２１の内部に当該電動モータ２１の構成部品の配置スペースを確保することが可能となり、総じて電動モータを小型化、軽量化することが可能となる。
　また、第２内歯車部材３４と出力軸２３のフランジ部２３ａとを固定する第２締結ボルト４３の本数を多くすることで、第２内歯車部材３４と出力軸２３のフランジ部２３ａとの締結トルクを大きくしやすくなっている。
　なお、減速比の設定によっては、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２の歯数が過度に多くなり、歯数が多くなった分だけ出力側歯車部４２における歯たけが低くなって、第２内歯車部材３４の出力側歯車部４２と外歯車部材３２の第２歯車部３８との噛み合い位置がずれるラチェッティングが発生しやすくなる場合がある。その場合には、第２内歯車部材３４が固定される出力軸２３のフランジ部２３ａの剛性を第１内歯車部材３１が固定される位置におけるモータカバー２５の剛性よりも相対的に高くなるように構成し、上記ラチェッティングトルクを増大させることで、上記ラチェッティングを抑制するようにしてもよい。この場合には、例えば、第１内歯車部材３１が固定された位置におけるモータカバー２５の板厚は、第２内歯車部材３４が固定された位置における出力軸２３のフランジ部２３ａの板厚よりも薄くなるように設定される。
　出力側歯車部４２の歯数が固定歯車部３５の歯数よりも多く、かつ出力軸２３のフランジ部２３ａの剛性を第１内歯車部材３１が固定される位置におけるモータカバー２５の剛性よりも高くする場合、上記ラチェッティングには不利であるが、最大負荷トルクよりも十分大きい上記ラチェッティングトルクを確保できている場合は、上記ラチェッティングトルクについて考慮不要である。つまり、上記ラチェッティングトルクを考慮する必要がない場合は、歯面の耐久性（歯底応力と歯面摩耗）だけを考慮すればよい。
　電動モータ２１の回転を減速する歯車減速機としては、上述した波動歯車減速機２２以外のものも適用可能である。例えば、歯車減速機として、図４に示すような不思議遊星歯車減速機５１や、図５に示すようなハイポサイクロイド減速機６１を用いることも可能である。
　以下に、歯車減速機として不思議遊星歯車減速機５１を用いた第２実施例と、歯車減速機としてハイポサイクロイド減速機６１を用いた第３実施例について説明する。なお、第２、第３実施例は、上述した第１実施例と歯車減速機以外の構成については同一である。
　第２実施例において、不思議遊星歯車減速機５１は、モータカバー２５に固定された鉄製の固定部材としての第１内歯車部材５２と、鉄製の中間部材としての複数の遊星歯車部材５３と、出力軸２３に固定された鉄製の出力側部材としての第２内歯車部材５４と、電動モータ２１の回転軸３９に固定された鉄製の入力側部材としての太陽歯車部材５５と、から大略構成されている。
　太陽歯車部材５５は、その外周に歯数Ｚ１の太陽歯車部５６が形成され、第１内歯車部材５２及び第２内歯車部材５４の内側に配置されている。第１内歯車部材５２は、その内周側に歯数Ｚ３の固定歯車部５８が形成されている。第２内歯車部材５４は、その内周側に歯数Ｚ４の出力側歯車部５９が形成されている。遊星歯車部材５３は、その外周に歯数Ｚ２の遊星歯車部５７が形成され、第１内歯車部材５２及び第２内歯車部材５４と太陽歯車部材５５との間に配置されている。
　遊星歯車部材５３の遊星歯車部５７は、第１内歯車部材５２の固定歯車部５８、第２内歯車部材５４の出力側歯車部５９、及び太陽歯車部材５５の太陽歯車部５６に噛み合っている。つまり、遊星歯車部５７は、中間部材における第１歯車部と第２歯車部に相当するものである。
　そして、この不思議遊星歯車減速機５１では、遊星歯車部５７の歯数に対する固定歯車部５８の歯数の比が、遊星歯車部５７の歯数に対する出力側歯車部５９の歯数の比よりも大きくなるように設定されている。つまり、第２内歯車部材５４の出力側歯車部５９の歯数Ｚ４が第１内歯車部材５２の固定歯車部５８の歯数Ｚ３よりも多くなるように設定される。
　このような不思議遊星歯車減速機５１を用いても、上述した第１実施例と略同様の作用効果を得ることができる。
　また、不思議遊星歯車減速機５１を用いた場合、歯数が多く歯の強度が相対的に低い第２内歯車部材５４の剛性を高くすることで、第２内歯車部材５４の出力側歯車部５９と遊星歯車部材５３の遊星歯車部５７とが噛み合う部分での変形による噛み合い率の悪化が抑制される。そのため、第２内歯車部材５４の出力側歯車部５９と遊星歯車部材５３の遊星歯車部５７とが噛み合う部分において、局所的な応力集中による破損や摩耗を抑制することができる。
　第３実施例おいて、ハイポサイクロイド減速機６１は、モータカバー２５に固定された鉄製の固定部材としての第１内歯車部材６２と、鉄製の中間部材としての外歯車部材６３と、出力軸２３に固定された鉄製の出力側部材としての第２内歯車部材６４と、電動モータ２１の回転軸３９に固定された鉄製の入力側部材６５と、から大略構成されている。
　外歯車部材６３には、歯数がＺ１の第１歯車部６７と歯数がＺ２の第２歯車部６８とが形成されている。外歯車部材６３は、電動モータ２１の回転軸３９に対して偏心した入力側部材６５の偏心軸部６６に回転可能に支持されている。第１内歯車部材６２は、その内周側に歯数Ｚ３の固定歯車部６９が形成されている。第１内歯車部材６２は、外歯車部材６３の第１歯車部６７の外側に配置されている。第２内歯車部材６４は、その内周側に歯数Ｚ４の出力側歯車部７０が形成されている。第２内歯車部材６４は、外歯車部材６３の第２歯車部６８の外側に配置されている。
