JP2012092843A - Link geometry of multi-link engine - Google Patents
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Abstract
Description
この発明は、マルチリンクエンジンのリンクジオメトリに関する。 The present invention relates to link geometry of a multilink engine.
ピストンピンとクランクピンとを複数のリンクで連結したエンジン(以下では「マルチリンクエンジン」という)が開発されつつある。このようなマルチリンクエンジンは、シリンダ内を往復動するピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、クランクシャフトのクランクピンに回転自由に装着されるとともに、アッパピンを介してアッパリンクに連結されるロアリンクと、そのロアリンクにコントロールピンを介して連結され、揺動中心ピンを中心として揺動するコントロールリンクと、を備える。 An engine in which a piston pin and a crank pin are connected by a plurality of links (hereinafter referred to as “multi-link engine”) is being developed. Such a multi-link engine is connected to a piston reciprocating in a cylinder via a piston pin, and is rotatably mounted on a crank pin of a crankshaft and connected to the upper link via an upper pin. And a control link that is connected to the lower link via a control pin and swings about the swing center pin.
このようなマルチリンクエンジンには、ピストンとクランクシャフトとをひとつのリンク(すなわちコンロッド)で連結するエンジン(これは通常のエンジンであるが、このようなエンジンをマルチリンクエンジンに対比して以下では「シングルリンクエンジン」と称する)に比較して、トップデッキ高さ(全高)を高くすることなくロングストローク化しやすいという特性がある。このような特性を活用する技術が研究されている。たとえば特許文献１では、ピストンの必要最小限にのみ摺動部(ピストンスカート)を形成する。またシリンダライナには欠損部を設け、クランクシャフトのカウンタウェイトやリンク部品が通過できるようにする。このようにすることで、シリンダライナ下端及びピストン下死点の位置を低くすることができ、エンジン全高を高くすることなくロングストローク化している。なお他に関連する特許文献としては、特許文献２、特許文献３、特許文献４がある。 In such a multi-link engine, an engine in which a piston and a crankshaft are connected by a single link (i.e., a connecting rod) (this is an ordinary engine. Compared to “single link engine”), it has a characteristic that it is easy to make a long stroke without increasing the top deck height (total height). A technique that utilizes such characteristics has been studied. For example, in Patent Document 1, the sliding portion (piston skirt) is formed only to the minimum necessary amount of the piston. In addition, the cylinder liner is provided with a missing portion so that the counterweight of the crankshaft and the link parts can pass therethrough. By doing in this way, the position of a cylinder liner lower end and a piston bottom dead center can be made low, and it has become long stroke, without making an engine total height high. Other related patent documents include Patent Document 2, Patent Document 3, and Patent Document 4.
しかしながらこのように、シリンダライナ下端に欠損部を形成すると、その欠損部周辺のシリンダライナの剛性が弱くなる。その一方で、シリンダライナの面積が小さくなる分、欠損部周辺ではシリンダライナにかかる面圧が高くなる。そのためピストンのスラスト荷重が大きいと、シリンダライナが変形し、シリンダライナとピストンスカートとの接触状態が悪化する可能性がある。またピストンのスラスト荷重が大きいと、シリンダライナの欠損部のエッジによってピストンスカートの潤滑油膜が掻き取られてしまう可能性もある。 However, when a defect portion is formed at the lower end of the cylinder liner in this way, the rigidity of the cylinder liner around the defect portion becomes weak. On the other hand, as the area of the cylinder liner is reduced, the surface pressure applied to the cylinder liner is increased around the defect portion. Therefore, when the thrust load of the piston is large, the cylinder liner may be deformed, and the contact state between the cylinder liner and the piston skirt may be deteriorated. If the thrust load of the piston is large, the lubricating oil film of the piston skirt may be scraped off by the edge of the missing portion of the cylinder liner.
本発明は、本件発明者らによって見出されたこれらの課題に着目してなされたものであり、シリンダライナ下端に欠損部が形成されているなどしてシリンダライナの剛性が弱くても、シリンダライナの変形を生じさせないマルチリンクエンジンのリンクジオメトリを提供することを目的とする。 The present invention has been made by paying attention to these problems found by the present inventors. Even if the rigidity of the cylinder liner is weak, for example, a cylinder is formed at the lower end of the cylinder liner, the cylinder An object of the present invention is to provide link geometry of a multi-link engine that does not cause liner deformation.
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。なお、理解を容易にするために本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。 The present invention solves the above problems by the following means. In addition, in order to make an understanding easy, although the code | symbol corresponding to embodiment of this invention is attached | subjected, it is not limited to this.
本発明は、シリンダ内を往復動するピストン(３２)にピストンピン(２１)を介して連結されるアッパリンク(１１)と、クランクシャフト(３３)のクランクピン(３３ｂ)に回転自由に装着されるとともに、前記アッパリンク(１１)にアッパピン(２２)を介して連結されるロアリンク(１２)と、前記ロアリンク(１２)にコントロールピン(２３)を介して連結され、揺動中心シャフト(２４)を中心として揺動するコントロールリンク(１３)と、を有するマルチリンクエンジンのリンクジオメトリであって、前記クランクシャフト(３３)のクランクピン(３３ｂ)は、前記アッパピン(２２)と前記コントロールピン(２３)とを結ぶ線上に配置され、前記クランクシャフト(３３)のクランクジャーナル(３３ａ)の軸心を通りシリンダ軸線に対して直交する横軸(Ｘ軸)と、前記コントロールピン(２３)の中心及び前記アッパピン(２２)の中心を結んだ線と、が成す角度は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで略同一である、ことを特徴とする。 In the present invention, an upper link (11) connected to a piston (32) reciprocating in a cylinder via a piston pin (21) and a crank pin (33b) of a crankshaft (33) are rotatably mounted. And a lower link (12) connected to the upper link (11) via an upper pin (22), and a lower link (12) connected to the lower link (12) via a control pin (23). 24) a link geometry of a multi-link engine having a control link (13) that swings about the crankpin (33), wherein the crankpin (33b) of the crankshaft (33) includes the upper pin (22) and the control pin. A horizontal axis (X-axis) disposed on a line connecting (23) and passing through the axis of the crank journal (33a) of the crankshaft (33) and orthogonal to the cylinder axis. The angle formed by the line connecting the center of the control pin (23) and the center of the upper pin (22) is substantially the same at the top dead center of the piston and at the bottom dead center of the piston. .
