(57)【要約】      （修正有）【課題】駆動モータ（アクチュエータ）による消費エネルギーの抑制を図る。【解決手段】駆動モータ２０により制御軸１８の回転位置を変更することによって機関圧縮比を変化させる可変圧縮比機構と、駆動モータ２０と制御軸１８との動力伝達の接続・開放を切り換える断続装置として、駆動モータ２０の入力軸の回転を減速して制御軸１８へ伝達する波動歯車減速装置２１と、を設ける。機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側へ変更する場合、機関運転条件に応じて、断続装置の接続・開放を切り換える。【選択図】図３
2010151088.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
アクチュエータにより制御軸の回転位置を変更することによって、内燃機関のピストンの上死点位置と下死点位置の少なくとも一方を変化させて、機関圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、
上記アクチュエータと制御軸との間に設けられ、両者の動力伝達の接続・開放を切り換える断続装置と、を有し、
上記機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側へ変更する場合、機関運転条件に応じて、上記断続装置の接続・開放を切り換えることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比装置。
【請求項２】
上記高圧縮比側から低圧縮比側へ変更する場合であって、かつ、高応答な低圧縮比方向への作動を要する所定の運転条件においては、上記断続装置を接続状態とするとともに、上記アクチュエータにより制御軸を低圧縮比側へ駆動し、上記高応答な低圧縮比方向への作動を要する所定の運転条件以外の高圧縮比側から低圧縮比側への変更時には、上記断続装置を開放状態とす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。
【請求項３】
所定の機関圧縮比の変更過渡期には、上記アクチュエータの起動時に上記断続装置を開放状態とするとともに、上記アクチュエータの起動から所定の遅延後に、上記断続装置を接続状態とすることを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
【請求項４】
上記所定の機関圧縮比の変更過渡期が、機関圧縮比を低圧縮比側から高圧縮比側へ変更する場合であ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。
【請求項５】
上記制御軸の角度位置を検出する手段と、
上記アクチュエータの入力軸の角度位置を検出する手段と、を有し、
上記断続装置の開放状態から接続状態への切換時には、上記制御軸の角度位置に基づいてアクチュエータの制御を行うことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
【請求項６】
上記アクチュエータの入力軸の回転を減速して上記制御軸へ伝達する波動歯車減速装置を有し、
この波動歯車減速装置は、
内燃機関の固定部位に固定され、内周に内歯が形成された剛体の内歯車と、
この内歯車の内側に同心状に配置され、上記内歯よりも歯数の少ない外歯が外周に形成され、上記制御軸とともに回転する可撓性外歯車と、
この可撓性外歯車の内側に配置された波動発生器と、を有し、
この波動発生器は、上記入力軸とともに回転する発生器回転体と、
この発生器回転体の外側に相対回転可能に配置された可撓性外輪と、を有し、
上記断続装置が、上記可撓性外輪を介して可撓性外歯車の形状を、上記可撓性外歯車の長径方向の両側二箇所で内歯と外歯とがかみ合う楕円形状と、この楕円形状よりも真円に近い真円形状とに変化させるものであり、上記楕円形状のときに接続状態となり、上記真円形状のときに開放状態とな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。
【請求項７】
アクチュエータにより制御軸の回転位置を変更することによって、内燃機関のピストンの上死点位置と下死点位置の少なくとも一方を変化させて、機関圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構と、
