(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンとクランクシャフトとを複数のリンクで連結し、コントロールシャフトを回転させ、前記コントロールシャフトに形成された偏心軸の位置を変えて前記リンクの姿勢を制御することで、ピストン上死点位置を変更して圧縮比を可変にする可変圧縮比エンジンにおいて、
前記コントロールシャフトを回転させる駆動モータと、
前記駆動モータの回転を減速して前記コントールシャフトに伝達する減速機構と、を備え、
前記減速機構は、高圧縮比時及び低圧縮比時における前記駆動モータと前記コントロールシャフトとの間の減速比が中間圧縮比時よりも小さくなるように構成されることを特徴とする可変圧縮比エンジン。
【請求項２】
前記コントロールシャフトに対して、その回転中心からオフセットした位置に連結される中間制御リンクと、
前記中間制御リンクに対して回転可能に連結され、前記駆動モータによって前記コントロールシャフトと直交する方向に進退するアクチュエータロッドと、を備え、
エンジン運転状態に応じて前記アクチュエータロッドを進退させ、前記中間制御リンクを介して前記コントロールシャフトを回転させて圧縮比を可変にすることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比エンジン。
【請求項３】
中間圧縮比時に、前記コントロールシャフトの回転中心から前記コントロールシャフトと前記中間制御リンクとの連結点とを結ぶ直線と、前記中間制御リンクとのなす角度がほぼ９０°となり、
かつ、前記中間制御リンク及び前記アクチュエータロッドは、前記中間制御リンクと前記アクチュエータロッドとのなす角度がほぼ１８０°となるように配置されることを特徴とする請求項２に記載の可変圧縮比エンジン。
【請求項４】
前記コントロールシャフトと一体に回転するように、前記コントロールシャフトに形成される楕円形状のシャフト側ピニオンギアと、
前記シャフト側ピニオンギアと噛合し、前記駆動モータによって回転する楕円形状の駆動側ピニオンギアと、を備え、
エンジン運転状態に応じて前記駆動側ピニオンギアを回転させ、前記シャフト側ピニオンギアを介して前記コントロールシャフトを回転させて圧縮比を可変にすることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比エンジン。
【請求項５】
前記シャフト側ピニオンギア及び前記駆動側ピニオンギアは、中間圧縮比時に、シャフト側ピニオンギアの長軸と駆動側ピニオンギアの短軸とがほぼ一致するように配置されることを特徴とする請求項４に記載の可変圧縮比エンジン。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、エンジンの可変圧縮比機構に関する。
【背景技術】
【０００２】
エンジンの可変圧縮比機構として、ピストンとクランクとを複数のリンクを介して連結するものが知られている。例えば、特許文献１には、ピストンとクランクとがアッパリンク及びロアリンクを介して連結され、ロアリンクの姿勢を制御することで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コントロールシャフトに設けた偏心軸に連結されたコントロールリンクを備え、コントロールシャフトの回転角を変化させることによりコントロールリンクを介してロアリンクの姿勢を制御している。
【０００３】
このコントロールシャフトの回転角は、コントロールシャフトに一体に設けたフォークと、そのフォークに連結ピンを介して連結されるアクチュエータロッドと、アクチュエータロッドをコントロールシャフトに直交する方向に進退させる駆動モータとを備えるシャフト制御機構により制御される。
【特許文献１】特開２００５−１６３７４０号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００４】