本発明によれば、クランクシャフトのクランクピンは、アッパピンとコントロールピンとを結ぶ線上に配置されるとともに、クランクシャフトのクランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線に対して直交する横軸(Ｘ軸)と、コントロールピンの中心及びアッパピンの中心を結んだ線と、が成す角度は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで略同一になるようにした。このようにしたので、アッパピンの移動軌跡が縦長楕円になり、ピストンが下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストンに作用する慣性力の反力のシリンダ半径方向(スラスト方向)成分が小さくなる。そのためピストンをシリンダライナに押し付けるスラスト力が小さく、シリンダライナの変形や、ピストンスカートの潤滑油膜不足を防止できるのである。またアッパピンの移動軌跡が縦長楕円になることで、アッパピンの移動を効率よくエンジンストローク量に関連づけることができ、換言すればエンジンのコンパクト化を図れるのである。 According to the present invention, the crank pin of the crankshaft is arranged on a line connecting the upper pin and the control pin, and passes through the axis of the crank journal of the crankshaft and is orthogonal to the cylinder axis (X axis). The angle formed by the line connecting the center of the control pin and the center of the upper pin was made substantially the same at the top dead center of the piston and the bottom dead center of the piston. As a result, the upper pin movement locus becomes a vertically long ellipse, and the cylinder radial direction (thrust direction) component of the reaction force of the inertial force acting on the piston becomes small when the piston turns up at the bottom dead center. . Therefore, the thrust force that presses the piston against the cylinder liner is small, and deformation of the cylinder liner and lack of a lubricating oil film on the piston skirt can be prevented. Further, since the upper pin moving locus becomes a vertically long ellipse, the movement of the upper pin can be efficiently associated with the engine stroke amount, in other words, the engine can be made compact.
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。 Hereinafter, the best mode for carrying out the present invention will be described with reference to the drawings.
まず最初に図１を参照してマルチリンクエンジンについて説明する。図１はピストン３２が下死点にあるときの状態を示している。なお図１はクランクシャフトの軸方向から見た図である。エンジンの当業者においては重力方向とは別に上死点／下死点という表現が慣用されている。水平対向エンジン等においては、必ずしも上死点が重力方向の上／下死点が重力方向の下になるとは限らないし、また仮にエンジンを倒立した場合には、上死点が重力方向の下／下死点が重力方向の上になるが、本明細書においては、慣習にしたがい、上死点側を上、下死点側を下、とした。
First, the multilink engine will be described with reference to FIG. FIG. 1 shows a state when the
マルチリンクエンジン１０は、ピストン３２とクランクシャフト３３とが２つのリンク(アッパリンク１１、ロアリンク１２)で連結される。またロアリンク１２には、コントロールリンク１３が連結される。
In the multi-link engine 10, the
アッパリンク１１は、上端をピストンピン２１を介してピストン３２に連結し、下端をアッパピン２２を介してロアリンク１２の一端に連結する。ピストン３２は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック４１に設けられたシリンダライナ４１ａの内部を往復動する。ピストン３２が下死点にあるときは、図１に示されているようにアッパリンク１１はシリンダ軸線と略平行な姿勢になる。またピストン３２の最下部が、シリンダライナ４１ａの下端の最下部よりも下方に位置している。
The
ここで図２を参照してシリンダライナ４１ａについて説明する。図２(Ａ)は図１のシリンダライナ４１ａの左内側面をシリンダ軸線から見た縦断面図であり、図２(Ｂ)は図１のシリンダライナ４１ａの右内側面をシリンダ軸線から見た縦断面図である。
Here, the
図２(Ａ)に示されているように、シリンダライナ４１ａの左内側の下端には、クランクシャフト３３のカウンタウェイトを通過させるための欠損部４１ｂと、ロアリンク１２を通過させるための欠損部４１ｃと、が形成されている。このためシリンダライナ４１ａの下端のシリンダ軸方向の高さは、一定ではなく、高さが異なる。なお本実施形態では、欠損部４１ｂのほうが、欠損部４１ｃよりも深く形成されている。
As shown in FIG. 2 (A), at the lower left inner lower end of the
また図２(Ｂ)に示されているように、シリンダライナ４１ａの右内側の下端には、アッパリンク１１を通過させるための欠損部４１ｄが形成されている。このためシリンダライナ４１ａの下端のシリンダ軸方向の高さは、一定ではなく、高さが異なる。
Further, as shown in FIG. 2 (B), a
再び図１に戻る。ロアリンク１２は、一端をアッパピン２２を介してアッパリンク１１に連結し、他端をコントロールピン２３を介してコントロールリンク１３に連結する。また、ロアリンク１２は、ほぼ中央の連結孔に、クランクシャフト３３のクランクピン３３ｂを挿入し、クランクピン３３ｂを中心軸として回転する。ロアリンク１２は左右の２部材に分割可能に構成される。アッパピン２２の中心と、コントロールピン２３の中心と、クランクピン３３ｂの中心と、は、クランクシャフトの軸方向から見てほぼ一直線上に並ぶ。このような位置関係にした理由については、後述する。クランクシャフト３３は、複数のクランクジャーナル３３ａとクランクピン３３ｂとを備える。クランクジャーナル３３ａは、シリンダブロック４１及びラダーフレーム４２によって回転自在に支持される。クランクピン３３ｂは、クランクジャーナル３３ａから所定量偏心しており、ここにロアリンク１２が回転自在に連結する。