上記アクチュエータの入力軸の回転を減速して上記制御軸へ伝達する波動歯車減速装置と、を有し、
この波動歯車減速装置は、
内燃機関の固定部位に固定され、内周に内歯が形成された剛体の内歯車と、
この内歯車の内側に同心状に配置され、上記内歯よりも歯数の少ない外歯が外周に形成され、上記制御軸とともに回転する可撓性外歯車と、
この可撓性外歯車の内側に配置された波動発生器と、を有し、この波動発生器は、上記入力軸とともに回転する発生器回転体と、この発生器回転体の外側に相対回転可能に配置された可撓性外輪と、を有し、
かつ、上記可撓性外輪を介して可撓性外歯車の形状を、上記可撓性外歯車の長径方向の両側二箇所で内歯と外歯とがかみ合う楕円形状と、この楕円形状よりも真円に近い真円形状とに変化させる手段を有し、
上記楕円形状のときに上記アクチュエータと制御軸とが接続状態となり、上記真円形状のときに上記アクチュエータと制御軸との接続が開放されることを特徴とする内燃機関の可変圧縮比装置。
【請求項８】
上記発生器回転体に径方向に移動可能に取り付けられたスライダを有し、
このスライダを発生器回転体から突出させた突出状態のときに、上記可撓性外輪を介して可撓性外歯車が上記楕円形状となり、
上記スライダを発生器回転体内へ待避させた待避状態のときに、上記可撓性外歯車が上記真円形状となることを特徴とする請求項６又は７に記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
【請求項９】
上記スライダが、エンジンオイルの油圧により作動するものであることを特徴とする請求項６〜８のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、機関圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１に記載のように、レシプロ式内燃機関の可変圧縮比機構として、複リンク式ピストン−クランク機構を用い、アクチュエータにより制御軸の回転位置を変更し、そのリンク構成の一部を動かすことによりピストン上死点位置を変化させて、機関圧縮比を変化させる機構が知られている。また、特許文献１のものでは、アクチュエータから制御軸への動力伝達の接続・開放（遮断）を切り換えるクラッチ（断続装置）を設けており、何らかの不具合により機関圧縮比が不用意に高圧縮比に固定されるような異常時には、クラッチによりアクチュエータと制御軸との接続を開放し、燃焼荷重等により制御軸が自ずから低圧縮比側へ戻るようにしている。
【特許文献１】特開２００４−１６９６６０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
このような可変圧縮比機構においては、駆動源としての電動モータ等のアクチュエータにより制御軸の回転位置を大きな燃焼荷重や慣性荷重などに抗して変更・保持させる必要があるために、アクチュエータの大型化や消費エネルギーの増加が重要な課題となる。上記の特許文献１では、アクチュエータから制御軸への動力伝達経路にウォームとウォームホイールからなるウォーム減速機構を介装している。このようなウォーム減速機構は、被駆動側（制御軸側）から駆動側（アクチュエータ側）への逆転止め作用、すなわちセルフロック効果が高いものの、駆動時の伝達効率も低く、アクチュエータの消費エネルギーを十分に低下させることができない。
【０００４】
また、急加速時など、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際に、機関出力の上昇に対してアクチュエータによる低圧縮比側への変更が遅れると、過渡的にノッキングを生じるおそれがある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明は、アクチュエータにより制御軸の回転位置を変更することによって、内燃機関のピストンの上死点位置と下死点位置の少なくとも一方を変化させて、機関圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構を備えた内燃機関の可変圧縮比装置に関する。