しかしながら、特許文献１のようにフォークを用いた連結機構（以下「フォーク式連結機構」という）では、フォークがコントロールシャフトの回転軸に対して左右対称に揺動するように構成され、アクチュエータロッドの進退位置に応じて駆動モータとコントロールシャフトとの間の減速比が変化する。この場合には、高圧縮比時に減速比が大きくなるので、高圧縮比から中間圧縮比に圧縮比を変化させるときのコントロールシャフトの応答性が悪化する。そのため、高圧縮比状態である低回転速度・低負荷運転領域から急加速すると、圧縮比を高圧縮比から中間圧縮比に速やかに変化させることができず、ノッキングの発生が増加するという問題がある。
【０００５】
そこで、本発明は、上記した問題に鑑みてなされたものであり、圧縮比変化に起因するノッキングの発生を抑制することができる可変圧縮比エンジンを提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
本発明は、以下のような解決手段によって前記課題を解決する。
【０００８】
本発明は、ピストンとクランクシャフトとを複数のリンクで連結し、コントロールシャフトを回転させ、コントロールシャフトに形成された偏心軸の位置を変えてリンクの姿勢を制御することで、ピストン上死点位置を変更して圧縮比を可変にする可変圧縮比エンジンである。可変圧縮比エンジンは、コントロールシャフトを回転させる駆動モータと、駆動モータの回転を減速してコントールシャフトに伝達する減速機構と、を備え、減速機構は、高圧縮比時及び低圧縮比時における駆動モータとコントロールシャフトとの間の減速比が中間圧縮比時よりも小さくなるように構成されることを特徴とする。
【発明の効果】
【０００９】
本実施形態によれば、高圧縮比時の減速比を中間圧縮比時よりも小さく設定するので、車両が高圧縮比状態である低回転速度・低負荷運転領域から急加速した場合であっても、圧縮比を高圧縮比から中間圧縮比に速やかに変化させることができ、ノッキングの発生を抑制することができる。
【００１０】
また、中間圧縮比時には、減速比が高圧縮比時及び低圧縮比時よりも大きくなるので、圧縮比変更時に駆動モータがコントロールシャフトを回転させるのに必要な駆動トルクを低減することができ、中間圧縮比において圧縮比を変更するときに、駆動モータの負荷が増加するのを抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１１】
以下では図面等を参照して本発明を実施するための最良の形態について説明する。
（第１実施形態）
図１は、クランクシャフト軸方向から見た複リンク式可変圧縮比エンジンの概略構成図である。
【００１２】
可変圧縮比エンジン１は、ピストン上死点位置を変化させて圧縮比を変更する圧縮比可変機構１０を備える。圧縮比可変機構１０は、ピストン１１とクランクシャフト１２とをアッパリンク１３、ロアリンク１４で連結して、コントロールリンク１５でロアリンク１４の姿勢を制御することで圧縮比を変更する。
【００１３】
アッパリンク１３は、上端でピストンピン１３ａを介してピストン１１に連結する。アッパリンク１３の下端は、連結ピン１４ａを介してロアリンク１４の一端に連結する。ロアリンク１４の他端は、連結ピン１４ｂを介してコントロールリンク１５に連結する。ロアリンク１４は連結孔１４ｃを有し、この連結孔１４ｃにクランクシャフト１２のクランクピン１２ａが挿入される。そして、ロアリンク１４は、クランクピン１２ａを中心軸として揺動する。
【００１４】
クランクシャフト１２は、クランクピン１２ａ、ジャーナル１２ｂ及びカウンターウェイト１２ｃを備える。クランクピン１２ａの中心はジャーナル１２ｂの中心から所定量偏心する。カウンターウェイト１２ｃは、クランクアームに一体形成されて、ピストン運動の回転１次振動成分を低減する。
【００１５】
コントロールリンク１５の上端は、連結ピン１４ｂを介してロアリンク１４に対して回動自在に連結する。コントロールリンク１５の下端は、コントロールシャフト２０に連結する。
【００１６】
コントロールシャフト２０は、クランクシャフト１２と平行に配置される。このコントロールシャフト２０は、偏心軸２１と、シャフト制御軸２２とを備える。