Returning again to FIG. The
コントロールリンク１３は、先端にコントロールピン２３を挿入し、ロアリンク１２に回動可能に連結する。またコントロールリンク１３の他端は、揺動中心シャフト２４を中心に揺動可能である。揺動中心シャフト２４は、揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４によって回転自在に支持される。揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４は、ボルト４５でラダーフレーム４２に共締めされている。なお本実施形態では、シリンダブロック４１，ラダーフレーム４２及び揺動中心シャフト支持キャリア４３が特許請求の範囲のエンジンブロックボディに相当する。そしてたとえば揺動中心シャフト２４を偏心軸にして(コントロールリンク１３の他端を偏心部分に連結し)揺動中心シャフト２４の偏心位置を移動すればコントロールリンク１３の揺動中心が変更し、ピストン３２の上死点位置が変更される。これによって圧縮比を機械的に調整することが可能である。
The control link 13 has a
揺動中心シャフト２４は、クランクジャーナル３３ａの中心よりも下方に位置する。また揺動中心シャフト２４は、クランクジャーナル３３ａを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置する。すなわちクランクシャフトの軸方向から見た場合において、クランクシャフト３３(クランクシャフトジャーナル３３ａ)の中心を通り、かつ、シリンダ軸と平行な直線を引いた時に、揺動中心シャフト２４はこの直線に対してシリンダ中心軸のある側とは反対側に位置する。図１では、シリンダ中心軸はクランクジャーナル３３ａよりも右にあり、揺動中心シャフト２４はクランクジャーナル３３ａよりも左に位置する。このような位置に揺動中心シャフト２４を配置した理由は後述する。
The
図３はピストンが上死点にあるときの状態を示す図であって、図３(Ａ)は縦断面を示し、図３(Ｂ)はリンクジオメトリを示す。図４はピストンが下死点にあるときの状態を示す図であって、図４(Ａ)は縦断面を示し、図４(Ｂ)はリンクジオメトリを示す。図３(Ｂ)と図４（Ｂ）において、実線は低圧縮比の状態を示し、破線は高圧縮比の状態を示す。 FIG. 3 is a view showing a state when the piston is at the top dead center. FIG. 3 (A) shows a longitudinal section, and FIG. 3 (B) shows a link geometry. 4A and 4B are views showing a state where the piston is at the bottom dead center. FIG. 4A shows a longitudinal section, and FIG. 4B shows a link geometry. In FIG. 3B and FIG. 4B, a solid line indicates a low compression ratio state, and a broken line indicates a high compression ratio state.
上述のように、アッパピン２２の中心と、コントロールピン２３の中心と、クランクピン３３ｂの中心と、は、クランクシャフトの軸方向から見てほぼ一直線上に並ぶ。そして図３(Ｂ)に示すように、クランクピン３３ｂの中心とアッパピン２２の中心との距離ｄ１、クランクピン３３ｂの中心とコントロールピン２３の中心との距離ｄ２、クランクジャーナル３３ａの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)からピストンピン２１までの距離Ｌ１、Ｙ軸から揺動中心シャフト２４までの距離Ｌ２、の間には略次式(１)の関係が成立するように各リンクを配置した。
As described above, the center of the
つまり、クランクピンの中心とアッパピンの中心との距離に対する、クランクピンの中心とコントロールピンの中心との距離の比が、クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)からピストンピンまでの距離に対する、クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)から揺動中心シャフトまでの距離の比と、略等しい。 In other words, the ratio of the distance between the center of the crankpin and the center of the control pin to the distance between the center of the crankpin and the center of the upper pin is from the vertical axis (Y axis) passing through the axis of the crank journal and parallel to the cylinder axis. The ratio of the distance from the vertical axis (Y axis) passing through the axis of the crank journal and parallel to the cylinder axis to the distance to the piston pin and the center shaft of the swing is substantially equal.
また、クランクジャーナル３３ａの軸心を通りシリンダ軸線と直交する横軸(Ｘ軸)と、コントロールピン２３の中心及びアッパピン２２の中心を結んだ線と、が、ピストン３２が上死点にあるときに成す角度θ１(図３(Ｂ)参照)と、ピストン３２が下死点にあるときに成す角度θ２(図４(Ｂ)参照)と、が、同角度になるようにした。すなわちθ１＝θ２となるようにした。
When the
さらに、コントロールピン２３の位置は、ピストン３２が上死点にあるときと、ピストン３２が下死点にあるときと、で、略同位置(望ましくは同位置)になるように各リンクを配置した。さらにそのときのコントロールピン２３の中心が、横軸(Ｘ軸)上に位置するように各リンクを配置した。
Further, each link is arranged so that the position of the
さらにまたアッパピン２２の移動軌跡の最下点がシリンダ軸線のほぼ直下になるようにした。
Furthermore, the lowest point of the movement trajectory of the
そしてさらに揺動中心シャフト２４の位置は、ピストン３２が上死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるとともに(図３)、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるように各リンクを配置した(図４)。なお、コントロールリンク１３の中心軸は、クランクシャフトの軸方向から見た場合において、揺動中心シャフト２４の偏心位置の中心とコントロールピン２３の中心とを結んだ直線として定義することができる。
Further, the position of the
以上のように各リンクを配置した理由について説明する。 The reason why each link is arranged as described above will be described.