【０００６】
そして、第１の発明では、上記アクチュエータと制御軸との間に、両者の動力伝達の接続・開放を切り換える断続装置を設け、上記機関圧縮比を高圧縮比側から低圧縮比側へ変更する場合、機関運転条件に応じて、上記断続装置の接続・開放を切り換えるようにしている。
【０００７】
第２の発明では、上記アクチュエータの入力軸の回転を減速して上記制御軸へ伝達する波動歯車減速装置を設ける。この波動歯車減速装置は、内燃機関の固定部位に固定され、内周に内歯が形成された剛体の内歯車と、この内歯車の内側に同心状に配置され、上記内歯よりも歯数の少ない外歯が外周に形成され、上記制御軸とともに回転する可撓性外歯車と、この可撓性外歯車の内側に配置された波動発生器と、を有し、この波動発生器は、上記入力軸とともに回転する発生器回転体と、この発生器回転体の外側に相対回転可能に配置された可撓性外輪と、を有している。そして、上記可撓性外輪を介して可撓性外歯車の形状を、上記可撓性外歯車の長径方向の両側二箇所で内歯と外歯とがかみ合う楕円形状と、この楕円形状よりも真円に近い真円形状とに変化させる手段を有している。上記楕円形状のときに上記アクチュエータと制御軸とが接続状態となり、上記真円形状のときに上記アクチュエータと制御軸とが開放状態となる。
【発明の効果】
【０００８】
本発明によれば、機関運転条件に応じてアクチュエータと制御軸との接続・開放を切り換えることによって、機関圧縮比の応答性の確保とアクチュエータによる消費エネルギーの抑制化との両立を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【０００９】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１０】
図１は、本発明の一実施例に係る複リンク式のピストン−クランク機構からなる可変圧縮比機構を示している。図示するように、シリンダブロック５に形成されたシリンダ６内に、ピストン１が摺動可能に配設されており、このピストン１に、アッパリンク１１の一端がピストンピン２を介して揺動可能に連結されている。このアッパリンク１１の他端は、第１連結ピン１２を介してロアリンク１３の一端部に回転可能に連結されている。このロアリンク１３は、その中央部においてクランクシャフト３のクランクピン４に揺動可能に取り付けられている。なお、ピストン１は、その上方に画成される燃焼室から燃焼圧力を受ける。また、クランクシャフト３は、クランク軸受ブラケット７によってシリンダブロック５に回転可能に支持されている。
【００１１】
上記ロアリンク１３の他端部には、コントロールリンク１５の一端が第２連結ピン１４を介して回転可能に連結されている。このコントロールリンク１５の他端は、シリンダブロック５を主体とした内燃機関の固定部位に揺動可能に支持されており、かつ、圧縮比の変更のために、その揺動支点１６が、内燃機関本体に対して変位可能となっている。具体的には、クランクシャフト３と平行に延びた制御軸１８に、円形の偏心カム１９が偏心して設けられており、この偏心カム１９の外周面に上記コントロールリンク１５の他端が回転可能に嵌合している。上記制御軸１８は、上記のクランク軸受ブラケット７と制御軸受ブラケット８との間に回転可能に支持されている。
【００１２】
従って、圧縮比の変更のために、制御軸１８の回転位置を変更すると、コントロールリンク１５の揺動支点１６となる偏心カム１９の中心位置が機関本体に対して移動する。これにより、コントロールリンク１５によるロアリンク１３の運動拘束条件が変化して、クランク角に対するピストン１の行程位置すなわち上死点位置及び下死点位置が変化し、ひいては機関圧縮比が変更されることになる。
【００１３】
制御軸１８の回転位置は、可変圧縮比アクチュエータとしての駆動モータ２０により変更・保持される。そして、この駆動モータ２０から制御軸１８への動力伝達経路に、波動歯車減速装置２１が設けられている。この波動歯車減速装置２１は、後述するように、駆動モータ２０の入力軸の回転を減速して制御軸１８へ伝達する減速装置としての機能と、駆動モータ２０と制御軸１８との動力伝達の接続・開放を切り換える断続装置（クラッチ）としての機能と、を兼ね備えている。制御部１０は、各種制御処理を記憶及び実行するデジタルコンピュータシステムであり、機関運転状態に応じて可変圧縮比機構の駆動モータ２０や波動歯車減速装置２１の油圧アクチュエータ、具体的には後述する油圧制御弁７０のソレノイド７１へ制御信号を出力し、その動作を制御する。
