JP5288035B2

JP5288035B2 - Control device for variable compression ratio mechanism of internal combustion engine

Info

Publication number: JP5288035B2
Application number: JP2012203863A
Authority: JP
Inventors: 儀明田中; 亮介日吉
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2012-09-18
Filing date: 2012-09-18
Publication date: 2013-09-11
Anticipated expiration: 2028-11-07
Also published as: JP2013036467A

Description

本発明は、コントロールシャフトの回転位置に応じてピストン行程を変化させる内燃機関の可変圧縮比機構の制御に関する。 The present invention relates to control of a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine that changes a piston stroke in accordance with a rotational position of a control shaft.

内燃機関のピストン行程を変化させることによって機関圧縮比を可変とする可変圧縮比機構が特許文献１などに記載されている。この機構では、シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連係する複数のリンクからなるリンク列と、モータ等の駆動部により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフトの偏心軸部と、をコントロールリンクにより連係し、コントロールシャフトの回転位置に応じてコントロールリンクによるロアリンクの運動拘束条件が変化することでピストン行程が変化するようになっている。駆動部からコントロールシャフトへの動力伝達経路には、筒内圧等に起因する荷重がリンク列を介して駆動部へ逆入力することを遮断するためのクラッチが介装されている。また、クラッチからコントロールシャフトへの動力伝達経路に減速機構が介装されている。上記のクラッチは、機関圧縮比に対応するコントロールシャフトの回転位置を機械的に保持する保持器として機能している。
特開２００７−２３９５２０号公報 Patent Document 1 discloses a variable compression ratio mechanism that makes an engine compression ratio variable by changing a piston stroke of an internal combustion engine. In this mechanism, a link row composed of a plurality of links linking a piston reciprocating in a cylinder and a crankpin of a crankshaft, an eccentric shaft portion of a control shaft whose rotational position is changed and held by a drive portion such as a motor, Are linked by the control link, and the piston stroke is changed by changing the motion restraint condition of the lower link by the control link in accordance with the rotational position of the control shaft. In the power transmission path from the drive unit to the control shaft, a clutch for interrupting reverse input of a load caused by in-cylinder pressure or the like to the drive unit via the link train is interposed. In addition, a speed reduction mechanism is interposed in the power transmission path from the clutch to the control shaft. The clutch functions as a cage that mechanically holds the rotational position of the control shaft corresponding to the engine compression ratio.
JP 2007-239520 A

上記の保持器は、滑りを伴わない方式の場合、コントロールシャフトの回転位置を機械的に厳密に固定する。従って圧縮比一定での定常運転状態では、コントロールシャフトは回転せず、一定角度で機関側から筒内圧等の負荷を受け続ける。ここで、コントロールシャフトの主軸をシリンダブロック等の機関本体側に回転可能に支持する軸受部分では、コントロールシャフトの回転を機械的に固定していても、コントロールシャフト自身を含む周辺の構造物が僅かな弾性変形により軸受部分の表面において僅かに回転方向に動いてしまう微動状態が避けらない。このように軸受部分での微動が発生すると、この微動がフレッチング（表面傷）の発生を誘起し、コントロールシャフトのフレッチング磨耗を促進してしまう、という問題が生じる。このフレッチング磨耗は、一般的に時間と共に磨耗量が累積されていくため、耐久性を考慮した場合、避けなければならない不具合現象である。また、コントロールシャフトを同一位置に固定していると、荷重作用位置が同一箇所に集中し、局部的な摩耗を招き易い。 In the case where the above-described cage does not involve slip, the rotational position of the control shaft is mechanically strictly fixed. Therefore, in a steady operation state with a constant compression ratio, the control shaft does not rotate and continues to receive a load such as in-cylinder pressure from the engine side at a constant angle. Here, in the bearing portion that rotatably supports the main shaft of the control shaft on the engine body side such as a cylinder block, even if the rotation of the control shaft is mechanically fixed, there are few surrounding structures including the control shaft itself. A slight movement state that moves slightly in the rotational direction on the surface of the bearing portion due to the elastic deformation is inevitable. When fine movement occurs in the bearing portion in this way, there arises a problem that this fine movement induces the occurrence of fretting (surface flaws) and promotes fretting wear of the control shaft. This fretting wear is generally a failure phenomenon that must be avoided when durability is taken into account because the amount of wear accumulates with time. Further, when the control shaft is fixed at the same position, the load application position is concentrated on the same position, and local wear is likely to be caused.

本発明は、このような課題に鑑みてなされたものであり、このようなコントロールシャフトの微動によるフレッチング磨耗の発生・促進を低減・回避することを目的としている。 The present invention has been made in view of such problems, and an object of the present invention is to reduce or avoid the occurrence / promotion of fretting wear due to the fine movement of the control shaft.

本発明は、コントロールシャフトの回転位置に応じて圧縮比が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御に関する。そして、機関運転状態に応じて目標圧縮比を設定し、かつ、上記目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行う。
そして、第１の発明は、上記目標圧縮比が最低圧縮比付近に維持される定常運転状態のときに、上記揺動制御が実行されることを特徴としている。
第２の発明は、機関運転状態に応じて上記許容偏差領域の幅を調整し、かつ、上記目標圧縮比が低いほど許容偏差領域の幅を大きくすることを特徴としている。
第３の発明は、上記コントロールシャフトの回転位置を検出する制御軸センサを有し、上記制御軸センサのセンサ出力の基準位置学習制御の実行中には、上記許容偏差領域の偏差量をゼロとすることを特徴としている。 The present invention relates to a control of the variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine the compression ratio is varied in accordance with the rotational position of the co cement roll shaft. Then, a target compression ratio is set according to the engine operating state, and swing control is performed to swing the control shaft in the rotational direction within a predetermined allowable deviation region including the target compression ratio .
The first invention is characterized in that the swing control is executed in a steady operation state in which the target compression ratio is maintained near the minimum compression ratio.
The second invention is characterized in that the width of the allowable deviation region is adjusted according to the engine operating state, and the width of the allowable deviation region is increased as the target compression ratio is lower.
A third invention has a control axis sensor for detecting the rotational position of the control shaft, and the deviation amount of the allowable deviation area is set to zero during execution of the reference position learning control of the sensor output of the control axis sensor. It is characterized by doing.

本発明によれば、目標圧縮比を含む所定の許容偏差領域内で、上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行うことによって、コントロールシャフトの軸受部分への潤滑油の介入が促進され、潤滑性能が向上することにより、コントロールシャフトの微動によるフレッチング磨耗の発生・促進を効果的に低減・回避することができる。また、コントロールシャフトを同一位置に機械的に固定する場合に比して、荷重作用位置が同一箇所に集中することがなく、局部的に摩耗が進行することを抑制することができる。 According to the present invention, the intervention of the lubricating oil in the bearing portion of the control shaft is facilitated by performing the swing control for swinging the control shaft in the rotational direction within a predetermined allowable deviation region including the target compression ratio. By improving the lubrication performance, the generation and promotion of fretting wear due to the fine movement of the control shaft can be effectively reduced or avoided. Moreover, compared with the case where the control shaft is mechanically fixed at the same position, the load application position does not concentrate at the same position, and it is possible to suppress the local progress of wear.

以下、本発明の好ましい実施の形態を図面を参照して説明する。図１は、本発明の一実施例に係る内燃機関の可変圧縮比機構を示しており、直列エンジンの気筒中心を通るクランクシャフト軸直角方向の断面図に相当する。 Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention, and corresponds to a cross-sectional view in a direction perpendicular to the crankshaft axis passing through the cylinder center of the in-line engine.

シリンダブロック１１には、各気筒毎に円筒状のシリンダ１２が形成されると共に、各シリンダ１２の周囲にウォータージャケット１３が形成されている。各シリンダ１２内にはピストン１４が昇降可能に配設されており、各ピストン１４のピストンピン１５と、クランクシャフト１６のクランクピン１７とは、複数のリンクからなるリンク列、具体的にはアッパリンク２２とロアリンク２１とにより機械的に連係されている。尚、符号１８はクランクシャフト１６のカウンターウエイトである。具体的には、可変圧縮比機構は、クランクピン１７に相対回転可能に取り付けられるロアリンク２１と、このロアリンク２１とピストンピン１５とを連結するアッパリンク２２と、クランクシャフト１６と平行に気筒列方向へ延びるコントロールシャフト２３と、このコントロールシャフト２３に偏心して設けられた外周円形の偏心軸部２４と、この偏心軸部２４とロアリンク２１とを連結するコントロールリンク２５と、コントロールシャフト２３を所定の制御範囲内で回転駆動する駆動部としての電動モータ（以下、『駆動部』とも呼ぶ）３３を含むアクチュエータユニット３０と、を備えている。 In the cylinder block 11, a cylindrical cylinder 12 is formed for each cylinder, and a water jacket 13 is formed around each cylinder 12. A piston 14 is disposed in each cylinder 12 so as to be movable up and down. The piston pin 15 of each piston 14 and the crankpin 17 of the crankshaft 16 are a link row composed of a plurality of links, specifically, an upper. The link 22 and the lower link 21 are mechanically linked. Reference numeral 18 denotes a counterweight of the crankshaft 16. Specifically, the variable compression ratio mechanism includes a lower link 21 that is attached to the crankpin 17 so as to be relatively rotatable, an upper link 22 that connects the lower link 21 and the piston pin 15, and a cylinder parallel to the crankshaft 16. A control shaft 23 extending in the column direction, an outer peripheral circular eccentric shaft portion 24 eccentrically provided on the control shaft 23, a control link 25 connecting the eccentric shaft portion 24 and the lower link 21, and a control shaft 23 And an actuator unit 30 including an electric motor (hereinafter also referred to as “drive unit”) 33 as a drive unit that is rotationally driven within a predetermined control range.