【００１７】
偏心軸２１は、コントロールシャフト２０の回転軸から所定量偏心する。そして、コントロールリンク１５が、偏心軸２１に対して揺動する。
【００１８】
シャフト制御軸２２は、軸心がコントロールシャフト２０の回転軸と一致するように設けられる。このシャフト制御軸２２に、シャフト制御機構３０の第１リンク３１が連結する。本実施例では、第１リンク３１がコントロールシャフト２０に組み付けられる別体構造としたが、コントロールシャフト２０と一体形成されるものであっても構わない。すなわち請求項のコントロールシャフトは、シャフト制御機構３０の第１リンク３１まで含むものと解することができる。
【００１９】
シャフト制御機構３０は、第１リンク３１と、第２リンク３２と、アクチュエータロッド３３と、ボールネジナット部３４と、駆動モータ３５とを備え、コントロールシャフト２０の回転角を制御する。
【００２０】
第１リンク３１の一端は、コントロールシャフト２０と一体に回転するようにシャフト制御軸２２に固定されている。また、第１リンク３１の他端は、第２リンク３２の一端に連結ピン３６を介して回転可能に連結される。第２リンク３２の他端は、アクチュエータロッド３３の先端に連結ピン３７を介して回転可能に連結される。請求項の中間制御リンクは、本実施例の第２リンクに相当し、コントロールシャフトに対しては、その回転中心からオフセットした位置に連結されている。
【００２１】
アクチュエータロッド３３は、基端側（図中右側）の外周に雄ネジが形成されたボールネジ部３３ａを有する。このボールネジ部３３ａは、ボールネジナット部３４の内部に形成された雌ネジと螺合する。アクチュエータロッド３３は、ボールネジナット部３４に進退可能に設けられる。駆動モータ３５によってボールネジナット部３４が駆動モータ３５によって軸周りに回転駆動されると、アクチュエータロッド３３はボールネジナット部３４に対して相対的に往復動する。
【００２２】
また、駆動モータ３５は、コントロールシャフト２０に回転の許可、禁止を切換える機構（以下「保持機構」という）を有しており、コントロールシャフト２０を所定の回転角に保持する。コントロールシャフト２０には、筒内の燃焼圧やピストン１１の慣性力等がアッパリンク１３、ロアリンク１４、コントロールリンク１５を介して伝達される。この伝達された荷重は、偏心軸２１がコントロールシャフト２０の回転軸から偏心しているため、コントロールシャフト２０を回転させるトルク（以下、「コントロールシャフトトルク」という。）として作用する。駆動モータ３５は、駆動時とは逆方向の電流を流すことで、上記コントロールシャフトトルクに抗してコントロールシャフト２０を所定の回転角に保持する。
【００２３】
可変圧縮比エンジン１は、エンジン運転状態に応じて圧縮比を変化させるためにコントローラ４０を備える。コントローラ４０はＣＰＵ、ＲＯＭ、ＲＡＭ及びＩ／Ｏインタフェースを有する。コントローラ４０は、エンジン運転状態に応じて圧縮比を変化させるために、シャフト制御機構３０の駆動モータ３５の駆動を制御する。
【００２４】
上記のように構成される可変圧縮比エンジン１では、コントローラ４０によって駆動モータ３５の駆動を制御し、エンジン運転状態に応じてアクチュエータロッド３３を直線的に進退させることでコントロールシャフト２０の回転角を制御し、圧縮比を変化させる。
【００２５】
シャフト制御機構３０のアクチュエータロッド３３が図中右側に後退すると、第２リンク３２、第１リンク３１を介してコントロールシャフト２０がシャフト制御軸２２を回転軸として図中反時計回り方向に回転する。そうすると、コントロールリンク１５が連結する偏心軸２１の位置が下降する。このように偏心軸２１が下降すると、ロアリンク１４がクランクピン１２ａ周りに図中反時計回り方向に傾いて連結ピン１４ａの位置が上昇するので、ピストン１１の上死点位置が上昇して圧縮比が高くなる。
【００２６】