【００１４】
図２を参照して、燃焼荷重（筒内圧，燃焼圧力）Ｆ１により制御軸１８に発生するトルクＦ４について説明する。図２（Ａ）に示すように、ピストン１の冠面に作用するシリンダ軸線下方向の燃焼荷重Ｆ１は、アッパリンク１１を介してロアリンク１３にクランクピン４周りに図の反時計周りのトルクＦ２として作用する。ロアリンク１３には、クランクピン４に対してアッパリンク１１と連結していない側の端部にコントロールリンク１５が連結されているため、前述のロアリンク１３に作用するトルクＦ２により、コントロールリンク１５の軸線方向に沿う斜め上方の荷重Ｆ３が作用する。コントロールリンク１５のロアリンク１３と連結していない側の端部は、制御軸１８の偏心カム１９（図１）に揺動自在に軸支されており、この偏心カムの中心位置すなわちコントロールリンク１８の揺動支点１６は、制御軸１８の回転中心（主軸受部）１８Ａと比べて所定量偏心している。
【００１５】
図２（Ｂ）に、制御軸中心１８Ａと揺動支点１６との位置関係を示す。図示のように、各圧縮比における制御軸１８の偏心カムには、燃焼荷重Ｆ１に起因する荷重Ｆ３が、機関の斜め上方に作用するため、制御軸１８にはトルクＦ４が高圧縮比側（最高圧縮比）から低圧縮比（最低圧縮比）に向かう方向へ作用する。従って、トルクＦ４は、高圧縮比側から低圧縮比側へ変更する際には、変更方向と同方向のアシストトルクとして作用し、低圧縮比側から高圧縮比側へ変更する際には、変更方向とは逆方向のトルクとして作用する。
【００１６】
図３〜図７を参照して、上記の波動歯車減速装置２１について説明する。この波動歯車減速装置２１は、内燃機関のシリンダブロック５やケーシング等の固定部位に固定され、内周に内歯（スプライン）２３が形成された剛体の内歯車２２と、この内歯車２２の内側に同心状に配置され、上記内歯２３よりも２枚だけ歯数の少ない外歯（スプライン）２５が外周に形成され、制御軸１８とともに回転する可撓性外歯車２４と、この可撓性外歯車２４の内側に配置された波動発生器２６と、により大略構成される。
【００１７】
内歯車２２は、円環状をなし、内燃機関の固定部位へ固定するための固定ボルトが嵌合する多数のボルト孔２７が周方向に間欠的に形成されており、可撓性外歯車２４のように変形することのないように、可撓性外歯車２４よりも硬質な金属材料で形成されている。可撓性外歯車２４は、円盤状の底部２８と筒部２９からなる薄肉の有底円筒状をなし、筒部２９の形状が図５に示すように楕円形状や真円形状に撓み変形可能なものとなっている。なお、『真円形状』とは、上記楕円形状のときよりも真円に近い形状、つまり楕円率の低い形状のものであり、完全な真円のみを意味するものではない。この可撓性外歯車２４は、その底部２８が制御軸１８の一端の凸部２９に嵌合しつつ固定ボルト３０（図３，図４参照）により制御軸１８のフランジ部３１に同心状に固定される。
【００１８】
波動発生器２６は、駆動モータ２０の入力軸３２に固定され、この入力軸３２とともに回転する発生器回転体３３（図６参照）を主体としている。発生器回転体３３の外側には、径方向に撓み変形可能なボールベアリング３４が同心状に取り付けられている。このボールベアリング３４の内側の内輪は発生器回転体３３（の後述するスライダハウジング４１）の外周に取り付けられ、外側の外輪が発生器回転体３３に対して相対回転可能に配置された可撓性外輪３５を構成している。
【００１９】
なお、制御軸１８と発生器回転体３３とは減速比分の回転差を生じることから、互いに相対回転する発生器回転体３３（のスライダハウジング４１）の端面と制御軸１８の端面との間には、摺動部材３６が設けられている。この摺動部材３６は、例えば図示のように含油材料を一体としたプレート状の銅合金ブッシュであり、あるいはボールを用いたスラストベアリング等である。
【００２０】