はじめに(１)式の関係が成立するように各リンクを配置した理由について説明する。 First, the reason why each link is arranged so that the relationship of the expression (1) is established will be described.
ピストンピン２１にシリンダ軸方向に作用する荷重Ｆ１，揺動中心シャフト２４にシリンダ軸方向に作用する荷重Ｆ２とすると、次式(２)の関係が成立する。
When a load F1 acting on the
したがって次式(３)が成立する。 Therefore, the following equation (3) is established.
したがって上式(１)が成立するように各リンクを配置することで、クランクシャフト回りのモーメントが発生しない。エンジンにガスの燃焼による大荷重が作用する際には、燃焼ガスの圧力がシリンダヘッドを介してシリンダヘッドを上方に持ち上げようとする力と、燃焼ガスの圧力がリンク機構を通じて揺動中心シャフト２４を介してシリンダブロック４１を上方に持ち上げようとする力と、クランクシャフト３３を介してシリンダブロック４１を下方に押し下げようとする力と、が作用する。このうち、シリンダヘッドからの上方の力(荷重Ｆ１)によってシリンダブロック４１に発生するクランクシャフト回りに発生するモーメントと、揺動中心シャフト２４からの上方の力(荷重Ｆ２)によって発生するクランクシャフト回りのモーメントと、は、上式(３)に示したように、大きさがほぼ同じで向きが反対になるので、打ち消しあう。そのため、筒内圧荷重によってシリンダブロックに対してクランクシャフト回りのモーメントが生じてシリンダブロックにねじり振動が発生することを抑制できるのである。
Therefore, by arranging the links so that the above formula (1) is established, a moment around the crankshaft is not generated. When a heavy load due to gas combustion is applied to the engine, the pressure of the combustion gas causes the cylinder head to lift upward through the cylinder head, and the pressure of the combustion gas is oscillated through the link mechanism. The force that lifts the
続いて、コントロールピン２３の配置位置や、θ１＝θ２、とした理由について説明する。
Subsequently, the arrangement position of the
図５はクランク角に対するピストン変位及びピストン加速度を示す図である。 FIG. 5 is a diagram showing piston displacement and piston acceleration with respect to the crank angle.
マルチリンクエンジンには、連桿比λ(＝アッパリンク長ｌ／クランク半径ｒ)が、過大ではなく一般的な値(２．５〜４程度)であっても、図５(Ａ)に示すように、シングルリンクエンジンに比べて、ピストンが上死点付近にあるときは所定クランク角度変化に対するピストン移動量が小さく、下死点付近にあるときはピストン移動量が大きい、という特性がある。そしてピストンの移動加速度は、図５(Ｂ)のようになる。すなわちマルチリンクエンジンでは、シングルリンクエンジンに比べて、上死点付近ではピストン移動加速度が小さくなり、下死点付近ではピストン移動加速度が大きくなっており単振動に近い特性になっているのである。 For a multi-link engine, even if the linkage ratio λ (= upper link length 1 / crank radius r) is not excessive and is a general value (about 2.5 to 4), it is shown in FIG. Thus, compared with a single link engine, when the piston is near the top dead center, the piston movement amount with respect to the predetermined crank angle change is small, and when the piston is near the bottom dead center, the piston movement amount is large. The moving acceleration of the piston is as shown in FIG. That is, in the multi-link engine, the piston movement acceleration is smaller near the top dead center than in the single link engine, and the piston movement acceleration is larger near the bottom dead center.
このようにマルチリンクエンジンでは、特にピストン下死点付近においてシングルリンクエンジンに比べてピストン加速度が大きくなっているが、さらにマルチリンクエンジンでは、シングルリンクエンジンに比べて構成部品点数が増加しており、慣性マスが増えることから、ピストン下死点付近における慣性力が大きいのである。 In this way, in multi-link engines, the piston acceleration is particularly large near the bottom dead center of pistons compared to single-link engines, but in multi-link engines, the number of components is increasing compared to single-link engines. Since the inertial mass increases, the inertial force near the bottom dead center of the piston is large.