ロッド状をなすアッパリンク２２の上端部はピストン１４のピストンピン１５に相対回転可能に取付けられており、下端部は第１連結ピン２６を介してロアリンク２１に相対回転可能に連結されている。コントロールリンク２５の一端はロアリンク２１に第２連結ピン２７を介して相対回転可能に連結されており、コントロールリンク２５の他端は偏心軸部２４の円筒面をなす外周に相対回転可能に取り付けられている。コントロールシャフト２３は、図２にも示すように、シリンダブロック１１の下部に回転可能に支持される複数の主軸２９を有している。主軸２９の回転中心Ｑに対して偏心軸部２４の回転中心Ｐは所定量偏心している。 The upper end portion of the rod-like upper link 22 is attached to the piston pin 15 of the piston 14 so as to be relatively rotatable, and the lower end portion is connected to the lower link 21 via the first connecting pin 26 so as to be relatively rotatable. . One end of the control link 25 is connected to the lower link 21 via the second connecting pin 27 so as to be relatively rotatable, and the other end of the control link 25 is attached to the outer periphery forming the cylindrical surface of the eccentric shaft portion 24 so as to be relatively rotatable. It has been. As shown also in FIG. 2, the control shaft 23 has a plurality of main shafts 29 that are rotatably supported at the lower part of the cylinder block 11. The rotation center P of the eccentric shaft portion 24 is eccentric by a predetermined amount with respect to the rotation center Q of the main shaft 29.

機関運転状態に応じてアクチュエータユニット３０によりコントロールシャフト２３を回動することにより、偏心軸部２４に外嵌するコントロールリンク２５の揺動支点の位置が変化し、ロアリンク２１及びアッパリンク２２の姿勢が変化して、ピストン１４の上方に画成される燃焼室の圧縮比が可変制御される。このような可変圧縮比機構は、機関圧縮比を連続的に変更可能なことに加えて、ピストンとクランクピンとを一本のコンロッド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好ましい特性（例えば、単振動に近い特性）に設定できる。また、ロアリンク２１にコントロールリンク２５を連結しているために、コントロールリンク２５やコントロールシャフト２３及びアクチュエータユニット３０を比較的スペースに余裕のあるクランクシャフト１６の下側の領域に配置することができ、上記の特開２００５−３０２３４号公報に記載されているようなものに比して、機関搭載性に優れている。 By rotating the control shaft 23 by the actuator unit 30 in accordance with the engine operating state, the position of the swing fulcrum of the control link 25 fitted around the eccentric shaft portion 24 changes, and the postures of the lower link 21 and the upper link 22 are changed. Changes, and the compression ratio of the combustion chamber defined above the piston 14 is variably controlled. Such a variable compression ratio mechanism, in addition to being able to continuously change the engine compression ratio, has a favorable piston stroke characteristic as compared to a single link mechanism in which the piston and the crank pin are connected by a single connecting rod. (For example, characteristics close to simple vibration). Further, since the control link 25 is connected to the lower link 21, the control link 25, the control shaft 23, and the actuator unit 30 can be arranged in the lower region of the crankshaft 16 having a relatively large space. Compared to the one described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2005-30234, the engine mounting property is excellent.

図３は、アクチュエータユニット３０を単体で示す断面図である。このアクチュエータユニット３０は、シリンダブロック１１の下側に固定され、ボルト４２Ａやピン４２等により互いに固定される複数の部品４０Ａ〜４０Ｃからなるケーシング４０を主体としている。このケーシング４０には、上記のモータ３３が取り付けられるとともに、コントロールシャフト２３に係合するアクチュエータシャフト３２が軸方向に往復動・摺動可能に支持されており、後述するように、このアクチュエータシャフト３２を介してモータ３３の駆動トルクがコントロールシャフト２３へ伝達されるようになっている。なお、図示していないが、シリンダブロック１１及びケーシング４０の下方には潤滑油を貯留するオイルパンが取付けられており、このオイルパンの上方に潤滑部品としてのクランクシャフト１６等が配設されるクランク室１９が形成されている。そして、ケーシング４０はシリンダブロック１１の側壁とともにクランク室１９を液密に画成するクランク室１９の外壁として機能しており、このケーシング４０によって、アクチュエータシャフト３２が、その先端をクランク室１９内に臨ませた姿勢で摺動可能に保持されているとともに、モータ３３がシリンダブロック１１の外側に保持されている。 FIG. 3 is a sectional view showing the actuator unit 30 as a single unit. The actuator unit 30 is mainly composed of a casing 40 that is fixed to the lower side of the cylinder block 11 and includes a plurality of parts 40A to 40C that are fixed to each other by bolts 42A, pins 42, and the like. The casing 40 is attached with the motor 33, and an actuator shaft 32 that engages with the control shaft 23 is supported so as to be able to reciprocate and slide in the axial direction. The drive torque of the motor 33 is transmitted to the control shaft 23 via Although not shown, an oil pan for storing lubricating oil is attached below the cylinder block 11 and the casing 40, and a crankshaft 16 or the like as a lubricating part is disposed above the oil pan. A crank chamber 19 is formed. The casing 40 functions as an outer wall of the crank chamber 19 that fluidly defines the crank chamber 19 together with the side wall of the cylinder block 11, and the casing 40 causes the actuator shaft 32 to move into the crank chamber 19. The motor 33 is held outside the cylinder block 11 while being slidably held in a faced position.

そして、アクチュエータユニット３０には、モータ３３からコントロールシャフト２３への動力伝達経路に、コントロールシャフト２３側から駆動部３３側への逆入力を遮断するクラッチ（以下、『保持器』とも呼ぶ）４３が介装されている。このクラッチ４３は、機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持する保持器として機能する。そして、モータ３３からクラッチ４３への動力伝達経路に、第１減速機構４４が介装されているとともに、クラッチ４３からコントロールシャフト２３への動力伝達経路に、第２減速機構４５及び最終減速機構４６が介装されている。 The actuator unit 30 has a clutch (hereinafter also referred to as “cage”) 43 that cuts off the reverse input from the control shaft 23 side to the drive unit 33 side in the power transmission path from the motor 33 to the control shaft 23. It is intervened. The clutch 43 functions as a cage that mechanically holds the rotational position of the control shaft 23 corresponding to the engine compression ratio. A first speed reduction mechanism 44 is interposed in the power transmission path from the motor 33 to the clutch 43, and a second speed reduction mechanism 45 and a final speed reduction mechanism 46 are in the power transmission path from the clutch 43 to the control shaft 23. Is intervening.

第１減速機構４４は、モータ３３の出力軸（ピニオン軸）３３Ａに固定される第１入力側ギヤ４４Ａとクラッチ４３の入力軸２に固定され、上記の第１入力側ギヤ４４Ａと噛み合う第１出力側ギヤ４４Ｂと、により構成される減速ギヤ列である。第２減速機構４５は、クラッチ４３の出力軸３に固定される第２入力側ギヤ４５Ａと、最終歯車３６の外周に設けられ、第２入力側ギヤ４５Ａと噛み合う第２出力側ギヤ４５Ｂと、により構成される減速ギヤ列である。これのギヤは、圧入や平行キー等を用いて固定される。 The first speed reduction mechanism 44 is fixed to the first input side gear 44A fixed to the output shaft (pinion shaft) 33A of the motor 33 and the input shaft 2 of the clutch 43, and engages with the first input side gear 44A. And a reduction gear train constituted by the output side gear 44B. The second reduction mechanism 45 includes a second input side gear 45A that is fixed to the output shaft 3 of the clutch 43, a second output side gear 45B that is provided on the outer periphery of the final gear 36 and meshes with the second input side gear 45A, It is a reduction gear train comprised by these. These gears are fixed using press-fitting or parallel keys.

最終減速機構４６は、最終歯車３６の回転運動をアクチュエータシャフト３２の往復運動に変換する送りねじ機構４７と、アクチュエータシャフト３２の往復運動をコントロールシャフト２３の回転運動に変換するスライダクランク機構４８と、を有している。図２にも示すように、送りねじ機構４７は、アクチュエータシャフト３２のモータ側の端部に形成される雄ねじ３５と、最終歯車３６の内周面に形成され、上記の雄ねじ３５に噛み合う雌ねじ３７と、を有し、最終歯車３６の回転運動をアクチュエータシャフト３２の往復運動に変換して伝達する。スライダクランク機構４８は、ピン３９を介してアクチュエータシャフト３２の往復動をコントロールシャフト２３の回転運動に変換して伝達する。上記のピン３９には、円筒形状をなすアクチュエータシャフト３２の一端（先端）に回転可能に嵌合する大径部３９Ａの両側に小径部３９Ｂが設けられている。この小径部３９Ｂが、コントロールシャフト２３の一端に設けられる一対の制御プレート４１Ａに形成された径方向に延びるスリット４１に摺動可能に嵌合している。従って、アクチュエータシャフト３２が往復動すると、ピン３９のスリット４１内での摺動動作を伴いながら、制御プレート４１Ａを介してコントロールシャフト２３が所定の方向に回転する。 The final reduction mechanism 46 includes a feed screw mechanism 47 that converts the rotary motion of the final gear 36 into a reciprocating motion of the actuator shaft 32, a slider crank mechanism 48 that converts the reciprocating motion of the actuator shaft 32 into a rotary motion of the control shaft 23, have. As shown in FIG. 2, the feed screw mechanism 47 includes a male screw 35 formed at the end of the actuator shaft 32 on the motor side and a female screw 37 formed on the inner peripheral surface of the final gear 36 and meshing with the male screw 35. The rotational movement of the final gear 36 is converted into the reciprocating movement of the actuator shaft 32 and transmitted. The slider crank mechanism 48 converts the reciprocating motion of the actuator shaft 32 into the rotational motion of the control shaft 23 via the pin 39 and transmits it. The pin 39 is provided with small-diameter portions 39B on both sides of a large-diameter portion 39A that is rotatably fitted to one end (tip) of the actuator shaft 32 having a cylindrical shape. The small-diameter portion 39B is slidably fitted in a radially extending slit 41 formed in a pair of control plates 41A provided at one end of the control shaft 23. Therefore, when the actuator shaft 32 reciprocates, the control shaft 23 rotates in a predetermined direction via the control plate 41A while being accompanied by a sliding operation of the pin 39 in the slit 41.