これに対して、アクチュエータロッド３３が図中左側に前進すると、第２リンク３２、第１リンク３１を介してコントロールシャフト２０がシャフト制御軸２２を回転軸として図中時計回り方向に回転する。そうすると、偏心軸２１の位置が上昇し、ロアリンク１４が傾いて連結ピン１４ａの位置が下降するので、ピストン１１の上死点位置が下降して圧縮比が低下する。
【００２７】
このように可変圧縮比エンジン１では、運転状態に応じて圧縮比を最適に制御し、例えば低回転速度・低負荷運転領域では圧縮比を高くして燃焼効率の向上（膨張比を高くすることによる排気損失の低減）を図り、高回転速度・高負荷運転領域では圧縮比を低くしてノッキングの防止を図る。
【００２８】
一方、上記したシャフト制御機構３０では、駆動モータ３５の回転が第１リンク３１と第２リンク３２とを介してコントロールシャフト２０に伝達されるが、駆動モータ３５の回転速度はこれらリンクの配置（以下「リンクジオメトリ」という）によって減速される。アクチュエータロッド３３の進退位置が変化すると、リンクジオメトリが変化し、コントロールシャフト２０が回転する。このようにリンクジオメトリが変化すると駆動モータ３５とコントロールシャフト２０との間の減速比も変化する。このようにシャフト制御機構３０では、第１リンク３１と、第２リンク３２と、アクチュエータロッド３３とによって減速機構を構成する。
【００２９】
図２（Ａ）は、リンクジオメトリによって変化する減速比の一例を示す図である。横軸がコントロールシャフト２０の回転角度（以下「コントロールシャフト角度」という）θｃｓを示し、縦軸が駆動モータ−コントロールシャフト間の減速比との関係を示す。なお、コントロールシャフト角度θｃｓは、所定位置からの回転角度であって、図１においてコントロールシャフト２０が反時計回り方向に回転するときの角度を正とする。
【００３０】
リンクジオメトリが変化してコントロールシャフト２０が回転すると、減速比は図２（Ａ）に示すように変化する。特に、コントロールシャフト角度θｃｓがθ１からθ３の範囲にある場合、θ１からθ２までは減速比が大きくなり、θ２からθ３までは減速比が小さくなる。本実施形態では、減速比が上に凸となるθ１〜θ３の範囲でコントロールシャフト角度θｃｓを変化させて可変圧縮比エンジン１の圧縮比を制御する。具体的には、コントロールシャフト角度θｃｓがθ１のときに圧縮比が最低圧縮比となり、θ３のときに圧縮比が最高圧縮比となるように設定する。
【００３１】
図２（Ｂ）〜図２（Ｄ）は、コントロールシャフト角度θｃｓがθ１〜θ３である場合の第１リンク３１と第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とのリンクジオメトリを、コントロールシャフト軸方向から見たときの模式図である。
【００３２】
コントロールシャフト角度θｃｓがθ１となる最低圧縮比時には、図２（Ｂ）に示すように、第１リンク３１と第２リンク３２とのなす角度θａは９０°よりも小さくなり、第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とのなす角度θｂは１８０°よりも小さくなる。
【００３３】
また、コントロールシャフト角度θｃｓがθ２となる中間圧縮比時には、図２（Ｃ）に示すように、第１リンク３１（コントロールシャフトの回転中心から、コントロールシャフトと中間制御リンクとの連結点を結ぶ直線）と第２リンク３２（中間制御リンクの連結点中心を結んだ直線）とのなす角度θａがほぼ９０°となり、第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とのなす角度θｂはほぼ１８０°となる。
【００３４】
そして、コントロールシャフト角度θｃｓがθ３となる最高圧縮比時には、図２（Ｄ）に示すように、第１リンク３１と第２リンク３２とのなす角度θａは９０°よりも大きくなり、第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とのなす角度θｂは１８０°よりも小さくなる。
【００３５】
次に、駆動モータ３５とコントロールシャフト２０とを連結する連結機構と、減速比特性との関係について図３を参照して説明する。