ピストン３２が下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストン３２は、慣性力の反力をアッパリンク１１から受ける。この反力の方向はアッパリンク１１の軸線方向に一致し、シリンダ軸線方向成分とシリンダ半径方向(スラスト方向)成分とに分けて考えることができる。このうちのシリンダ半径方向成分によってピストン３２がシリンダライナ４１ａに押し付けられることとなる。
The
上述のように、ピストン３２は下死点付近にあるときに、最下部がシリンダライナ４１ａよりも下方に位置しており、摺動面積が小さい。さらにマルチリンクエンジンは、上述の通り、ピストンストロークをロングストローク化できるという特性があり、シリンダライナ４１ａの下部には欠損部が形成されているので、ピストン３２とシリンダライナ４１ａとの摺動面積がさらに小さくなる。
As described above, when the
したがって、ピストン３２がシリンダライナ４１ａに押し付けられると、シリンダライナ４１ａの剛性が弱くなっている欠損部周辺の面圧が上がり、シリンダライナ４１ａが変形し、シリンダライナ４１ａとピストンスカートとの接触状態が悪化する可能性がある。またピストン３２のスラスト荷重が大きいと、シリンダライナ４１ａの欠損部のエッジによってピストンスカートの潤滑油膜が掻き取られてしまう可能性もある。
Therefore, when the
ところが本実施形態では、シリンダ軸線と直交しかつクランクジャーナル３３ａの軸心を通る横軸(Ｘ軸)と、コントロールピン２３の中心及びアッパピン２２の中心を結んだ線と、が、ピストン３２が上死点にあるときに成す角度θ１(図３(Ｂ)参照)と、ピストン３２が下死点にあるときに成す角度θ２(図４(Ｂ)参照)と、が、同角度になるようにした。すなわちθ１＝θ２となるようにした。このようにすることで、アッパピン２２の移動軌跡は、図３(Ｂ)や図４(Ｂ)に示すように縦長楕円になる。すると、ピストン３２が下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストン３２に作用する慣性力の反力のシリンダ半径方向(スラスト方向)成分が小さくなる。そのためピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力が小さく、シリンダライナ４１ａの変形や、ピストンスカートの潤滑油膜不足を防止できるのである。
However, in the present embodiment, the horizontal axis (X axis) orthogonal to the cylinder axis and passing through the axis of the
またもしアッパピン２２の移動軌跡の楕円が寝ていれば、それだけピストンストローク量が減ってしまう。逆に言えば、同一ピストンストローク量を得るために、アッパピン２２の移動軌跡を拡大する必要が生じ、エンジンが大形化する。ところが本実施形態では、θ１＝θ２とすることで、アッパピン２２の移動軌跡が縦長楕円になり、アッパピン２２の移動を効率よくエンジンストローク量に関連づけることができ、換言すればエンジンのコンパクト化を図れたのである。
Moreover, if the ellipse of the movement locus of the
さらに、コントロールピン２３の位置は、ピストン３２が上死点にあるときと、ピストン３２が下死点にあるときと、で、同位置になるように各リンクを配置し、さらにそのときのコントロールピン２３の中心が、横軸(Ｘ軸)上に位置するように各リンクを配置すれば、アッパピン２２の縦長楕円軌跡がさらに直立するようになり、一層大きな効果が得られるのである。
Further, the position of the
その上、アッパピン２２の移動軌跡の最下点がシリンダ軸線のほぼ直下になるようにすることで、ピストン３２が下死点にあるときに、アッパリンク１１の軸線方向がシリンダ軸線方向に略一致する。したがってピストン３２が下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストン３２に作用する慣性力の反力は、ほぼシリンダ軸線方向成分のみであり、シリンダ半径方向(スラスト方向)成分はほとんどない。そのためピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力はほとんど発生しない。よってシリンダライナ４１ａの変形や、ピストンスカートの潤滑油膜不足をさらに効果的に防止できるのである。
In addition, when the
なお上述のように、揺動中心シャフト２４を偏心軸にして揺動中心シャフト２４の偏心位置を移動すればコントロールリンク１３の揺動中心が変更し、ピストン３２の上死点位置が変更される。これによって圧縮比を機械的に調整することが可能である。このような場合には、高負荷運転において圧縮比を下げるとよい。高負荷では機械圧縮比を下げつつ吸気弁閉時期を下死点近傍にすることで、出力確保とノッキング防止の両立が図れるからである。また低負荷運転において圧縮比を上げるとよい。低負荷では機械圧縮比を高めつつ、吸気弁閉時期を下死点から離すと共に排気弁開時期を下死点近傍にすることで、膨張比を大きくして排気損失を減らすことができるからである。そして、そのような高負荷運転においては、ピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力が大きくなりやすい。そこで、高圧縮比側よりも低圧縮比側でθ１とθ２の差が小さくなるように、すなわち、θ１(図３(Ｂ)参照)とθ２(図４(Ｂ)参照)とが、低圧縮比側で互いに近い値をとるようにするとよい(低圧縮比の実線で画成されるθ１とθ２はほぼ同じ角度となっており、その差はほぼ０に近いのに対し、高圧縮比の破線で画成されるθ１とθ２には、低圧縮比の場合に比較して大きな差がある)。このようにすれば、特に高負荷運転時に適した低圧縮比側において、ピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力を低減する、という効果が一層大きくなるのである。
As described above, if the eccentric position of the
また揺動中心シャフト２４の位置は、上述のように、揺動中心シャフト２４の位置は、ピストン３２が上死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるとともに(図３)、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるように各リンクを配置した(図４)。また揺動中心シャフト２４がクランクジャーナル３３ａよりも下方、かつクランクジャーナル３３ａを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置するようにした。以下ではこのようにした理由について説明する。まず初めに理解を容易にするために、図６のエンジンブロックの縦断面図を参照してエンジンブロックについて説明する。
As described above, the position of the
ラダーフレーム４２は、シリンダブロック４１にボルト締めされる。ラダーフレーム４２及びシリンダブロック４１で形成された孔４０ａに、クランクシャフト３３のクランクジャーナル３３ａが回転自在に支持される。ラダーフレーム４２とシリンダブロック４１との当接面は、シリンダ中心軸に直交する。またラダーフレーム４２とシリンダブロック４１とを締結するボルトの中心軸は、その当接面に直交する。すなわちボルト中心軸はシリンダ中心軸に平行である。
The
揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４は、ラダーフレーム４２にボルト４５に共締めされる。なお図６では、ボルト４５の中心線を一点鎖線で示した。揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４で形成された孔４０ｂに、揺動中心シャフト２４が回転自在に支持される。揺動中心シャフト支持キャリア４３とラダーフレーム４２との当接面は、シリンダ中心軸に直交する。揺動中心シャフト支持キャップ４４と揺動中心シャフト支持キャリア４３との当接面も、シリンダ中心軸に直交する。ボルト４５の中心軸は、それらの当接面に直交する。すなわちボルト４５の中心軸はシリンダ中心軸に平行である。
The swing center