クラッチ４３は、特開２００３−３４３６０１号公報にも開示されているように公知であり、簡単に説明すると、ケーシング４０Ｂに固定される静止側部材としての固定外輪１に対し、モータ側の入力軸２とコントロールシャフト２３側の出力軸３とを、転がり軸受４Ａ〜４Ｄを介して正逆回転自在に支承した構造となっている。入力軸２とモータ３３の出力軸３３Ａとは上記の第１減速機構４４を介して接続されており、出力軸３と最終歯車３６とは上記の第２減速機構４５を介して接続されている。固定外輪１は、ケーシング４０に圧入ないしは平行キー等を用いて安定的に固定される。 The clutch 43 is known as disclosed in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2003-343601. Briefly described, the clutch 43 has a motor-side input shaft with respect to the stationary outer ring 1 as a stationary member fixed to the casing 40B. 2 and the output shaft 3 on the control shaft 23 side are supported so as to be rotatable forward and backward via rolling bearings 4A to 4D. The input shaft 2 and the output shaft 33A of the motor 33 are connected via the first reduction mechanism 44, and the output shaft 3 and the final gear 36 are connected via the second reduction mechanism 45. . The fixed outer ring 1 is stably fixed to the casing 40 by press-fitting or using a parallel key.

図４及び図５にも示すように、入力軸２には、軸中心から径方向外側へずれた位置に軸方向に沿う貫通孔６が穿設され、出力軸３には、入力軸２と対向する端面に径方向に沿う凹溝７が形成されている。入力軸２の貫通孔６にピン８を挿入し、そのピン８の先端を出力軸３と対向する端面から突出させて、出力軸３の端面に形成された凹溝７に嵌入させることにより、入力軸２からの回転トルクを出力軸３に伝達可能としている。入力軸２の出力軸側端部には径方向外側へ拡径したフランジ部２ａが一体的に形成され、そのフランジ部２ａの外周から軸方向の出力軸側へ連続して延びる保持器としての複数の柱部２ｂが円周方向等間隔に形成されている。この円周方向に隣接する柱部２ｂ間の空間は、軸方向の一方に向かって開口した形態のポケット９を構成し、各ポケット９に一対のローラ１０ａ，１０ｂがそれぞれ配される。出力軸３の入力軸側外周には、前述した入力軸２の柱部２ｂ間に位置するポケット９と対応させて複数対のカム面（楔面）９ａ，９ｂが円周方向等間隔に形成されている。この出力軸３のカム面９ａ，９ｂと固定外輪１の内周面との間に、複数対のローラ１０ａ，１０ｂがそれぞれ配され、入力軸２の柱部２ｂ間に形成されたポケット９に収容される。一対のローラ１０ａ，１０ｂ間にはばね等の弾性部材５が介挿され、その弾性部材５が一対のローラ１０ａ，１０ｂを互いに離れる方向に弾性的に押圧する。各弾性部材５は、入力軸２、出力軸３および固定外輪１とは独立して一対のローラ１０ａ，１０ｂ間に挿入配置されている。 As shown in FIGS. 4 and 5, the input shaft 2 is provided with a through hole 6 along the axial direction at a position shifted radially outward from the shaft center, and the output shaft 3 includes the input shaft 2 and A concave groove 7 is formed along the radial direction on the opposite end face. By inserting a pin 8 into the through-hole 6 of the input shaft 2, projecting the tip of the pin 8 from the end surface facing the output shaft 3, and fitting it into the groove 7 formed on the end surface of the output shaft 3, The rotational torque from the input shaft 2 can be transmitted to the output shaft 3. A flange portion 2a whose diameter is increased radially outward is integrally formed at the output shaft side end portion of the input shaft 2, and serves as a cage continuously extending from the outer periphery of the flange portion 2a to the output shaft side in the axial direction. A plurality of column portions 2b are formed at equal intervals in the circumferential direction. The space between the column portions 2b adjacent to each other in the circumferential direction constitutes a pocket 9 that is open toward one side in the axial direction, and a pair of rollers 10a and 10b is disposed in each pocket 9, respectively. A plurality of pairs of cam surfaces (wedge surfaces) 9a, 9b are formed at equal intervals in the circumferential direction on the input shaft side outer periphery of the output shaft 3 so as to correspond to the pockets 9 positioned between the column portions 2b of the input shaft 2 described above. Has been. A plurality of pairs of rollers 10a and 10b are respectively disposed between the cam surfaces 9a and 9b of the output shaft 3 and the inner peripheral surface of the fixed outer ring 1, and the pockets 9 formed between the column portions 2b of the input shaft 2 are provided. Be contained. An elastic member 5 such as a spring is inserted between the pair of rollers 10a and 10b, and the elastic member 5 elastically presses the pair of rollers 10a and 10b away from each other. Each elastic member 5 is inserted and disposed between the pair of rollers 10 a and 10 b independently of the input shaft 2, the output shaft 3 and the fixed outer ring 1.

この逆入力遮断クラッチ４３では、図６（Ａ）に拡大して示す中立状態で、出力軸３に時計方向の逆入力トルクが入力されると、弾性部材５の弾性力により反時計方向（回転方向後方）のローラ１０ａがその方向の楔隙間と係合して、出力軸３が固定外輪１に対して時計方向にロックされる。逆に、出力軸３に反時計方向の逆入力トルクが入力されると、弾性部材５の弾性力により時計方向（回転方向後方）のローラ１０ｂがその方向の楔隙間と係合して、出力軸３が固定外輪１に対して反時計方向にロックされる。従って、出力軸３からの逆入力トルクは、一対のローラ１０ａ，１０ｂによって正逆両回転方向にロックされる。 When the reverse input torque in the clockwise direction is input to the output shaft 3 in the neutral state shown in an enlarged view in FIG. 6A, the reverse input cutoff clutch 43 is counterclockwise (rotated) by the elastic force of the elastic member 5. The roller 10a (backward in the direction) is engaged with the wedge gap in that direction, and the output shaft 3 is locked in the clockwise direction with respect to the fixed outer ring 1. Conversely, when counterclockwise reverse input torque is input to the output shaft 3, the roller 10b in the clockwise direction (backward in the rotational direction) is engaged with the wedge gap in that direction by the elastic force of the elastic member 5, and the output is output. The shaft 3 is locked counterclockwise with respect to the fixed outer ring 1. Therefore, the reverse input torque from the output shaft 3 is locked in both forward and reverse rotation directions by the pair of rollers 10a and 10b.

一方、入力軸２に回転トルクが入力されて例えば時計方向に回動すると、図６（Ｂ）に拡大して示すように、まず、入力軸２の反時計方向（回転方向後方）の柱部２ｂがその方向（回転方向後方）のローラ１０ａと係合して、これを弾性部材５の弾性力に抗して時計方向（回転方向前方）に押圧する。これにより、反時計方向（回転方向後方）のローラ１０ａがその方向の楔隙間から離脱して、出力軸３のロック状態が解除されてその出力軸３が時計方向に回動可能となる。入力軸２がさらに時計方向へ回動すると、図６（Ｃ）に示すように、入力軸２のピン８が出力軸３の凹溝７の壁面に当接することにより、入力軸２からの時計方向の回転トルクがピン８と凹溝７との係合部分を介して出力軸３に伝達され、出力軸３が時計方向に回動する。この時、時計方向（回転方向前方）のローラ１０ｂは、その方向の楔隙間と係合せず、出力軸３のカム面と固定外輪１の内周面に接触した状態で空転する。入力軸２に反時計方向の回転トルクが入力された場合は、前述とは逆の動作で出力軸３が反時計方向に回動する。従って、入力軸２からの正逆両回転方向の回転トルクは、ピン８と凹溝７との係合部分を介して出力軸３に伝達され、出力軸３が正逆両回転方向に回動する。 On the other hand, when rotational torque is input to the input shaft 2 and rotated clockwise, for example, as shown in an enlarged view in FIG. 6B, first, the column portion of the input shaft 2 in the counterclockwise direction (backward in the rotational direction). 2b engages with the roller 10a in that direction (backward in the rotational direction) and presses it in the clockwise direction (forward in the rotational direction) against the elastic force of the elastic member 5. As a result, the counterclockwise (backward in the rotational direction) roller 10a is released from the wedge gap in that direction, the locked state of the output shaft 3 is released, and the output shaft 3 can be rotated clockwise. When the input shaft 2 further rotates clockwise, the pin 8 of the input shaft 2 abuts against the wall surface of the concave groove 7 of the output shaft 3 as shown in FIG. Rotational torque in the direction is transmitted to the output shaft 3 through the engaging portion between the pin 8 and the groove 7, and the output shaft 3 rotates clockwise. At this time, the roller 10b in the clockwise direction (forward in the rotation direction) does not engage with the wedge clearance in that direction, and idles in a state where the cam surface of the output shaft 3 and the inner peripheral surface of the fixed outer ring 1 are in contact. When a counterclockwise rotational torque is input to the input shaft 2, the output shaft 3 rotates counterclockwise by the reverse operation to that described above. Accordingly, the rotational torque in the forward and reverse rotational directions from the input shaft 2 is transmitted to the output shaft 3 through the engaging portion between the pin 8 and the concave groove 7, and the output shaft 3 rotates in the forward and reverse rotational directions. To do.

ここで、ロック解除の際には、前述のようにローラを楔隙間より離脱させる必要があるが、この動作の際、出力軸が過度に滑らかに回転可能であると、ローラが楔隙間より離脱することなく出力軸と共回りしてしまい、ロック解除に至らないおそれがある。このため、ロック解除動作を円滑に行うために、出力軸３に対して所定量の回転方向の抵抗（摩擦力など）を付加する。図７の例では、オイルシール４９を出力軸３側に配設し、回転方向の抵抗を付加する構成としている。このオイルシール４９は、基本的には出力軸３に固定される第２減速機構４５の第２入力側ギヤ４５Ａの外周とケーシング４０との間に介装され、この部分をシールするものであって、このオイルシール４９を利用した簡素な構成で上記の回転方向の抵抗付加を実現している。 Here, when the lock is released, the roller needs to be separated from the wedge gap as described above. However, when the output shaft can rotate excessively smoothly during this operation, the roller is separated from the wedge gap. Without rotating, it may rotate with the output shaft and may not be unlocked. For this reason, in order to smoothly perform the unlocking operation, a predetermined amount of rotational resistance (frictional force or the like) is applied to the output shaft 3. In the example of FIG. 7, the oil seal 49 is disposed on the output shaft 3 side to add resistance in the rotational direction. The oil seal 49 is basically interposed between the outer periphery of the second input side gear 45A of the second reduction mechanism 45 fixed to the output shaft 3 and the casing 40, and seals this portion. Thus, the resistance addition in the rotational direction is realized with a simple configuration using the oil seal 49.