【００３６】
従来手法のフォーク式連結機構では、フォークがコントロールシャフト２０の回転軸に対して左右対称に揺動するように構成され、図３の破線Ｂに示すように低圧縮比時及び高圧縮比時において中間圧縮比時よりも減速比が大きくなる。そのため、高圧縮比状態である低回転速度・低負荷運転領域から急加速した場合に、圧縮比を高圧縮比から中間圧縮比に速やかに変化させることができず、ノッキングが発生しやすくなるという問題がある。また、低圧縮比時においても圧縮比変化の応答性が悪いため、エンジン運転状態に応じて速やかに圧縮比を変化させることができず、低圧縮比化による燃費性能の向上の効果が小さくなる。
【００３７】
一方、コントロールシャフト２０と駆動モータ３５とを従来手法のラックアンドピニオン式の連結機構（以下「ラックアンドピニオン式連結機構」という）で連結する場合には、図３の一点鎖線Ｃに示すように駆動モータ３５とコントロールシャフトとの間の減速比は一定となる。このラックアンドピニオン式連結機構では、低圧縮比時及び高圧縮時の減速比はフォーク式連結機構よりも小さくすることができるが、コントロールシャフトトルクが最大となる中間圧縮比時においても減速比が小さいままであるので、コントロールシャフトトルクに起因して駆動モータ３５に入力するトルクが大きく、そのトルクに抗するために、駆動モータの負荷が増加するという問題がある。
【００３８】
本実施形態では、上記問題を解決するため、図３の実線Ａに示すように中間圧縮比時よりも高圧縮比時及び低圧縮比時において減速比を小さく設定する。そのため、駆動モータ３５の回転速度があまり減速されずに、回転がコントロールシャフト２０に伝達されるので、高圧縮比時及び低圧縮比時において圧縮比を速やかに変化させることができる。
【００３９】
したがって、車両が高圧縮比状態である低回転速度・低負荷運転領域から急加速した場合であっても、圧縮比を高圧縮比から中間圧縮比に速やかに変化させることができるので、ノッキングの発生を抑制することができる。そして、低圧縮比時においても、エンジン運転状態に応じて速やかに圧縮比を変化させることができるので、低圧縮比化による燃費性能の向上の効果も大きくなる。
【００４０】
また、中間圧縮比時には、減速比が高圧縮比時及び低圧縮比時よりも大きくなるので、圧縮比変更時に、駆動モータ３５がコントロールシャフト２０を回転させるのに必要な駆動トルクＴｍが低減する。この駆動モータ３５の駆動トルクＴｍは次式により算出される。
【００４１】
【数１】
0005029290.tif 000002
【００４２】
ここで、中間圧縮比時は駆動モータ３５とコントロールシャフト２０との間の減速比が大きくなるので、コントロールシャフト２０が単位角度回転するときの駆動モータ回転数Ｎは増加する。そのため、可変圧縮比エンジン１の圧縮比によらずモータ仕事量Ｗが一定であるとした場合には、減速比が大きくなる中間圧縮比時において駆動モータ３５の駆動トルクＴｍが最も小さくなる。実際のモータ仕事量Ｗは圧縮比に応じて変化するが、筒内圧力や圧縮比可変機構１０のリンクの配置等によって中間圧縮比時にモータ仕事量Ｗが最大となる場合であっても、本実施形態では上記の通り中間圧縮比時の減速比を大きく設定することができるので、駆動モータ３５の駆動トルクＴｍが増加することを抑えることができ、中間圧縮比において圧縮比を変更するときに駆動モータ３５の負荷が増加するのを抑制することができる。
【００４３】
一方、減速比が大きくなる中間圧縮比時には、シャフト制御機構３０は図２（Ｃ）に示したようなリンクジオメトリとなるので、コントロールシャフトトルクに起因してアクチュエータロッド３３に生じる曲げ荷重を低減することができ、コントロールシャフトトルクに抗してコントロールシャフト２０を保持するときの駆動モータ３５の負荷の増加を抑制できる。
【００４４】
図４は、アクチュエータロッド３３に生じる曲げ荷重の低減効果を説明する。
【００４５】