このような構成で揺動中心シャフト２４を支持する場合には、ピストン３２に作用する燃焼圧や慣性力などによる荷重が、各リンクを介して揺動中心シャフト２４に伝達し、揺動中心シャフト２４を下方に押し下げる方向に作用すると、揺動中心シャフト支持キャップ４４が揺動中心シャフト支持キャリア４３から位置ズレを生じるなど、いわゆる口開きという現象が生じる可能性がある。ピストン３２に作用する燃焼圧や慣性力などによる荷重は、ピストンが上死点近傍又は下死点近傍にあるときに、最大となる。このとき、コントロールリンク１３が直立(すなわちシリンダ軸線に平行)であれば、揺動中心シャフト２４はコントロールリンク１３の軸線方向(すなわち真下)に押し下げられ、その押し下げ力はボルト４５で受けられる。しかしながら、コントロールリンク１３が傾斜していると、揺動中心シャフト２４はコントロールリンク１３の軸線方向に押し下げられる。コントロールリンク１３が傾斜していると、その押し下げ力のうち、ボルト４５の軸線方向に一致する成分はボルト４５で受けられ、ボルト４５の軸線方向に直交する成分は揺動中心シャフト支持キャップ４４を揺動中心シャフト支持キャリア４３から位置ズレさせる成分として作用する。そのため、上述のように、揺動中心シャフト２４の位置は、ピストン３２が上死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるとともに(図３)、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるように各リンクを配置したのである(図４)。
When the
図７は、揺動中心シャフトの配置位置について説明する図である。図７(Ａ)は揺動中心シャフトをクランクジャーナルよりも上方に配置した比較形態を示し、図７(Ｂ)は揺動中心シャフトをクランクジャーナルよりも下方に配置した本実施形態を示す。 FIG. 7 is a diagram for explaining an arrangement position of the swing center shaft. FIG. 7A shows a comparative form in which the swing center shaft is disposed above the crank journal, and FIG. 7B shows the present embodiment in which the swing center shaft is disposed below the crank journal.
上述のように、本実施形態では、揺動中心シャフト２４は、クランクジャーナル３３ａよりも下方、かつクランクジャーナル３３ａを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置する。以下ではこのようにした理由について説明する。
As described above, in the present embodiment, the
はじめに理解を容易にするために図７に比較形態を例示して説明する。 First, in order to facilitate understanding, a comparative example is illustrated and described in FIG.
揺動中心シャフト２４の配置位置としては、図７(Ａ)に示すようにクランクジャーナル３３ａよりも上方に配置することも考えられる。しかしながらこのような構成にするには、コントロールリンク１３の強度が問題になる。
As an arrangement position of the
すなわちコントロールリンクに作用する荷重のうちの最大荷重は、燃焼圧によって生じる荷重である。燃焼圧による荷重Ｆ１は、アッパリンク１１に対して下向きに作用する。この下向荷重Ｆ１によって、クランクジャーナル３３ａの軸受部には下向荷重Ｆ２が作用し、クランクピン３３ｂの回りには右回りモーメントＭ１が作用する。そしてこのモーメントＭ１によってコントロールリンク１３には上向荷重Ｆ３が作用する。すなわちコントロールリンク１３には圧縮荷重が作用する。ここでリンク１３に圧縮荷重が作用する場合を考えると、荷重が大きい場合にはリンク１３が座屈する可能性がある。ちなみに次式(４)に示したオイラーの座屈方程式によれば、座屈荷重はリンク長ｌの２乗に反比例する。
That is, the maximum load among the loads acting on the control link is a load generated by the combustion pressure. The load F <b> 1 due to the combustion pressure acts downward on the
このようにリンク長ｌを長くしては座屈する可能性が生じるので、あまり長くすることはできない。リンク長ｌを長くするには、リンク幅やリンク厚を大きくして断面二次モーメントが大きくなるようにしなければならないが、重量増加などの問題があり現実的ではない。 In this way, if the link length l is increased, there is a possibility of buckling, and therefore it cannot be increased too much. In order to increase the link length l, it is necessary to increase the link width and the link thickness so that the moment of inertia of the cross section increases. However, there is a problem such as an increase in weight, which is not practical.
このためコントロールリンク１３の長さが短くならざるを得ず、先端(すなわちコントロールピン２３)の移動長を長くすることができない。このためエンジンを大形にすることができず、所望のエンジン出力を得ることが難しいのである。
For this reason, the length of the
これに対して図７(Ｂ)に示す本実施形態では、揺動中心シャフト２４をクランクジャーナル３３ａよりも下方に配置した。このようにすると、燃焼圧による荷重Ｆ１は、アッパリンク１１→ロアリンク１２と伝わり、コントロールリンク１３に引っ張り荷重として作用する。リンク１３に引っ張り荷重が作用する場合に考慮すべきは、リンク１３の弾性破損であるが、弾性破損が生じるか否かは、リンク断面の応力又はひずみに依存するという考え方が一般的であり、リンク長による影響は小さい。むしろ最大主ひずみ説で考えると、引っ張り荷重が同じでもリンク長が長くなることで、ひずみが小さくなり、弾性破損を生じにくいこととなる。
On the other hand, in the present embodiment shown in FIG. 7B, the
このように、燃焼圧による荷重を、コントロールリンク１３では引っ張り荷重として受けることが望ましいので、本実施形態では、揺動中心シャフト２４をクランクジャーナル３３ａよりも下方に配置したのである。
Thus, since it is desirable to receive the load due to the combustion pressure as a tensile load in the
また本実施形態では、上述のように、アッパピン２２の中心と、コントロールピン２３の中心と、クランクピン３３ｂの中心と、を、一直線上に並べてある。この理由について説明する。
In the present embodiment, as described above, the center of the
本件発明者らの解析によれば、マルチリンクエンジンは、揺動中心シャフトの位置を適切に調整することで、シングルリンクエンジンに比べて振動を低減できる。その解析結果を図８に示す。なお図８は、マルチリンクエンジンのピストン加速度特性を説明する図であり、図８(Ａ)はマルチリンクエンジンのピストン加速度特性を示す図であり、図８(Ｂ)は比較例としてシングルリンクエンジンのピストン加速度特性を示す図である。 According to the analysis by the present inventors, the multi-link engine can reduce the vibration as compared with the single-link engine by appropriately adjusting the position of the swing center shaft. The analysis result is shown in FIG. 8 is a diagram for explaining the piston acceleration characteristics of the multi-link engine, FIG. 8A is a diagram showing the piston acceleration characteristics of the multi-link engine, and FIG. 8B is a single link engine as a comparative example. It is a figure which shows the piston acceleration characteristic of.