このように第１減速機構４４、第２減速機構４５、及び最終減速機構４６によってモータ３３の出力軸３３Ａの回転を十分に減速してコントロールシャフト２３へ伝達するようになっているため、コントロールシャフト側からモータ３３へ作用する逆入力トルクを大幅に抑制して、モータ３３の小型化・低出力化を図ることができるとともに、クラッチ４３によりコントロールシャフト２３側からモータ３３側への逆入力を遮断することができる。そして本実施例では、クラッチ４３とコントロールシャフト２３との間に第２減速機構４５と最終減速機構４６とを介装しているために、コントロールシャフト２３側からクラッチ４３側への逆入力を抑制することができる。従って、クラッチ４３の遮断能力・信頼性・耐久性を確保しつつ、クラッチ４３を小型化して、機関搭載性を向上することができる。 As described above, since the rotation of the output shaft 33A of the motor 33 is sufficiently decelerated and transmitted to the control shaft 23 by the first deceleration mechanism 44, the second deceleration mechanism 45, and the final deceleration mechanism 46, the control shaft The reverse input torque acting on the motor 33 from the side can be greatly suppressed, and the motor 33 can be reduced in size and output, and the clutch 43 blocks the reverse input from the control shaft 23 side to the motor 33 side. can do. In this embodiment, since the second reduction mechanism 45 and the final reduction mechanism 46 are interposed between the clutch 43 and the control shaft 23, the reverse input from the control shaft 23 side to the clutch 43 side is suppressed. can do. Therefore, it is possible to reduce the size of the clutch 43 and improve the engine mountability while ensuring the shut-off ability, reliability, and durability of the clutch 43.

また、送りねじ機構４７による螺進作用によって、コントロールシャフト２３からの逆入力によりアクチュエータシャフト３２が不用意に回転することを更に確実に阻止することができる。 Further, the screwing action of the feed screw mechanism 47 can more reliably prevent the actuator shaft 32 from being inadvertently rotated due to reverse input from the control shaft 23.

上記のクラッチ４３及び減速機構４４〜４６は、クランク室１９内に突出するアクチュエータシャフト３２の先端部を除き、ケーシング４０内に収容配置されている。そして、アクチュエータシャフト３２の外周には、ケーシング４０Ａの円筒状をなす内周との隙間をシールするシール部材５０が取付けられている。このシール部材として、例えば図示するようなＯリングの他、オイルシールやリップシール、さらにはラビリンスパッキンなど様々なものを用いることができる。このようなシール部材５０、更には上記のオイルシール４９によって、クラッチ４３及び減速機構４４〜４６が配設されるケーシング４０の内部空間が、クランク室１９内から液密に隔てられている。従って、クラッチ４３及び減速機構４４〜４６が配設されるケーシング４０の内部空間を、クランク室１９内に飛散するエンジンオイル（潤滑油）とは別に、グリース等の専用の潤滑剤を用いて潤滑することができ、クランクシャフト等と同様にエンジンオイルで潤滑する場合に比して、クラッチ４３及び減速機構４４〜４６の潤滑性能を大幅に改善することができる。従って、クラッチ４３の荷重遮断能力を確保してモータ３３側への負担を最小限に抑えつつ、更なるクラッチ４３の小型化を図ることができる。 The clutch 43 and the speed reduction mechanisms 44 to 46 are accommodated in the casing 40 except for the tip of the actuator shaft 32 protruding into the crank chamber 19. A seal member 50 is attached to the outer periphery of the actuator shaft 32 to seal a gap with the cylindrical inner periphery of the casing 40A. As this seal member, for example, various members such as an oil seal, a lip seal, and a labyrinth packing can be used in addition to an O-ring as illustrated. By such a seal member 50 and the oil seal 49 described above, the internal space of the casing 40 in which the clutch 43 and the speed reduction mechanisms 44 to 46 are disposed is liquid-tightly separated from the crank chamber 19. Therefore, the internal space of the casing 40 in which the clutch 43 and the speed reduction mechanisms 44 to 46 are disposed is lubricated by using a dedicated lubricant such as grease, in addition to the engine oil (lubricating oil) scattered in the crank chamber 19. The lubrication performance of the clutch 43 and the speed reduction mechanisms 44 to 46 can be greatly improved as compared with the case where the engine oil is lubricated in the same manner as the crankshaft or the like. Therefore, it is possible to further reduce the size of the clutch 43 while ensuring the load blocking capability of the clutch 43 and minimizing the load on the motor 33 side.

制御部５１は、各種センサ類により検出される機関回転数や機関負荷等に基づいて、燃料噴射制御や点火時期制御等の各種機関制御処理を記憶及び実行する機能を有するものであり、機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の回転位置を検出する制御軸センサ５２の検出信号に基づいて、駆動部としての電動モータ３３へ制御信号を出力し、後述するような機関圧縮比つまりコントロールシャフト２３の回転位置の制御を行う。 The control unit 51 has a function of storing and executing various engine control processes such as fuel injection control and ignition timing control based on the engine speed and engine load detected by various sensors. Based on the detection signal of the control shaft sensor 52 that detects the rotational position of the control shaft 23 corresponding to the ratio, a control signal is output to the electric motor 33 as the drive unit, and the engine compression ratio, that is, the control shaft 23 of the control shaft 23 as described later. Control the rotational position.

次に、本実施例の特徴である機関圧縮比の制御について説明する。図７は、燃焼荷重等の筒内圧によるコントロールシャフトトルクの発生要因を示す説明図であり、図７（Ａ）は可変圧縮比機構のスケルトン図を示している。ピストン１４の冠面に作用するシリンダ軸線下方向の燃焼荷重Ｆ０は、アッパリンク２２を介してロアリンク２１に、クランクピン１７周りのトルクＦ１として作用する。このトルクＦ１の回転方向は、クランクピン１７に対する第２連結ピン２６の位置により定まり、図の例では反時計周り方向となる。ロアリンク２１はアッパリンク２２と連結していない側の端部でコントロールリンク２５と連結しており、前述のロアリンク２１に作用するトルクＦ１は、このコントロールリンク２５の軸線方向に沿う斜め上方の荷重Ｆ２として作用する。ここで、コントロールリンク２５のロアリンク２１と連結していない側の端部は、コントロールシャフト２３の偏心軸部２４に揺動自在に軸支されており、この偏心軸部２４は、コントロールシャフト２３の主軸２９に対して所定量偏心している。 Next, control of the engine compression ratio, which is a feature of this embodiment, will be described. FIG. 7 is an explanatory diagram showing the generation factor of the control shaft torque due to the in-cylinder pressure such as the combustion load, and FIG. 7A shows a skeleton diagram of the variable compression ratio mechanism. The combustion load F0 in the downward direction of the cylinder axis acting on the crown surface of the piston 14 acts on the lower link 21 via the upper link 22 as the torque F1 around the crankpin 17. The rotation direction of the torque F1 is determined by the position of the second connecting pin 26 with respect to the crank pin 17, and is the counterclockwise direction in the illustrated example. The lower link 21 is connected to the control link 25 at the end portion not connected to the upper link 22, and the torque F <b> 1 acting on the lower link 21 is obliquely upward along the axial direction of the control link 25. Acts as a load F2. Here, the end portion of the control link 25 that is not connected to the lower link 21 is pivotally supported by the eccentric shaft portion 24 of the control shaft 23, and the eccentric shaft portion 24 is supported by the control shaft 23. The main shaft 29 is eccentric by a predetermined amount.

図７（Ｂ）に、機関圧縮比に応じた偏心軸部２４の位置関係を示す。図示のように、各圧縮比における偏心軸部２４には、筒内圧による荷重に起因する力Ｆ２が機関の斜め上方に作用するため、最高圧縮比から最低圧縮比に変更する方向で、筒内圧がコントロールシャフトトルクＦ３として作用する。なお、このコントロールシャフトトルクＦ３は図７（Ｂ）に示す方向のみならず、例えばシリンダ上方への運動部品の慣性力に起因する力が支配的な場合、反対方向（反時計回り方向）のトルクとしても作用する。このようにコントロールシャフト２３には機関側から回転方向のトルクＦ３を受けるために、目標圧縮比ｔεを一定に維持するような定常運転状態では、このトルクＦ３に抗してコントロールシャフト２３を所定位置に保持する必要がある。 FIG. 7B shows the positional relationship of the eccentric shaft portion 24 according to the engine compression ratio. As shown in the figure, since the force F2 resulting from the load due to the in-cylinder pressure acts on the eccentric shaft portion 24 at each compression ratio obliquely above the engine, the in-cylinder pressure is changed in the direction of changing from the maximum compression ratio to the minimum compression ratio. Acts as the control shaft torque F3. Note that this control shaft torque F3 is not only the direction shown in FIG. 7B, but also the torque in the opposite direction (counterclockwise direction) when the force due to the inertial force of the moving part upward is dominant, for example. Also works. Thus, since the control shaft 23 receives the torque F3 in the rotational direction from the engine side, in a steady operation state in which the target compression ratio tε is kept constant, the control shaft 23 is placed at a predetermined position against the torque F3. Need to hold on.