図６にも示すように、発生器回転体３３は、円盤状のスライダハウジング４１と、このスライダハウジング４１に径方向にスライド可能に嵌合する一対のスライダ４２と、駆動モータ２０の入力軸３２に接続・固定されて、この入力軸３２と一体に回転する接続部材４３と、を有している。接続部材４３とスライダハウジング４１とは４本の固定ボルト４４（図３，図４参照）により共締め固定されている。スライダハウジング４１の外周には、直径方向両側二箇所に、スライダ４２が径方向に移動可能に嵌合するスライダ溝４５が形成されている。スライダ溝４５には、スライダ４２の背面との間に油圧室４６が画成されており、この油圧室４６に供給される油圧に応じてスライダ４２の動作が制御される。スライダ４２の先端面及び背面はスライダハウジング４１の湾曲形状に応じて湾曲している。
【００２１】
図５（Ａ）に示すように、スライダ４２がスライダハウジング４１の外周より突出する突出状態では、このスライダ４２により可撓性外輪３５を含むベアリング３４を介して可撓性外歯車２４が楕円形状となる。この楕円形状の状態では、可撓性外歯車２４が内歯車２２側へ局所的に押し付けられて、内歯２３と外歯２５とが直径方向二箇所でかみ合う。これによって、発生器回転体３３の回転に伴って内歯２３と外歯２５とのかみ合い位置が円周方向に移動し、発生器回転体３３が１回転すると、可撓性外歯車２４が歯数差２枚分だけ回転方向に移動する。つまり、この楕円形状の状態では、入力軸３２と制御軸１８との動力伝達が接続された状態で、かつ、駆動モータ２１の入力軸３２から制御軸１８へ大きな減速比で動力が伝達される。
【００２２】
一方、図５（Ｂ）に示すように、スライダ４２がスライダハウジング４１内へ引き込んだ状態、より具体的には、スライダ４２の円筒面をなす先端面がスライダハウジング４１の外周面から飛び出すことなくスライダ溝４５の内側へ待避した待避状態では、ボールベアリング３４や可撓性外歯車２４が内歯車２２側へ押し付けられることがないので、可撓性外歯車２４が上記の楕円形状よりも真円に近い真円形状となる。従って、発生器回転体３３の回転に伴って内歯２３と外歯２５とのかみ合い位置が円周方向に移動することがなく、発生器回転体３３と可撓性外歯車２４とがボールベアリング３４を介して互いに空転状態となる。このため、この真円形状の状態では、駆動モータ２０の入力軸３２と制御軸１８との動力伝達が遮断された開放状態となる。
【００２３】
このように、スライダ４２の径方向の位置を油圧により変更することで、波動発生器２６の楕円率を変えることが可能となり、このスライダ４２を用いた油圧機構が、駆動モータ２０と制御軸１８との動力伝達を断続する断続装置として機能する。
【００２４】
次に、図４，図６及び図７を参照して、油圧室４６へのオイル供給経路６０等について説明する。図７に示すように、オイルパン５１内に貯留するエンジンオイルは、オイルポンプ５２によりメインギャラリ５３へ圧送され、各種油圧アクチュエータに作動油として供給されるとともに、クランクシャフトやシリンダヘッド等の潤滑部位に潤滑油として供給され、その一部が制御軸１８の軸受部分を潤滑するために、制御軸１８の軸方向油路６１（図４参照）へと供給される。なお、オイルポンプ５２からメインギャラリ５３へのオイル通路には、逆流を防止するチェックバルブ５４，油中の異物を除去するオイルフィルタ５５，供給圧を検知する圧力センサ５６，及びエンジンオイルをオイル排出通路側へ逃すリリーフバルブ５７等が設けられている。
【００２５】
図４や図６にも示すように、この制御軸１８の軸方向油路６１に供給されたエンジンオイルは、オイル供給経路６０、より具体的には摺動部材３６と接続部材４３とに形成された軸方向油路６２，６３，スライダハウジング４１の中央孔に嵌合する接続部材４３の凸部に形成された径方向油路６４と外周溝６５，及びスライダハウジング４１のスライダ溝４５の底面に貫通形成された油孔６６を通して、油圧室４６へ供給される。
【００２６】
また、油圧室４６のエンジンオイルを排出（ドレン）するオイル排出経路６８が、オイル供給経路６０と同様に接続部材４３の内部などを利用して形成されており、このオイル排出経路６８の途中に、電磁弁としての油圧制御弁７０が設けられている。この油圧制御弁７０のソレノイド７１への通電制御により、スプール７２がコイルスプリング７３のバネ力に抗して移動し、オイル排出経路６８が開閉される。
【００２７】