図４（Ａ）はコントロールシャフトトルクについて説明する図である。本実施形態では、図４（Ａ）に示すように、コントロールシャフト２０の偏心軸２１が、位置Ａにある場合に最低圧縮比となり、位置Ｃにある場合に最高圧縮比となる。そして、偏心軸２１が位置Ｂにある場合に中間圧縮比となる。そのため、圧縮比が最低低圧縮比（位置Ａ）から中間圧縮比（位置Ｂ）になるほどコントロールリンク１５から伝達される荷重Ｆ０をシャフト制御軸２２周りのコントロールシャフトトルクＴｃｓに変換する有効腕長さＬが長くなり、圧縮比が中間圧縮比（位置Ｂ）から最高圧縮比（位置Ｃ）になるほど有効腕長さＬが短くなる。したがって、有効腕長さＬが最も長くなる中間圧縮比時においてコントロールシャフトトルクＴｃｓが最も大きくなる。
【００４６】
ここで、中間圧縮比時のシャフト制御機構３０のリンクジオメトリが、図４（Ｂ）に示すように、第１リンク３１と第２リンク３２とのなす角度θａが９０°よりも大きく、第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とのなす角度θｂが１８０°よりも小さくなるように設定する場合を考える。この場合には、第１リンク３１には、コントロールシャフトトルクＴｃｓに起因して、第１リンク軸方向の荷重Ｆ１と第１リンク直交方向の荷重Ｆ２が生じる。この荷重Ｆ１と荷重Ｆ２とによって、第２リンク３２には第２リンク軸方向に引っ張り荷重Ｆ３が作用する。そうすると、アクチュエータロッド３３には、第２リンク３２からの引っ張り荷重Ｆ３が生じ、アクチュエータロッド３３の軸方向に引っ張り荷重Ｆ４が作用するとともに軸方向と直交する方向（図中上向き）に曲げ荷重Ｆ５が作用する。コントロールシャフトトルクＴｃｓが最大となる中間圧縮比時には、アクチュエータロッド３３に曲げ荷重Ｆ５も大きくなるので、アクチュエータロッド３３とボールネジナット部３４との間のフリクションが非常に大きくなる。そのため、図４（Ｂ）のようなシャフト制御機構３０のリンクジオメトリでは、コントロールシャフト２０を保持するときの駆動モータ３５の負荷が増加してしまう。
【００４７】
これに対して、本実施形態では、図４（Ｃ）に示すように、コントロールシャフトトルクＴｃｓが最大となる中間圧縮比時に、第１リンク３１と第２リンク３２とのなす角度θａがほぼ９０°となるので、第２リンク３２には、コントロールシャフトトルクＴｃｓに起因して第２リンクの軸方向に引っ張り荷重Ｆ２が作用する。そして、第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とのなす角度θｂはほぼ１８０°となるので、アクチュエータロッド３３にも引っ張り荷重Ｆ２がそのまま作用する。このように本実施形態では、中間圧縮比時のコントロールシャフトトルクＴｃｓに起因してアクチュエータロッド３３に生じる荷重は、アクチュエータロッド３３の軸方向にのみ作用する。したがって、コントロールシャフトトルクＴｃｓが最大となる中間圧縮比時であっても、アクチュエータロッド３３には曲げ荷重は発生しない。このように、第２リンク３２とアクチュエータロッド３３との角度が１８０°に近づくと、アクチュエータロッド３３に作用する曲げ荷重は低減する。
【００４８】
以上により、第１実施形態では下記の効果を得ることができる。
【００４９】
本実施形態によれば、高圧縮比時の減速比を中間圧縮比時よりも小さく設定するので、車両が高圧縮比状態である低回転速度・低負荷運転領域から急加速した場合であっても、圧縮比を高圧縮比から中間圧縮比に速やかに変化させることができる。これにより、ノッキングの発生を抑制することができる。
【００５０】
また、本実施形態では、低圧縮比時の減速比を中間圧縮比時よりも小さく設定するので、低圧縮比時においてもエンジン運転状態に応じて速やかに圧縮比を変化させることができ、低圧縮比化による燃費性能の向上の効果が大きくなる。
【００５１】
さらに、中間圧縮比時には、減速比が高圧縮比時及び低圧縮比時よりも大きくなるので、圧縮比変更時に駆動モータ３５がコントロールシャフト２０を回転させるのに必要な駆動トルクＴｍを低減することができる。そのため、中間圧縮比において圧縮比を変更するときに、駆動モータ３５の負荷が増加するのを抑制することができる。