シングルリンクエンジンでは、図８(Ｂ)に示すように、１次成分と２次成分とを合成したオーバオールのピストン加速度の大きさ(絶対値)は、下死点付近のほうが上死点付近よりも大きい。しかしながら、マルチリンクエンジンでは、図８(Ａ)に示すようにオーバオールのピストン加速度の大きさ(絶対値)は、下死点付近と上死点付近とで略同程度である。 In the single link engine, as shown in FIG. 8 (B), the overall piston acceleration magnitude (absolute value) composed of the primary and secondary components is near the top dead center near the bottom dead center. Bigger than. However, in the multilink engine, as shown in FIG. 8A, the magnitude (absolute value) of the overall piston acceleration is approximately the same between the vicinity of the bottom dead center and the vicinity of the top dead center.
そしてシングルリンクエンジンとマルチリンクエンジンの２次成分の大きさを比較すると、マルチリンクエンジンのほうがシングルリンクエンジンよりも小さくなり、二次振動を低減できる、という特性がある。 When comparing the magnitudes of the secondary components of the single link engine and the multilink engine, the multilink engine is smaller than the single link engine and has the characteristic that secondary vibration can be reduced.
上述のように、マルチリンクエンジンは、揺動中心シャフトの位置を適切に調整することで、振動特性の改善(特に二次振動の低減)が可能である。図９は、二次振動を低減可能な揺動中心シャフトの配置位置を説明する図であり、ピストンは上死点に位置している。図９(Ａ)はクランクピンがアッパピンとコントロールピンとを結ぶ線よりも下に位置する場合を示し、図９(Ｂ)はクランクピンがアッパピンとコントロールピンとを結ぶ線よりも上に位置する場合を示し、図９(Ｃ)はクランクピンがアッパピンとコントロールピンとを結ぶ線上に位置する場合を示す。 As described above, the multilink engine can improve the vibration characteristics (particularly, reduce the secondary vibration) by appropriately adjusting the position of the swing center shaft. FIG. 9 is a view for explaining the arrangement position of the oscillation center shaft capable of reducing the secondary vibration, and the piston is located at the top dead center. FIG. 9A shows the case where the crank pin is located below the line connecting the upper pin and the control pin, and FIG. 9B shows the case where the crank pin is located above the line connecting the upper pin and the control pin. FIG. 9C shows a case where the crank pin is located on a line connecting the upper pin and the control pin.
図９(Ａ)に示すように、クランクピン３３ｂがアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線よりも下に位置する場合に、二次振動を低減可能な揺動中心シャフト２４の配置可能な領域は、矢印Ａで示した範囲である。エンジンの要求性能に基づいて設定された長さのコントロールリンク１３を用いるには、揺動中心シャフト２４は、コントロールピン２３よりも左側(クランクジャーナル３３ａから離れる側)に位置する。
As shown in FIG. 9A, when the
図９(Ｂ)に示すように、クランクピン３３ｂがアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線よりも上に位置する場合に、二次振動を低減可能な揺動中心シャフト２４の配置可能な領域は、矢印Ｂで示した範囲である。エンジンの要求性能に基づいて設定された長さのコントロールリンク１３を用いるには、揺動中心シャフト２４は、コントロールピン２３よりも右側(クランクジャーナル３３ａに近づく側)に位置する。
As shown in FIG. 9 (B), when the
図９(Ｃ)に示すように、クランクピン３３ｂがアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線上に位置する場合に、二次振動を低減可能な揺動中心シャフト２４の配置可能な領域は、矢印Ｃで示した範囲である。エンジンの要求性能に基づいて設定された長さのコントロールリンク１３を用いるには、揺動中心シャフト２４は、コントロールピン２３の略直下に位置する。本実施形態では、上述のように、揺動中心シャフト２４は、ピストン３２が上死点に位置するとき、及び、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置に配置されているが、このようなジオメトリを実現しつつ、二次振動を低減するには、クランクピン３３ｂをアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線上に配置することが必要なのである。
As shown in FIG. 9C, when the
そしてこのようなリンクジオメトリにすることで、マルチリンクエンジン１０のコントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)には、図１０(Ａ)のように、３６０度周期ごとに変動する力が作用する。また燃焼圧に起因して、コントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)には、図１０(Ｂ)のように、７２０度周期ごとに変動する力が作用する。これらの力が合成されてコントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)には、図１０(Ｃ)のように、７２０度周期ごとに変動する力が作用する。 With such a link geometry, a force that fluctuates every 360 degrees as shown in FIG. 10 (A) acts on the tip of the control link 13 (swing center shaft 24) of the multi-link engine 10 as shown in FIG. To do. Further, due to the combustion pressure, a force that fluctuates every cycle of 720 degrees acts on the tip of the control link 13 (swing center shaft 24) as shown in FIG. These forces are combined, and a force that fluctuates every cycle of 720 degrees acts on the tip of the control link 13 (swing center shaft 24) as shown in FIG.