図８は、可変圧縮比機構の目標圧縮比ｔεの設定に用いられる圧縮比制御マップの一例を示している。同図に示すように、目標圧縮比ｔεは、機関回転数と機関負荷（負荷トルク）に応じて設定され、基本的に、低回転低負荷側では燃費向上を図るために高圧縮比とされ、高回転高負荷側ではノッキングを生じることのないように低圧縮比とされる。図中左下の領域が通常の街乗り運転などで主に使用される運転領域となる。このような低〜中速回転、かつ低〜中負荷の領域では、高圧縮比に設定される。このような高圧縮比の設定では、コントロールシャフト２３の回転角度に対して機関圧縮比の変化の感度が高いことから、高圧縮比の設定が維持される定常運転状態では、後述するように保持器４３により機関圧縮比を機械的に固定する。 FIG. 8 shows an example of a compression ratio control map used for setting the target compression ratio tε of the variable compression ratio mechanism. As shown in the figure, the target compression ratio tε is set in accordance with the engine speed and the engine load (load torque). Basically, the target compression ratio tε is set to a high compression ratio in order to improve fuel efficiency on the low rotation and low load side. On the high rotation high load side, the compression ratio is low so that knocking does not occur. The lower left area in the figure is the driving area that is mainly used for ordinary city driving. In such low to medium speed rotation and low to medium load regions, a high compression ratio is set. In such a high compression ratio setting, since the sensitivity of the change in the engine compression ratio with respect to the rotation angle of the control shaft 23 is high, in a steady operation state in which the high compression ratio setting is maintained, it is maintained as described later. The engine compression ratio is mechanically fixed by the device 43.

一方、高回転・高負荷側の領域では最低圧縮比に設定される。そして、この最低圧縮比の設定が維持される定常運転状態では、後述するように、目標圧縮比ｔεを含む所定の許容偏差領域Δｔεを設定し、この許容偏差領域Δｔε内でコントロールシャフト２３を回転方向に揺動させる揺動制御を行う。従って、最低圧縮比付近の制御は、保持器４３を用いた機械的なコントロールシャフト２３の固定は行わず、モータ３３の正転・逆転の繰返し動作によって、機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の回転位置を許容偏差領域Δｔε内で周期的に変動させつつ、この許容偏差領域Δｔε内にコントロールシャフト２３の回転位置を保持する形態とする。 On the other hand, the minimum compression ratio is set in the region on the high rotation / high load side. In the steady operation state in which the setting of the minimum compression ratio is maintained, as described later, a predetermined allowable deviation region Δtε including the target compression ratio tε is set, and the control shaft 23 is rotated within the allowable deviation region Δtε. Swing control is performed to swing in the direction. Therefore, in the control near the minimum compression ratio, the mechanical control shaft 23 is not fixed using the retainer 43, and the control shaft 23 corresponding to the engine compression ratio is repeatedly operated by the forward / reverse rotation of the motor 33. The rotational position of the control shaft 23 is held in the allowable deviation area Δtε while periodically changing the rotational position in the allowable deviation area Δtε.

図９は、コントロールシャフト２３の回転角度と機関圧縮比との関係を示している。複リンク式可変圧縮比機構の特徴として、コントロールシャフト２３の回転角度の変化に対して、機関圧縮比の変化は非線形特性を呈する。具体的には、高圧縮比側ほどピストン上死点位置の変化に対する圧縮比の変化割合の感度が高くなることから、低圧縮比側ほどコントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比の変化割合が減少する特性を有している。これはすなわち、最低圧縮比の近傍では、コントロールシャフト２３の回転角度に対して圧縮比変化が非常に鈍感な領域であり、コントロールシャフト２３の回転角度の制御が高圧縮比側に比して曖昧でも機関出力等の運転性能に影響が少ないことを意味している。従って、上述したように低圧縮比側で揺動制御を行っても、機関出力等の運転性能への跳ね返りが小さく、搭乗者に違和感を与えることはない。 FIG. 9 shows the relationship between the rotation angle of the control shaft 23 and the engine compression ratio. As a feature of the multi-link variable compression ratio mechanism, the change in the engine compression ratio exhibits non-linear characteristics with respect to the change in the rotation angle of the control shaft 23. Specifically, the higher the compression ratio side, the higher the sensitivity of the change ratio of the compression ratio with respect to the change of the piston top dead center position, so the lower the compression ratio side, the lower the compression ratio change ratio with respect to the rotation angle of the control shaft 23. It has the characteristic to do. That is, in the vicinity of the minimum compression ratio, the change in the compression ratio is very insensitive to the rotation angle of the control shaft 23, and the control of the rotation angle of the control shaft 23 is ambiguous compared to the high compression ratio side. However, it means that there is little influence on the operation performance such as engine output. Therefore, even if the swing control is performed on the low compression ratio side as described above, the rebound to the driving performance such as the engine output is small, and the passenger does not feel uncomfortable.

図１０は、許容偏差領域Δｔεの設定と機関運転条件の関係について、許容偏差領域Δｔεの幅の大小関係とともに示している。上述したように、機関圧縮比が低くなるほどコントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比変化が鈍感となることから、機関運転性能へ影響を与えることがない範囲で、機関圧縮比が低くなるほど許容偏差領域Δｔεの幅を大きく設定している。言い換えると、高回転高負荷側ほど許容偏差領域Δｔεの幅を大きくしている。 FIG. 10 shows the relationship between the setting of the allowable deviation region Δtε and the engine operating conditions, together with the width relationship of the allowable deviation region Δtε. As described above, since the change in the compression ratio with respect to the rotation angle of the control shaft 23 becomes less sensitive as the engine compression ratio becomes lower, the allowable deviation region becomes lower as the engine compression ratio becomes lower without affecting the engine operating performance. The width of Δtε is set large. In other words, the width of the allowable deviation region Δtε is increased as the rotation speed is higher.

一方、最高圧縮比及びその近傍の設定状態では、許容偏差領域Δｔεが十分に小さいものとなり、許容偏差領域Δｔε内での揺動動作が困難であるため、揺動動作を行わず、保持器４３により機関圧縮比εに対応するコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持する。ここで、最高圧縮比及びその近傍の設定状態が用いられる運転領域は、モード運転に代表される低回転・低負荷側の運転領域であり、コントロールシャフト２３の偏心軸部２４に作用するトルクＦ３（図７参照）も比較的低いことから、保持器４３の小型化を図れることに加え、保持器４３によりコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持しても、フレッチング発生の可能性は低い。 On the other hand, in the maximum compression ratio and the set state in the vicinity thereof, the allowable deviation region Δtε is sufficiently small and the swinging operation within the allowable deviation region Δtε is difficult. Thus, the rotational position of the control shaft 23 corresponding to the engine compression ratio ε is mechanically held. Here, the operation region in which the maximum compression ratio and the setting state in the vicinity thereof are used is an operation region on the low rotation / low load side represented by mode operation, and torque F3 acting on the eccentric shaft portion 24 of the control shaft 23. (Refer to FIG. 7) is also relatively low, so that the cage 43 can be downsized, and even if the rotational position of the control shaft 23 is mechanically held by the cage 43, the possibility of fretting is low. .

図１１は、駆動部としての一般的な電動モータ３３における効率及び出力に対する電流の関係曲線例を示す。一般的に、電動モータ３３は電流を印加し、出力軸３３Ａを回転させて出力を取り出す。印加電流の大きさによって、使用されるモータ回転数や出力・効率を調整・選択することができる。上述したような可変圧縮比機構において、仮に保持器４３を用いることなくモータ３３によりコントロールシャフト２３の回転位置を一箇所に固定しようとすると、コントロールシャフト２３の回転数は０（ゼロ）又はその近傍となるため、駆動源である電動モータ３３の出力軸３３Ａの回転数もゼロ又はその近傍となる。図１１中に示すストール点が、この回転数ゼロの状態に相当し、このストール点では効率もゼロとなってしまう。効率ゼロとは、印加した電流が出力として反映されず、全て自己発熱として消費されてしまう状態であり、モータの使用方法としては非常に望ましくない。 FIG. 11 shows an example of a relationship curve of current with respect to efficiency and output in a general electric motor 33 as a drive unit. Generally, the electric motor 33 applies an electric current, rotates the output shaft 33A, and takes out an output. Depending on the magnitude of the applied current, it is possible to adjust and select the motor rotation speed and output / efficiency used. In the variable compression ratio mechanism as described above, if it is attempted to fix the rotational position of the control shaft 23 to one place by the motor 33 without using the retainer 43, the rotational speed of the control shaft 23 is 0 (zero) or the vicinity thereof. Therefore, the rotational speed of the output shaft 33A of the electric motor 33 that is a drive source is also zero or in the vicinity thereof. The stall point shown in FIG. 11 corresponds to the state where the rotational speed is zero, and the efficiency is also zero at this stall point. Zero efficiency is a state in which the applied current is not reflected as an output but is consumed as self-heating, which is very undesirable as a method of using the motor.

これに対して本実施例では、特にコントロールシャフト２３の回転角度が圧縮比の変化代に鈍感な低圧縮比側において、圧縮比の保持を保持器４３を用いることなくモータ３３のみで行う際に、あえてモータ３３の出力軸３３Ａを停止させずに所定の許容偏差領域Δｔε内で繰返し回動つまり揺動させることで、前述のストール点付近よりも相対的に効率の高い領域でモータ３３を使用することができるために、モータ３３による保持能力が向上し、低圧縮比におけるモータ３３のみによる圧縮比保持を良好に実現することができる。 On the other hand, in the present embodiment, particularly when the rotation angle of the control shaft 23 is insensitive to the change ratio of the compression ratio and the low compression ratio side, the compression ratio is maintained only by the motor 33 without using the retainer 43. The motor 33 is used in a region where the efficiency is higher than that in the vicinity of the stall point by repeatedly rotating or swinging the output shaft 33A of the motor 33 within the predetermined allowable deviation region Δtε without stopping. Therefore, the holding ability by the motor 33 is improved, and the compression ratio holding by only the motor 33 at a low compression ratio can be realized satisfactorily.

図１２は、このような本実施例の制御の流れを示すフローチャートである。 FIG. 12 is a flowchart showing the control flow of this embodiment.

ステップＳ１では、後述する制御軸センサ５２のセンサ出力の基準位置学習制御の実行中であるかを判定する。センサ基準位置学習制御中であれば、本ルーチンを終了する。 In step S1, it is determined whether or not reference position learning control of sensor output of the control axis sensor 52 described later is being executed. If the sensor reference position learning control is being performed, this routine is terminated.