【００５２】
さらに、中間圧縮比時には、シャフト制御機構３０のリンクジオメトリは第２リンク３２とアクチュエータロッド３３とが平行に近づくので、アクチュエータロッド３３に作用する曲げ荷重を低減することができる。そのため、コントロールシャフトトルクＴｃｓが最大となる中間圧縮比時であっても、コントロールシャフトトルクＴｃｓに抗してコントロールシャフト２０を保持するときの駆動モータ３５の負荷の増加を抑制できる。
【００５３】
（第２実施形態）
図５は、第２実施形態の複リンク式可変圧縮比エンジンのシャフト制御機構３０を示す図である。
【００５４】
第２実施形態の可変圧縮比エンジン１の基本構成は第１実施形態とほぼ同様であるが、シャフト制御機構３０の構成において相違する。つまり、シャフト制御機構３０は、コントロールシャフト２０に形成された楕円形状のシャフト側ピニオンギア２３と、シャフト側ピニオンギア２３と噛合する楕円形状の駆動ギア５０とによって減速機構を構成するようにしたもので、以下にその相違点を中心に説明する。
【００５５】
図５に示すように、シャフト制御機構３０は、コントロールシャフト２０と、駆動ギア５０と、ラックギア６０とを備える。
【００５６】
コントロールシャフト２０は、楕円形状のシャフト側ピニオンギア２３を有する。このシャフト側ピニオンギア２３は、コントロールシャフト２０と一体に回転し、コントロールシャフト２０の軸心Ｐを中心に回転する。コントロールリンク１５と連結する偏心軸２１は、コントロールシャフト軸方向から見てシャフト側ピニオンギア２３の長軸上に位置するように、コントロールシャフト２０の軸心Ｐから所定量偏心する。
【００５７】
駆動ギア５０は、楕円形状の駆動側ピニオンギア５１と、円形状の円形ピニオンギア５２とを有する。この駆動側ピニオンギア５１が、シャフト側ピニオンギア２３と噛合する。駆動側ピニオンギア５１と円形ピニオンギア５２とは軸心が一致するように形成されており、軸心Ｑを中心に回転する。そして、円形ピニオンギア５２は、ラックギア６０と噛合する。
【００５８】
ラックギア６０は、平板形状のロッドに円形ピニオンギア５２と噛合するギアが形成されたものであって、駆動モータ３５によって図中左右に進退可能に設けられる。
【００５９】
上記のように構成されるシャフト制御機構３０は、エンジン運転状態に応じてラックギア６０を直線的に進退させることでコントロールシャフト２０の回転角を制御し、圧縮比を変化させる。このシャフト制御機構３０の作動について、図６を参照して説明する。図６（Ａ）は中間圧縮比時のシャフト側ピニオンギア２３と駆動側ピニオンギア５１との配置を示す。また、図６（Ｂ）は高圧縮比時のシャフト側ピニオンギア２３と駆動側ピニオンギア５１との配置を示し、図６（Ｃ）は低圧縮比時のシャフト側ピニオンギア２３と駆動側ピニオンギア５１との配置を示す。
【００６０】
中間圧縮比においては、図６（Ａ）に示すように、シャフト側ピニオンギア２３の長軸と駆動側ピニオンギア５１の短軸とが一致するように配置される。シャフト制御機構３０では、駆動モータ３５の回転がラックギア６０と駆動ギア５０とを介してコントロールシャフト２０に伝達されるが、中間圧縮比時には駆動側ピニオンギア５１の短軸がシャフト側ピニオンギア２３の長軸と一致するように配置されているので、駆動モータ３５の回転速度は駆動側ピニオンギア５１とシャフト側ピニオンギア２３との間で大きく減速される。
【００６１】
そして、ラックギア６０が図中左側に前進すると、図６（Ｂ）に示すように円形ピニオンギア５２が図中時計回りに回転するので、駆動側ピニオンギア５１も図中時計回りに回転する。そうすると、シャフト側ピニオンギア２３が図中反時計回りに回転するので、偏心軸２１の位置が下降する。このように偏心軸２１が下降すると、図示しないピストンの上死点位置が上昇して圧縮比が高くなる。このように圧縮比が中間圧縮比から高圧縮比に変化する場合には、駆動側ピニオンギア５１とシャフト側ピニオンとが噛合する位置が、駆動側ピニオンギア５１では短軸側から長軸側に変化し、シャフト側ピニオンギア２３では長軸側から短軸側に変化するので、駆動モータ３５とコントロールシャフト２０との間の減速比は中間圧縮比時よりも小さくなる。