　外歯車部材６３の第１歯車部６７は、第１内歯車部材６２の固定歯車部６９と噛み合っている。外歯車部材６３の第２歯車部６８は、第２内歯車部材６４の出力側歯車部７０と噛み合っている。
　なお、外歯車部材６３は、電動モータ２１の回転軸３９に対して偏心しているので、回転軸３９に対して偏心している側（偏心軸部６６がある側）において、第１歯車部６７が第１内歯車部材６２の固定歯車部６９と噛み合うとともに、第２歯車部６８が第２内歯車部材６４の出力側歯車部７０と噛み合っている。
　そして、このハイポサイクロイド減速機６１では、第１歯車部６７の歯数に対する固定歯車部６９の歯数の比が、第２歯車部６８の歯数に対する出力側歯車部７０の歯数の比よりも大きくなるように設定される。つまり、第１内歯車部材６２の固定歯車部６９の歯数Ｚ３が第２内歯車部材６４の出力側歯車部７０の歯数Ｚ４よりも少なくよう設定され、外歯車部材６３の第１歯車部６７の歯数Ｚ１が第２歯車部６８の歯数Ｚ２よりも少なくなるよう設定される。
　このようなハイポサイクロイド減速機６１を用いても、上述した第１実施例と略同様の作用効果を得ることができる。
　また、ハイポサイクロイド減速機６１を用いた場合、歯数が多く歯の強度が相対的に低い第２内歯車部材６４の剛性を高くすることで、第２内歯車部材６４の出力側歯車部７０と外歯車部材６３の第２歯車部６８とが噛み合う部分での変形による噛み合い率の悪化が抑制される。そのため、第２内歯車部材６４の出力側歯車部７０と外歯車部材６３の第２歯車部６８とが噛み合う部分において、局所的な応力集中による破損や摩耗を抑制することができる。

Claims (7)

  1. 　アクチュエータの回転を減速する歯車減速機を介して制御軸に駆動トルクを伝達し、当該制御軸の回転位置を変更することによって内燃機関の機関圧縮比を変更可能な内燃機関の可変圧縮比機構において、
    　上記歯車減速機は、上記アクチュエータの回転軸に連結された入力側部材と、減速された上記アクチュエータの回転を上記制御軸に伝達する出力側部材と、上記アクチュエータのハウジングに固定された固定部材と、上記入力側部材からのトルクを上記出力側部材及び上記固定部材に伝達する中間部材と、を有し、
    　上記中間部材は、上記固定部材に形成された固定歯車部と噛み合う第１歯車部と、上記出力側部材に形成された出力側歯車部と噛み合う第２歯車部と、を有し、
    　上記第１歯車部の歯数に対する上記固定歯車部の歯数の比が、上記第２歯車部の歯数に対する上記出力側歯車部の歯数の比よりも大きくなるように設定される内燃機関の可変圧縮比機構。
  2. 　上記第１歯車部の歯数と上記第２歯車部の歯数を異ならせる請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
  3. 　上記出力側部材に固定された出力軸を介して上記制御軸に上記アクチュエータの駆動トルクが伝達され、
    　上記出力側部材が固定された出力軸のフランジ部の剛性が、上記固定部材が固定された上記ハウジングの剛性よりも高くなるよう設定されている請求項１または２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
  4. 　上記出力側部材に固定された出力軸を介して上記制御軸に上記アクチュエータの駆動トルクが伝達され、
    　上記固定部材が固定された位置における上記ハウジングの板厚は、上記出力側部材が固定された出力軸のフランジ部の板厚よりも厚くなるよう設定されている請求項１または２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
  5. 　上記出力側部材に固定された出力軸を介して上記制御軸に上記アクチュエータの駆動トルクが伝達され、
    　上記出力側部材が固定された出力軸の熱膨張率は、上記固定部材が固定された上記ハウジングの熱膨張率よりも小さい請求項１または２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
  6. 　上記出力側部材に固定された出力軸を介して上記制御軸に上記アクチュエータの駆動トルクが伝達され、
    　上記出力側部材と上記出力軸との締結トルクは、上記ハウジングと上記固定部材との締結トルクよりも大きく設定されている請求項１～５のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。
  7. 　上記出力側部材に固定された出力軸を介して上記制御軸に上記アクチュエータの駆動トルクを伝達され、
    　上記出力側部材を上記出力軸に固定するボルトの本数は、上記固定部材を上記ハウジングに固定するボルトの本数よりも多い請求項１～６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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