ステップＳ２では、目標圧縮比ｔεが一定の定常運転状態であるか、あるいは加速時や減速時等の目標圧縮比ｔεが変化する過渡運転状態であるかを判定する。この判定は、例えば駆動部３３の出力軸３３Ａの回転速度に基づいて判定され、あるいは目標圧縮比Δｔεの変化に応じて判定される。目標圧縮比Δｔεが変化する過渡運転状態であれば、後述する揺動制御や保持器４３による保持を行うことなく、本ルーチンを終了する。この場合、目標圧縮比ｔεへ向けた通常の圧縮比制御が行われることとなる。定常運転状態と判定された場合、ステップＳ３へ進む。 In step S2, it is determined whether the target compression ratio tε is a constant steady operation state or a transient operation state in which the target compression ratio tε changes during acceleration or deceleration. This determination is made based on, for example, the rotation speed of the output shaft 33A of the drive unit 33, or in accordance with a change in the target compression ratio Δtε. If it is a transient operation state in which the target compression ratio Δtε changes, the routine ends without performing swing control described later and holding by the cage 43. In this case, normal compression ratio control toward the target compression ratio tε is performed. If it is determined that the operation is steady, the process proceeds to step S3.

ステップＳ３では、目標圧縮比ｔεを読み込む。この目標圧縮比ｔεは、例えば機関回転数及び機関負荷に基づいて図８に示す制御マップを参照して設定され、図８に示すように低回転低負荷側では燃費向上を図るために高圧縮比とされ、高回転高負荷側ではノッキングを生じることのないように低圧縮比とされる。 In step S3, the target compression ratio tε is read. This target compression ratio tε is set with reference to the control map shown in FIG. 8 based on, for example, the engine speed and the engine load. As shown in FIG. The compression ratio is low so that knocking does not occur on the high rotation high load side.

ステップＳ４では、揺動制御を行うか否かを判定する。例えば、図１０に示すように機関回転数や機関負荷が所定の判定値αよりも大きい高回転・高負荷側であれば、揺動制御の実行領域であると判定する。あるいは、目標圧縮比ｔεが所定の判定値よりも小さい低圧縮比側であれば、揺動制御を行う領域であると判定しても良い。 In step S4, it is determined whether or not swing control is performed. For example, as shown in FIG. 10, if the engine speed and the engine load are on the high rotation / high load side that is larger than the predetermined determination value α, it is determined that the region is in the swing control execution region. Alternatively, if the target compression ratio tε is on the low compression ratio side that is smaller than a predetermined determination value, it may be determined that the region is in the swing control region.

揺動制御を行う領域ではないと判定された場合、ステップＳ４からステップＳ５へ進み、保持器４３によりコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持する。なお、制御軸センサ５２により検出される実圧縮比と目標圧縮比ｔεとの偏差が大きい場合には、実圧縮比を目標圧縮比ｔεに十分に近づけてから、保持器４３による保持を行う。この保持器４３による保持を行う場合には、電動モータ３３への電圧印加を停止して、消費エネルギーの低減化を図る。 If it is determined that the region is not in the swing control region, the process proceeds from step S4 to step S5, and the rotational position of the control shaft 23 is mechanically held by the holder 43. If the deviation between the actual compression ratio detected by the control shaft sensor 52 and the target compression ratio tε is large, the actual compression ratio is made sufficiently close to the target compression ratio tε, and then the holding by the cage 43 is performed. When holding by the holder 43, voltage application to the electric motor 33 is stopped to reduce energy consumption.

揺動制御を行う領域と判定された場合、ステップＳ６へ進み、揺動制御における許容偏差領域Δｔεを設定する（許容偏差領域設定手段）。つまり、揺動制御における制御目標値の最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとを設定する。例えば図１０に示すように、目標圧縮比ｔεに対する高圧縮側の幅Δεｕと低圧縮比側の幅Δεｄとを同一に設定することによって、目標圧縮比ｔεに対する実際の機関圧縮比のずれ・偏差を抑制することができる。あるいは、ノッキングに対する圧縮比の余裕度が小さいような場合には、目標圧縮比ｔεに対する低圧縮比側の幅Δεｄを相対的に大きくし、高圧縮比側の幅Δεｕを相対的に小さくするか又はゼロにしても良い。 When it is determined that the region is to be subjected to the swing control, the process proceeds to step S6, and an allowable deviation region Δtε in the swing control is set (allowable deviation region setting means). That is, the maximum value εMAX and the minimum value εMIN of the control target value in the swing control are set. For example, as shown in FIG. 10, by setting the width Δεu on the high compression side and the width Δεd on the low compression ratio side with respect to the target compression ratio tε to be the same, the deviation / deviation of the actual engine compression ratio with respect to the target compression ratio tε. Can be suppressed. Alternatively, when the margin of the compression ratio with respect to knocking is small, is the width Δεd on the low compression ratio side relatively large with respect to the target compression ratio tε and the width Δεu on the high compression ratio side relatively small? Or it may be zero.

また、上述したように目標圧縮比ｔεの大きさに応じて許容される偏差幅の大きさも変化するため、目標圧縮比ｔεに応じて許容偏差領域Δｔεの幅自体も調整する。具体的には図１０に示すように、目標圧縮比ｔεが低くなるほど、圧縮比変化に対するコントロールシャフト２３の感度も鈍くなることから、許容偏差領域Δｔεの幅を大きくする。 Further, as described above, since the allowable deviation width changes according to the target compression ratio tε, the width of the allowable deviation region Δtε itself is adjusted according to the target compression ratio tε. Specifically, as shown in FIG. 10, as the target compression ratio tε decreases, the sensitivity of the control shaft 23 with respect to changes in the compression ratio decreases, so the width of the allowable deviation region Δtε is increased.

続くステップＳ７では、後述するように各気筒の最大燃焼荷重が同一箇所に集中することのないように、揺動制御における目標圧縮比ｔεの最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとの切換周期を設定する。 In the following step S7, a switching cycle between the maximum value εMAX and the minimum value εMIN of the target compression ratio tε in the swing control is set so that the maximum combustion load of each cylinder does not concentrate on the same place as will be described later. .

そして、ステップＳ８では、揺動制御を実行する。つまり、ステップＳ７で設定された切換周期で、駆動部３３へ出力される制御目標値を、ステップＳ６で設定された許容偏差領域Δｔεの最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとに交互に切り換える。このように制御目標値を最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとに交互かつステップ的に切換制御することで、実際のコントロールシャフト２３は応答遅れを伴って許容偏差領域Δｔε内を回転方向に揺動することとなる。 In step S8, swing control is executed. That is, the control target value output to the drive unit 33 is alternately switched between the maximum value εMAX and the minimum value εMIN of the allowable deviation region Δtε set in step S6 at the switching cycle set in step S7. As described above, the control target value is controlled alternately and stepwise between the maximum value εMAX and the minimum value εMIN, so that the actual control shaft 23 swings within the allowable deviation region Δtε in the rotational direction with a response delay. It will be.

次に、本発明の特徴的な構成及びその作用効果について、上記実施例を参照して以下に列記する。 Next, characteristic configurations of the present invention and their functions and effects will be listed below with reference to the above-described embodiments.

［１］シリンダ１２内を往復動するピストン１４とクランクシャフト１６のクランクピン１７とを連係する複数のリンク２１，２２からなるリンク列と、駆動部３３により回転位置が変更・保持されるコントロールシャフト２３と、このコントロールシャフト２３と上記リンク列とを連係するコントロールリンク２５と、を有し、上記コントロールシャフト２３の回転位置に応じてピストン行程が変化する内燃機関の可変圧縮比機構の制御装置において、機関運転状態に応じて目標圧縮比ｔεを設定する目標圧縮比設定手段と、上記目標圧縮比ｔεを含む所定の許容偏差領域Δｔε内で、コントロールシャフト２３を回転方向に揺動させる揺動制御を行う揺動制御手段と、を有している。 [1] A link row composed of a plurality of links 21 and 22 linking the piston 14 reciprocating in the cylinder 12 and the crankpin 17 of the crankshaft 16, and a control shaft whose rotational position is changed and held by the drive unit 33. 23, and a control link 25 for linking the control shaft 23 and the link row, and a control device for a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine in which the piston stroke changes according to the rotational position of the control shaft 23. , Target compression ratio setting means for setting the target compression ratio tε according to the engine operating state, and swing control for swinging the control shaft 23 in the rotational direction within a predetermined allowable deviation region Δtε including the target compression ratio tε. Swing control means for performing

このように、目標圧縮比ｔεを含む所定の許容偏差領域Δｔεで上記コントロールシャフトを回転方向に揺動させる揺動制御を行うことによって、コントロールシャフト２３の回転を一箇所に固定する場合と比較して、コントロールシャフト２３を支持する軸受部分の表面に潤滑油が介入し易くなり、上述したフレッチング磨耗の発生頻度を低下させることができ、信頼性・耐久性を向上することができる。 In this way, by performing swing control that swings the control shaft in the rotational direction within a predetermined allowable deviation region Δtε including the target compression ratio tε, the rotation of the control shaft 23 is fixed in one place. Thus, the lubricating oil can easily intervene on the surface of the bearing portion that supports the control shaft 23, the frequency of occurrence of the fretting wear described above can be reduced, and the reliability and durability can be improved.

また、コントロールシャフト２３を許容偏差領域Δｔεで揺動させることによって、上記軸受部分への荷重作用位置が同一箇所に集中することがなく、局所的な摩耗の進行を抑制することができるとともに、ストール点付近よりも相対的に効率の高い領域を使用することができるために（図１１参照）、駆動部としての電動モータ３３による保持能力が向上し、ひいては駆動源である電動モータ３３の小型化を図ることができる。 Further, by swinging the control shaft 23 in the allowable deviation region Δtε, the load application position on the bearing portion does not concentrate at the same place, and the progress of local wear can be suppressed and the stall can be suppressed. Since it is possible to use a region that is relatively more efficient than the vicinity of the point (see FIG. 11), the holding capability of the electric motor 33 as the drive unit is improved, and as a result, the electric motor 33 that is the drive source is downsized. Can be achieved.