この実施例では、ソレノイド７１へ通電し、コイルスプリング７３のバネ力に抗してスプール７２を図７の左方向へ移動させると、オイル排出経路６８が閉じられて、油圧室４６内の油圧が高くなり、スライダ４２がスライダハウジング４１より径方向へ突出する突出状態となり、上述した図５（Ａ）に示す楕円形状、つまり断続装置の接続状態となる。一方、ソレノイド７１への通電を停止すると、コイルスプリング７３のバネ力によりスプール７２が図７の右方向へ移動し、オイル排出経路６８が開かれて、油圧室４６内のエンジンオイルが排出されて油圧が低下し、スライダ４２がスライダハウジング４１内に待避した待避状態となって、図５（Ｂ）に示す真円形状、つまり断続装置の開放状態となる。なお、この実施例では、油圧制御弁７０のソレノイド７１への通電が断たれた初期状態のときに、エンジンオイルが排出されて断続装置が開放状態となるようにしているが、その反対の構成、つまり通電が絶たれた初期状態で断続装置が接続状態となる構成としても良い。
【００２８】
図７を参照して、制御軸１８及び駆動モータ２０の入力軸３２のそれぞれの角度位置は、角度検出センサ等の検出装置７５，７６によって検知される。作動初期の状態に対して、断続装置により制御軸１８と駆動モータ２０の入力軸３２との接続が開放される毎に、相互の角度位置にズレが生じるが、機関圧縮比の現在位置は制御軸１８の角度を衝とすれば良く、断続装置が開放状態から接続された場合には、入力軸３２は制御軸角度を衝としてフィードバック制御を継続することができる。このような制御は制御部１０により記憶・実行される。
【００２９】
図８は機関運転条件に応じた機関圧縮比の設定の一例を示している。領域（Ｄ）は高圧縮比の設定を用いる低回転・低負荷のモード運転域を示しており、領域（Ａ）〜（Ｃ）は低圧縮の設定を用いる上記モード運転域（Ｄ）よりも高回転・高負荷側の運転域を示している。
【００３０】
図９は本実施例の制御の流れを示すフローチャートである。ステップＳ１１では、高圧縮比（高ε）の設定を用いる機関運転域である低回転低負荷側のモード運転域（Ｄ）から低圧縮比（低ε）の設定を用いる運転域、つまり上記モード運転域（Ｄ）よりも高回転側・高負荷側の運転域（Ａ）〜（Ｃ）への切換過渡期であるかを判定する。
【００３１】
高圧縮比の設定を用いるモード運転域（Ｄ）から低圧縮比の設定を用いる運転域（Ａ）〜（Ｃ）への切換過渡期である場合、ステップＳ１２へ進み、高い応答性が要求される低回転・高負荷側の運転域（Ａ）へ移行する過渡期であるかを判定する。この低回転・高負荷側の運転域（Ａ）では、ノッキングなどの異常燃焼が発生する虞が高い。従って、この場合には、機関圧縮比を速やかに低く制御する必要があるため、駆動源である駆動モータ２０による圧縮比の低圧縮比側への駆動と、筒内圧Ｆ１に起因するアシストトルクＦ４（図２参照）の双方を利用して、低圧縮比方向への作動を行う。具体的には、ステップＳ１６へ進み、ソレノイド７１へ通電してスライダ４２を突出状態とし、可撓性外歯車２４を楕円形状として、断続装置を接続状態とし、つまり駆動モータ２１の入力軸３２から制御軸１８へ動力を減速しつつ伝達され得る状態とした上で、駆動モータ２０により制御軸１８を低圧縮比側へ駆動する（ステップＳ１７）。これによって、駆動モータ２０による圧縮比の低圧縮比側への作動と、筒内圧Ｆ１に起因するアシストトルクＦ４（図２参照）の双方を利用して、制御軸１８を目標圧縮比である低圧縮比方向へ速やかに作動させることができ、ノッキングの発生頻度を低減することができる。
【００３２】
一方、高圧縮比の設定を用いるモード運転域（Ｄ）から低圧縮比の設定を用いる運転域（Ａ）〜（Ｃ）への切換過渡期のうちで、上記高負荷側の領域（Ａ）よりも高回転側の領域（Ｂ），（Ｃ）へ移行する過渡期においては、前述のノッキングの発生頻度は相対的に低いことから、領域（Ａ）への過渡期の場合ほど高い応答性が要求されない。そこで、このようなモード運転域（Ｄ）から領域（Ｂ），（Ｃ）への移行過渡期においては、ステップＳ１２からステップＳ１３，Ｓ１４へ進み、断続装置の接続を断って、駆動モータ２０を使用せず、筒内圧Ｆ１による低圧縮比方向へのアシストトルクＦ４（図２参照）のみで圧縮比を低圧縮比方向に変更する。具体的には、油圧制御弁７０のソレノイド７１への通電を絶って油圧を開放してスライダ４２を待避状態とし、可撓性外歯車２４を真円形状として断続装置を真円状態とし、つまり駆動モータ２１の入力軸３２から制御軸１８への動力伝達を遮断した上で、駆動モータ２１の作動を停止、つまり通電を停止する。これによって、駆動モータ２１の消費エネルギーつまり消費電力を一切使用しなくて済み、モータの消費電力を低減することができる。この場合、制御軸１８は燃焼荷重に起因する低圧縮比方向へのアシストトルクＦ４によって低圧縮比方向へ移動することとなる。