【００６２】
これに対して、ラックギア６０が図中右側に後退すると、図６（Ｃ）に示すように円形ピニオンギア５２が図中反時計回りに回転するので、駆動側ピニオンギア５１も図中反時計回りに回転する。そうすると、シャフト側ピニオンギア２３が図中時計回りに回転するので、偏心軸２１の位置が上昇する。このように偏心軸２１が上昇すると、図示しないピストンの上死点位置が下降して圧縮比が高くなる。このように圧縮比が中間圧縮比から低圧縮比に変化する場合には、駆動側ピニオンギア５１とシャフト側ピニオンとが噛合する位置が、駆動側ピニオンギア５１では短軸側から長軸側に変化し、シャフト側ピニオンギア２３では長軸側から短軸側に変化するので、駆動モータ３５とコントロールシャフト２０との間の減速比は中間圧縮比時よりも小さくなる。
【００６３】
一方、減速比が大きくなる中間圧縮比時には、図４（Ａ）で説明したようにコントロールシャフトトルクＴｃｓが最大となるが、本実施形態では図６（Ａ）のように駆動側ピニオンギア５１の短軸がシャフト側ピニオンギア２３の長軸と一致するように配置するので、コントロールシャフトトルクＴｃｓに起因して駆動ギア５０に生じるトルクＴｄの増加を抑制することができる。つまり、シャフト側ピニオンギア２３と駆動側ピニオンギア５１とが噛合する位置には、コントロールシャフトトルクＴｃｓに起因して、図６（Ａ）の太矢印で示すように荷重Ｆ６が生じるが、その荷重Ｆ６を駆動側ピニオンギア５１の軸周りのトルクＴｄに変換する有効腕長さＬ１は、シャフト側ピニオンギア２３の有効腕長さＬ２よりも短いので、駆動ギア５０に生じるトルクＴｄはコントロールシャフトトルクＴｃｓよりも小さくなるのである。
【００６４】
以上により、第２実施形態では下記の効果を得ることができる。
【００６５】
本実施形態では、中間圧縮比時に駆動側ピニオンギア５１の短軸がシャフト側ピニオンギア２３の長軸と一致するように配置することで、高圧縮比時の減速比を中間圧縮比時よりも小さくすることができるので、第１実施形態と同様の効果を得ることができる。
【００６６】
また、中間圧縮比時には、コントロールシャフトトルクＴｃｓに起因して駆動ギア５０に生じるトルクＴｄの増加を抑制することができるので、コントロールシャフトトルクＴｃｓに抗してコントロールシャフト２０を保持するときの駆動モータ３５の負荷の増加を抑制できる。
【００６７】
本発明は上記の実施の形態に限定されずに、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。
【図面の簡単な説明】
【００６８】
【図１】複リンク式可変圧縮比エンジンの概略構成図である。
【図２】リンクジオメトリによって変化する減速比を示す図である。
【図３】駆動モータとコントロールシャフトとを連結する連結機構と、減速比特性との関係を示す図である。
【図４】アクチュエータロッドに生じる曲げ荷重の低減効果を説明する図である。
【図５】第２実施形態の複リンク式可変圧縮比エンジンのシャフト制御機構を示す図である。
【図６】シャフト制御機構の作動を示す図である。
【符号の説明】
【００６９】
１  可変圧縮比エンジン
１０  圧縮比可変機構
１１  ピストン
１２  クランクシャフト
１３  アッパリンク
１４  ロアリンク
１５  コントロールリンク
２０  コントロールシャフト
２１  偏心軸
２３  シャフト側ピニオンギア
３０  シャフト制御機構
３１  第１リンク
３２  第２リンク（中間制御リンク）
３３  アクチュエータロッド
３５  駆動モータ
５１  駆動側ピニオンギア
５２  円形ピニオンギア
６０  ラックギア
【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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