［２］上記揺動制御では、上記許容偏差領域Δｔεの最大値ｔεＭＡＸと最小値ｔεＭＩＮとを交互に制御目標値として設定する。これにより、制御目標値を最大値ｔεＭＡＸと最小値ｔεＭＩＮとに交互かつステップ的に切り換えるという簡素な制御でありながら、許容偏差領域Δｔεの幅を最大限に利用して積極的にコントロールシャフト２３の正転・逆転の作動を行うことができ、上述したような軸受部分への潤滑油の介入を促進して潤滑性能を向上することができる。 [2] In the swing control, the maximum value tεMAX and the minimum value tεMIN of the allowable deviation region Δtε are alternately set as control target values. Thus, while the control target value is a simple control in which the control target value is switched alternately and stepwise between the maximum value tεMAX and the minimum value tεMIN, the width of the allowable deviation region Δtε is utilized to the maximum, and the control shaft 23 is actively The forward / reverse operation can be performed, and the lubrication performance can be improved by promoting the intervention of the lubricating oil into the bearing portion as described above.

［３］図７にも示すように、コントロールシャフト２３の主軸２９の軸受部分には、機関の筒内圧や運動部品の慣性力に起因する荷重Ｆ３が作用する。これらの荷重のうち、圧縮上死点近傍における筒内圧による最大燃焼荷重Ｆ０は、最も荷重が大きく、コントロールリンク２５を介してコントロールシャフト２３に曲げ荷重Ｆ３として作用する。従って、複数の気筒の面圧最大点が主軸２９の軸受部分の同一箇所に集中すると、その部分での局所的な摩耗や焼きつきの進行を招くおそれがある。 [3] As shown in FIG. 7, a load F <b> 3 caused by the in-cylinder pressure of the engine and the inertial force of the moving parts acts on the bearing portion of the main shaft 29 of the control shaft 23. Among these loads, the maximum combustion load F0 due to the in-cylinder pressure near the compression top dead center is the largest, and acts as a bending load F3 on the control shaft 23 via the control link 25. Therefore, if the surface pressure maximum points of a plurality of cylinders are concentrated on the same portion of the bearing portion of the main shaft 29, local wear and seizure may occur at that portion.

そこで、このように複数の気筒の最大燃焼荷重が同一箇所に集中することのないように、揺動制御における振動周期、つまり制御目標値の最大値ｔεＭＡＸと最小値ｔεＭＩＮとの切換周期が設定されている。具体的には、切換周期を、複数の気筒の点火間隔と一致することのないように設定している。別言すると、揺動制御の揺動角速度を、コントロールシャフト２３の主軸２９の軸受部分の面圧最大点が気筒の点火順序の少なくとも連続する２回の燃焼時期に対して重複することがない角速度以上に設定されている。これによって、軸受部分における同一箇所に連続的に最大面圧が作用することがなく、前述の不具合を解消し、信頼性・耐久性を向上することができる。 Therefore, in order to prevent the maximum combustion loads of a plurality of cylinders from concentrating at the same location, a vibration cycle in swing control, that is, a switching cycle between the maximum value tεMAX and the minimum value tεMIN of the control target value is set. ing. Specifically, the switching cycle is set so as not to coincide with the ignition intervals of the plurality of cylinders. In other words, the swing angular velocity of the swing control is an angular velocity at which the maximum surface pressure point of the bearing portion of the main shaft 29 of the control shaft 23 does not overlap with at least two consecutive combustion timings in the ignition sequence of the cylinder. It is set above. As a result, the maximum surface pressure does not continuously act on the same portion of the bearing portion, so that the above-mentioned problems can be solved and the reliability and durability can be improved.

［４］上述したようなピストン１４の冠面高さ位置つまり上死点位置を変えることで機関圧縮比を変更する複リンク式の可変圧縮比機構においては、ピストン上死点位置の変化に対する圧縮比の変化の感度が高圧縮比側ほど高く低圧縮比側ほど低いこと、また、低圧縮比側では高圧縮比側に比してコントロールシャフト２３の単位角度当たりのピストン冠面高さの変化代が小さいことから、図９にも示すように、最低圧縮比近傍においては、最高圧縮比近傍に比して、コントロールシャフトの回転角度に対する圧縮比の変化代が非常に小さくなる。 [4] In the multi-link variable compression ratio mechanism that changes the engine compression ratio by changing the crown surface height position, that is, the top dead center position of the piston 14 as described above, the compression against the change in the piston top dead center position. The sensitivity of the ratio change is higher at the higher compression ratio side and lower at the lower compression ratio side, and the piston crown surface height per unit angle of the control shaft 23 is lower at the low compression ratio side than at the high compression ratio side. Since the allowance is small, as shown in FIG. 9, the change allowance of the compression ratio with respect to the rotation angle of the control shaft is very small in the vicinity of the minimum compression ratio as compared with the vicinity of the maximum compression ratio.

ここで、上述したように目標圧縮比ｔεの前後に許容偏差領域Δｔεを設定することは、ミクロ的に言えば圧縮比を繰返し変更させる作動を行うことと同義である。特にコントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比の変化感度が高い最高圧縮比付近において、前述のような許容偏差領域Δｔεを設定してコントロールシャフト２３の揺動制御を行うと、実際の機関圧縮比の変動が相対的に大きくなって、機関出力の変動が大きくなり、運転性を阻害するおそれがある。 Here, as described above, setting the allowable deviation region Δtε before and after the target compression ratio tε is synonymous with performing an operation of repeatedly changing the compression ratio in terms of micro. In particular, when swing control of the control shaft 23 is performed by setting the allowable deviation region Δtε as described above in the vicinity of the highest compression ratio at which the change sensitivity of the compression ratio with respect to the rotation angle of the control shaft 23 is high, the actual engine compression ratio is reduced. The fluctuation becomes relatively large, the fluctuation of the engine output becomes large, and the drivability may be hindered.

そこで、コントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比変化感度が高い最高圧縮比付近では、上記の揺動制御を禁止し、コントロールシャフト２３の回転角度に対する圧縮比変化感度が低い最低圧縮比付近に目標圧縮比が維持される定常運転状態のときにのみ、許容偏差領域Δｔεを設けた揺動制御を行う。この最低圧縮比付近では、コントロールシャフト２３の回転に対する圧縮比の変化の感度が低いことから、上記揺動制御を行っても機関出力への影響は少なく、機関運転性を阻害することはない。 Therefore, the swing control is prohibited in the vicinity of the highest compression ratio where the compression ratio change sensitivity with respect to the rotation angle of the control shaft 23 is high, and the target compression is set near the lowest compression ratio where the compression ratio change sensitivity with respect to the rotation angle of the control shaft 23 is low. The swing control with the allowable deviation region Δtε is performed only in the steady operation state where the ratio is maintained. In the vicinity of this minimum compression ratio, the sensitivity of the change in the compression ratio with respect to the rotation of the control shaft 23 is low. Therefore, even if the swing control is performed, there is little influence on the engine output and the engine operability is not hindered.

［５］一方、最高圧縮比付近においては、コントロールシャフト２３の回転に対する圧縮比の変化の感度が非常に高いことから、仮にコントロールシャフト２３の揺動制御を行うと、による機関圧縮比つまり機関出力の変動が大きく、機関性能に悪影響を与えることとなる。そこで、目標圧縮比が最高圧縮比付近に維持される定常運転状態では、揺動制御を行わず、保持器４３によりコントロールシャフト２３の回転位置を機械的に保持することで、安定した圧縮比保持を行うことができる。 [5] On the other hand, in the vicinity of the maximum compression ratio, since the sensitivity of the change in the compression ratio with respect to the rotation of the control shaft 23 is very high, if the swing control of the control shaft 23 is performed, the engine compression ratio, that is, the engine output is The fluctuation of the engine is large and will adversely affect the engine performance. Therefore, in a steady operation state in which the target compression ratio is maintained near the maximum compression ratio, stable control of the compression ratio is maintained by mechanically holding the rotational position of the control shaft 23 by the cage 43 without performing swing control. It can be performed.

また、最高圧縮比付近の運転領域は、高負荷領域ではなく、モード領域に代表される低〜中速，低〜中負荷までの運転領域であり、機関の筒内圧や運動部品の慣性力に起因する機関側からコントロールシャフト２３に作用するトルクＦ３自体が低い運転状態である。従って、保持器４３による保持を行う運転領域を最高圧縮比近傍のみに限定することで、保持器４３による保持を全運転領域で行う場合と比較して、より低負荷側のみに対応する保持器４３とすれば良く、保持器４３の小型化・低コスト化を図ることができる。 The operation range near the maximum compression ratio is not a high load range but an operation range from low to medium speed and low to medium load typified by the mode range. It is affected by the in-cylinder pressure of the engine and the inertial force of moving parts. This is an operating state in which the torque F3 acting on the control shaft 23 from the engine side is low. Therefore, by limiting the operation region in which the holding by the cage 43 is performed only to the vicinity of the maximum compression ratio, the cage corresponding to only the lower load side compared to the case in which the holding by the cage 43 is performed in the entire operation region. 43 and the cage 43 can be reduced in size and cost.

［６］図１０に示すように、目標圧縮比ｔεの大きさに応じて許容される偏差幅の大きさも変化するため、好ましくは、機関運転状態に応じて許容偏差領域Δｔεの幅を調整する。 [6] As shown in FIG. 10, since the allowable deviation width changes according to the target compression ratio tε, preferably, the width of the allowable deviation region Δtε is adjusted according to the engine operating state. .

［７］より具体的には、目標圧縮比ｔεが低いほど許容偏差領域Δｔεの幅を大きくする。これによって、圧縮比の変動に伴う機関出力の変動による運転性の低下を招くことなく、低圧縮比側では許容偏差領域Δｔεの幅を大きくしてコントロールシャフト２３を大きく揺動することができ、フレッチング発生頻度を更に低減させることができる。 [7] More specifically, the width of the allowable deviation region Δtε is increased as the target compression ratio tε is lower. As a result, the control shaft 23 can be swung greatly by increasing the width of the allowable deviation region Δtε on the low compression ratio side without causing deterioration in operability due to fluctuations in the engine output accompanying fluctuations in the compression ratio. Fretting occurrence frequency can be further reduced.