【００３３】
上記ステップＳ１３において断続装置を開放すると、制御軸１８の角度位置にフラツキを生じる虞がある。これは圧縮比位置を検知する際に望ましく無いことから、ステップＳ１５において、所定の目標圧縮比に到達した時点で、ステップＳ１６へ進み、断続装置の接続を行い、駆動モータ２１から制御軸１８への動力伝達経路を接続・固定した上で、ステップＳ１７において駆動モータ２１を目標圧縮比へ向けて駆動することで、制御軸１８を目標圧縮比に応じた回転位置に良好に保持することができ、正確な圧縮比可変制御を行うことができる。
【００３４】
なお、図８では、最も頻繁に用いられるモード運転領域（Ｄ）でのみ高圧縮比を用いる設定とした例を示しているが、これは一例であり、他の設定においても適宜断続装置による切換制御を行うことで、駆動モータ２０の消費エネルギーを低減することができる。
【００３５】
ステップＳ１８では、低圧縮比（低ε）の設定を用いる機関運転域（Ａ）〜（Ｃ）から高圧縮比（高ε）の設定を用いる機関運転域（Ｄ）への切換過渡期であるかを判定する。
【００３６】
低εから高εへの切換過渡期である場合、ステップＳ１９において、断続装置を一時的に開放し、つまり油圧制御弁７０により油圧を開放してスライダ４２を待避状態とし、可撓性外歯車２４を真円形状として駆動モータ２１と制御軸１８との動力伝達を絶った上で、ステップＳ２０において駆動モータ２１を目標の高圧縮比へ向けて起動する。
【００３７】
ステップＳ２１では、駆動モータ２１の起動から所定の遅延後であるかを判定する。例えば、起動から一定の遅延時間（例えば、０．数秒）が経過したか、あるいは駆動モータ２１の入力軸３２が所定の回転角速度に達したかを判定する。起動から所定の遅延後であると判定されると、ステップＳ２１からステップＳ２２へ進み、断続装置を接続する。つまり、油圧制御弁７０により油圧を供給してスライダ４２を突出状態とし、可撓性外歯車２４を楕円形状として駆動モータ２１と制御軸１８との動力伝達を接続する。
【００３８】
駆動モータ２１を起動すると、波動発生器２６の発生器回転体３３が停止状態から回転を開始する。仮に、この発生器回転体３３の回転開始とともに、スライダ４２を突出させて可撓性外歯車２４を楕円形状とすると、駆動モータ２１の起動トルクが非常に大きくなって、消費電力が増大する。これに対して本実施例では、駆動モータ２１の起動時には断続装置を開放状態としており（ステップＳ１９）、具体的にはスライダ４２を待避状態として入力軸３２や発生器回転体３６を可撓性外歯車２４や制御軸１８に対して空転する状態としているために、駆動モータ２０の起動時の抵抗、すなわモータ起電力を大幅に軽減することができる。そして、前述したようにモータ起動から所定の遅延後に断続装置を接続するようにしており、具体的にはスライダ４２を突出させて可撓性外歯車２４を楕円形状に変化させており、発生器回転体３３の回転に伴う慣性荷重を、可撓性外歯車２４の楕円形状への変形に利用することができるために、楕円形状への変更を良好に行うことができる。
【００３９】
特に本実施例のように可変圧縮比機構の駆動源として電動モータ２１を使用した場合、電動モータ２１の作動においては、起動時の電流が消費電力の大小に与える影響が大きいために、起動時の電流を低減できることで、消費電力を大幅に低減することができる。
【００４０】
但し、このように駆動モータ２１の起動から所定の遅延後に可撓性外歯車２４を楕円形状に変化させる（つまり、断続装置を接続する）場合、単純に駆動モータ２１の起動と同時に可撓性歯車２４を楕円形状に変形させる場合と比較して、上記の遅延分、制御軸１８を回転駆動させるまでの時間が長くなる。従って、仮に高圧縮比側から低圧縮比側への切換過渡期にこのような遅延処理を行うと、低圧縮比化が遅れてノッキングを生じるおそれがある。