なお、過給機付きの内燃機関の場合、最低圧縮比付近で過給圧を制御する。但し過給圧の立ち上がりには時間遅れがあるため、同じ圧縮比の設定状態においても、過給圧の掛かり具合に応じて、機関が出力する負荷荷重が異なるものとなる。特に過給圧が高圧となるほど、ノッキングなどの異常燃焼の発生頻度が高まるので、上記負荷荷重が高くなるほど、許容偏差領域Δｔεを狭めて圧縮比を厳密に制御する必要がある。一方、過給が行われていない領域では、機関が出力する負荷荷重が低く、ノッキングを生じる可能性も低いので、圧縮比は比較的緩慢な制御でも構わない。このように、過給圧すなわち機関が出力する負荷荷重に応じて、適宜、許容偏差領域の大小を変更することで、ノッキング等の不具合を生じることなく、コントロールシャフトを大きく揺動する制御を行い、フレッチング発生頻度を低減させることができる。 In the case of an internal combustion engine with a supercharger, the supercharging pressure is controlled near the minimum compression ratio. However, since there is a time delay in the rise of the supercharging pressure, even when the compression ratio is set, the load load output by the engine differs depending on the supercharging pressure. In particular, as the supercharging pressure increases, the frequency of occurrence of abnormal combustion such as knocking increases. Therefore, as the load load increases, it is necessary to narrow the allowable deviation region Δtε and strictly control the compression ratio. On the other hand, in a region where supercharging is not performed, since the load applied by the engine is low and the possibility of knocking is low, the compression ratio may be controlled relatively slowly. In this way, by appropriately changing the size of the allowable deviation area according to the supercharging pressure, that is, the load load output by the engine, control is performed to swing the control shaft greatly without causing problems such as knocking. The frequency of occurrence of fretting can be reduced.

［８］イグニッションスイッチの投入直後の機関始動直後には、一般的に、実際の機関圧縮比に対応するコントロールシャフト２３の実回転位置と、このコントロールシャフト２３の回転位置を検出する制御軸センサ５２の検出信号との相互関係を補正・学習するために、この制御軸センサ５２のセンサ出力を用いた基準位置学習制御（イニシャライズ制御）が行われる。この基準位置学習制御中は、コントロールシャフト２３の回転位置関係を厳密に学習・校正する必要があるため、上述したような許容偏差領域Δｔεが存在すると、基準位置学習制御を良好に行うことができない。そこで、このような基準位置学習制御中は、許容偏差領域Δｔεをゼロに設定し、揺動制御を禁止することで、基準位置学習制御を円滑に行うことができる。 [8] Immediately after the engine is started immediately after the ignition switch is turned on, generally, the actual rotational position of the control shaft 23 corresponding to the actual engine compression ratio and the control shaft sensor 52 for detecting the rotational position of the control shaft 23 are detected. Reference position learning control (initialization control) using the sensor output of the control axis sensor 52 is performed in order to correct and learn the mutual relationship with the detected signal. During the reference position learning control, it is necessary to strictly learn and calibrate the rotational position relationship of the control shaft 23. Therefore, if the allowable deviation region Δtε as described above exists, the reference position learning control cannot be performed satisfactorily. . Therefore, during the reference position learning control, the reference position learning control can be smoothly performed by setting the allowable deviation region Δtε to zero and prohibiting the swing control.

［９］上記リンク列が、クランクシャフト１６のクランクピン１７に回転可能に取り付けられるロアリンク２１と、このロアリンク２１とピストン１４とを連係するアッパリンク２２と、により構成され、上記コントロールリンク２５は、一端がロアリンク２１に連結され、他端が上記コントロールシャフト２３に偏心して設けられた偏心軸部２４に連結されている。 [9] The link row includes a lower link 21 rotatably attached to the crankpin 17 of the crankshaft 16, and an upper link 22 that links the lower link 21 and the piston 14, and the control link 25 One end is connected to the lower link 21, and the other end is connected to an eccentric shaft portion 24 provided eccentric to the control shaft 23.

このような構造によれば、機関圧縮比を連続的に変更可能なことに加えて、ピストンとクランクピンとを一本のコンロッド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好ましい特性、例えば、振動特性に優れた優れた単振動に近い特性に設定できる。また、ロアリンク２１にコントロールリンク２５を連結しているために、コントロールリンク２５やコントロールシャフト２３及びアクチュエータユニット３０等を比較的スペースに余裕のあるクランクシャフト１６の下方領域に配置することができ、機関搭載性に優れている。 According to such a structure, in addition to being able to continuously change the engine compression ratio, the piston stroke characteristic itself is a preferable characteristic as compared to a single link mechanism in which the piston and the crank pin are connected by a single connecting rod, For example, it can be set to a characteristic close to a single vibration with excellent vibration characteristics. Further, since the control link 25 is connected to the lower link 21, the control link 25, the control shaft 23, the actuator unit 30 and the like can be arranged in a lower region of the crankshaft 16 having a relatively large space, Excellent in engine mounting.

以上のように本発明を具体的な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、上記実施例ではコントロールシャフトの回転位置を機械的に保持する機構としてクラッチ４３を用いているが、コギングブレーキ等の他の機構を用いても良い。 As described above, the present invention has been described based on the specific embodiments. However, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and includes various modifications and changes without departing from the spirit of the present invention. . For example, in the above embodiment, the clutch 43 is used as a mechanism for mechanically holding the rotational position of the control shaft, but other mechanisms such as a cogging brake may be used.

また、揺動制御としては、上述したような制御目標値を許容偏差領域Δｔεの最大値εＭＡＸと最小値εＭＩＮとに交互かつステップ的に切換制御するものに限らず、制御目標値を許容偏差領域Δｔε内で多段階又は連続的に変化させるものであっても良い。 Further, the swing control is not limited to the control target value as described above, which is controlled to be switched alternately and stepwise between the maximum value εMAX and the minimum value εMIN of the allowable deviation region Δtε. It may be changed in multiple steps or continuously within Δtε.

本発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構の一実施例を示す断面図。Sectional drawing which shows one Example of the variable compression ratio mechanism of the internal combustion engine which concerns on this invention. 上記可変圧縮比機構の最終減速機構を示す分解斜視図。The disassembled perspective view which shows the final deceleration mechanism of the said variable compression ratio mechanism. 上記可変圧縮比機構のアクチュエータユニットを示す断面図。Sectional drawing which shows the actuator unit of the said variable compression ratio mechanism. 保持器としてのクラッチを示す図５のＺ−Ｚ線に沿う断面図。Sectional drawing which follows the ZZ line | wire of FIG. 5 which shows the clutch as a holder | retainer. 上記クラッチを示す図４のＹ−Ｙ線に沿う断面図。Sectional drawing which follows the YY line | wire of FIG. 4 which shows the said clutch. 上記クラッチの作動説明図。The operation explanatory view of the above-mentioned clutch. 筒内圧によるコントロールシャフトに作用するトルクの形態を示す説明図。Explanatory drawing which shows the form of the torque which acts on the control shaft by cylinder pressure. 目標圧縮比の制御マップの一例を示す説明図。Explanatory drawing which shows an example of the control map of target compression ratio. コントロールシャフトの角度と機関圧縮比との関係を示す説明図。Explanatory drawing which shows the relationship between the angle of a control shaft, and an engine compression ratio. 許容偏差領域の一例を示す説明図。Explanatory drawing which shows an example of an allowable deviation area | region. 電動モータの効率・出力曲線の一例を示す特性図。The characteristic view which shows an example of the efficiency and output curve of an electric motor. 本実施例に係る制御の流れを示すフローチャート。The flowchart which shows the flow of control concerning a present Example.

１２…シリンダ
１４…ピストン
１６…クランクシャフト
１７…クランクピン
２１…ロアリンク
２２…アッパリンク
２３…コントロールシャフト
２４…偏心軸部
２５…コントロールリンク
３３…電動モータ（駆動部）
４３…クラッチ（保持器）
５１…制御部
５２…制御軸センサ DESCRIPTION OF SYMBOLS 12 ... Cylinder 14 ... Piston 16 ... Crankshaft 17 ... Crankpin 21 ... Lower link 22 ... Upper link 23 ... Control shaft 24 ... Eccentric shaft part 25 ... Control link 33 ... Electric motor (drive part)
43 ... Clutch (retainer)
51 ... Control unit 52 ... Control axis sensor

Claims

The control device for a variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine the compression ratio is varied in accordance with the rotational position of the co cement roll shaft,
Target compression ratio setting means for setting a target compression ratio according to the engine operating state;
Above the target compression ratio predetermined tolerance region comprising, have a, a swing control means for rocking control for rocking the control shaft in the rotational direction,
The control apparatus for a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine, wherein the swing control by the swing control means is executed in a steady operation state where the target compression ratio is maintained near the minimum compression ratio .

The control device for a variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine the compression ratio is varied in accordance with the rotational position of the co cement roll shaft,
Target compression ratio setting means for setting a target compression ratio according to the engine operating state;
A swing control means for performing swing control for swinging the control shaft in the rotational direction within a predetermined allowable deviation region including the target compression ratio;
Depending on the engine operating state have a, a tolerance area setting means for adjusting the width of the tolerance region,
The control apparatus for a variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine, wherein the allowable deviation area setting means increases the width of the allowable deviation area as the target compression ratio is lower .

The control device for a variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine the compression ratio is varied in accordance with the rotational position of the co cement roll shaft,
Target compression ratio setting means for setting a target compression ratio according to the engine operating state;
A swing control means for performing swing control for swinging the control shaft in the rotational direction within a predetermined allowable deviation region including the target compression ratio;
A control axis sensor for detecting the rotational position of the control shaft,
A control apparatus for a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine, wherein a deviation amount of the allowable deviation region is set to zero during execution of reference position learning control of sensor output of the control shaft sensor .