【００４１】
ここで、図２に示すように筒内圧Ｆ１に起因して制御軸１８に作用するトルクＦ４は低圧縮比方向であるために、低圧縮比側から高圧縮比側への切換過渡期には、このトルクＦ４にも打ち勝って制御軸１８を高圧縮比方向へ駆動する必要があり、駆動モータ２１の負荷や消費電力が非常に大きい。低圧縮比側から高圧縮比側への切換が行われる運転状況は、例えば高速運転中にアクセルペダルを戻した場合など、スロットルが一定開度ないしはＯＦＦの場合であり、ノッキングなどの異常燃焼を生じる可能性が低い。つまり、このような低圧縮比側から高圧縮比側への切換過渡期には、ノッキングに対する高い応答性は要求されず、むしろ駆動モータ２１の起動時の消費電力の増大が問題となる。そこで本実施例では、このような低圧縮比側から高圧縮比側への切換過渡期に、上述いしたようなステップＳ１９〜Ｓ２２の遅延制御を行うようにしており、これによって、駆動モータ２１の起動時の消費電力を大幅に低減しすることができる。
【００４２】
また本実施例によれば、断続装置により駆動モータ２１と制御軸１８との接続を分離することで、例えば低圧縮比での運転が望ましい運転条件下において、何らかの不具合で高圧縮比に固定されるようなフェール状態に陥った場合に、断続装置の接続を遮断した状態で機関運転を継続することで、燃焼荷重Ｆ１に起因するアシストトルクＦ４を利用して、自動的に低圧縮比方向に圧縮比を変更することも可能となる。
【００４３】
断続装置として後述する図１０に示すような電磁クラッチを用いた場合、高変動トルクが作用する制御軸１８に直接接続されたクラッチ部の大径化が避けられず、レイアウト上の制約が大きいものの、上述した波動歯車減速装置を用いた断続装置によれば、波動発生器２６内に設けたスライダ４２の位置の変更によって接続状態を切り換えることができ、制御軸１８に作用するトルクの大小に影響されないので、小型化・軽量化を図ることができる。
【００４４】
更に、スライダ４２をエンジンオイルの油圧により駆動する油圧駆動方式としているために、可撓性外歯車２４を楕円形状に変形させる際の反力に打ちかつ大きな推力を容易かつ簡便に得ることが可能である。しかも、油圧駆動式とすることで、発生器回転体３３やスライダ４２の摺動部分への潤滑効果も兼用することとなり、簡素でコンパクトな構成とすることができる。
【００４５】
以上のように本発明を一実施例に基づいて説明してきたが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変形・変更を含むものである。例えば、図１０は本発明の他の実施例に係る減速装置及び断続装置を示している。この実施例では、減速装置が、駆動モータ２１の入力軸３２に設けられたウォーム８１と、制御軸１８に取り付けられたウォームホイール８２と、からなるウォームギヤ８０により構成されている。また、断続装置が、ウォームホイール側のクラッチ板８４と、このクラッチ板８４を電磁吸着するための制御軸側のクラッチ部８５と、を有する電磁クラッチ８３として構成されている。
【図面の簡単な説明】
【００４６】
【図１】本発明の一実施例に係る可変圧縮比機構を示す断面対応図。
【図２】燃焼荷重に起因して制御軸に作用するトルクを示す説明図。
【図３】本実施例に係る波動歯車減速装置を示す分解斜視図。
【図４】上記波動歯車減速装置の組立状態における図３のＡ−Ａ線に沿う断面図。
【図５】（Ａ）が楕円形状、（Ｂ）が真円形状の状態を示す斜視図。
【図６】発生器回転体を示す分解斜視図。
【図７】油圧室の油圧系統を示す説明図。
【図８】機関運転条件に応じた機関圧縮比の設定を示す説明図。
【図９】本実施例の制御の流れを示すフローチャート。
【図１０】本発明の他の実施例に係る減速装置及び断続装置を示す斜視図。
【符号の説明】
【００４７】
１…ピストン
１８…制御軸
２０…駆動モータ（アクチュエータ）
２１…波動歯車減速装置（断続装置）
２２…内歯車
２４…可撓性外歯車
２５…外歯車
２６…波動発生器
３５…可撓性外輪
４２…スライダ
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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