このような下向き荷重は、揺動中心シャフト支持キャップ４４を揺動中心シャフト支持キャリア４３から離すように作用するが、万一下向き荷重と同時に左右方向の荷重も作用すると、揺動中心シャフト支持キャップ４４が揺動中心シャフト支持キャリア４３からズレるおそれがある。そこで対策として、揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４を締結するボルト４５の軸力が十分になるように、ボルト４５の本数を増やしたり、ボルト４５を大形サイズにしたりしなければならなくなる。
Such a downward load acts so as to separate the swing center
ところが、本件発明者らは、慣性力や燃焼圧に起因してコントロールリンク１３に作用する荷重の大きさは上死点又は下死点の付近で最大になることに着目した。そして、マルチリンクエンジンにおいて上死点又は下死点の付近でコントロールリンク１３が略直立(望ましくは直立)するリンクジオメトリとしたのである。このようにすることで、コントロールリンク１３に作用する荷重大きさが最大になるときには、コントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)に左右方向荷重が作用せず、揺動中心シャフト支持キャップ４４が揺動中心シャフト支持キャリア４３からズレることを防止できたのである。
However, the inventors of the present invention have focused on the fact that the magnitude of the load acting on the
以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明の技術的範囲に含まれることが明白である。 Without being limited to the embodiments described above, various modifications and changes are possible within the scope of the technical idea, and it is obvious that these are also included in the technical scope of the present invention.
たとえば、上記実施形態においては、揺動中心シャフト２４を、ラダーフレーム４２にボルト４５で共締めされる揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４で支持するようにしたが、揺動中心シャフト支持キャリア４３がラダーフレーム４２に一体形成されているような構造のものであってもよい。この場合は、シリンダブロック４１及びラダーフレーム４２が特許請求の範囲のエンジンブロックボディに相当する。
For example, in the above embodiment, the
１０ マルチリンクエンジン
１１ アッパリンク
１２ ロアリンク
１３ コントロールリンク
２１ ピストンピン
２２ アッパピン
２３ コントロールピン
２４ 揺動中心シャフト
３２ ピストン
３３ クランクシャフト
３３ａ クランクジャーナル
３３ｂ クランクピン
４１ シリンダブロック
４１ａ シリンダ
４２ ラダーフレーム
４３ 揺動中心シャフト支持キャリア
４４ 揺動中心シャフト支持キャップ
４５ ボルト
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10
本発明は、シリンダ内を往復動するピストン(３２)と、前記ピストンにピストンピン(２１)を介して連結されるアッパリンク(１１)と、クランクシャフト(３３)のクランクピン(３３ｂ)に回転自由に装着されるとともに、前記アッパリンク(１１)にアッパピン(２２)を介して連結されるロアリンク(１２)と、前記ロアリンク(１２)にコントロールピン(２３)を介して連結され、揺動中心シャフト(２４)を中心として揺動するコントロールリンク(１３)と、を有するマルチリンクエンジンのリンクジオメトリであって、前記マルチリンクエンジンは、運転条件に応じて前記揺動中心ピンの位置を調整することで圧縮比を変更可能な圧縮比可変エンジンであり、ピストンが下死点にあるときのアッパリンク中心軸は、高圧縮比側よりも低圧縮比側のほうが、シリンダ中心軸と平行に近い、ことを特徴とする。 The present invention is rotated in the cylinder and the piston (32) reciprocates, the upper link (11) connected via a piston pin (21) in the piston, the crank pin of the crankshaft (33) (33b) The lower link (12) is freely mounted and connected to the upper link (11) via an upper pin (22), and is connected to the lower link (12) via a control pin (23). A link geometry of a multilink engine having a control link (13) that swings about a dynamic center shaft (24), wherein the multilink engine determines the position of the swing center pin according to operating conditions. It is a variable compression ratio engine that can change the compression ratio by adjusting, and when the piston is at bottom dead center, the upper link center axis is lower on the low compression ratio side than on the high compression ratio side. Cylinder center axis and substantially parallel to, characterized in that.
Claims (8)
クランクシャフトのクランクピンに回転自由に装着されるとともに、前記アッパリンクにアッパピンを介して連結されるロアリンクと、
前記ロアリンクにコントロールピンを介して連結され、揺動中心シャフトを中心として揺動するコントロールリンクと、
を有するマルチリンクエンジンのリンクジオメトリであって、
前記クランクシャフトのクランクピンは、前記アッパピンと前記コントロールピンとを結ぶ線上に配置され、
前記クランクシャフトのクランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線に対して直交する横軸(Ｘ軸)と、前記コントロールピンの中心及び前記アッパピンの中心を結んだ線と、が成す角度は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで略同一である、
ことを特徴とするマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 An upper link connected via a piston pin to a piston that reciprocates in the cylinder;
A lower link that is rotatably mounted on a crankpin of a crankshaft and is connected to the upper link via an upper pin;
A control link connected to the lower link via a control pin and swinging about a swing center shaft;
A link geometry of a multi-link engine having
The crank pin of the crank shaft is disposed on a line connecting the upper pin and the control pin,
The angle formed between the horizontal axis (X axis) passing through the axis of the crank journal of the crankshaft and orthogonal to the cylinder axis, and the line connecting the center of the control pin and the center of the upper pin is the top dead center of the piston. The point time and piston bottom dead center are almost the same.
Link geometry of a multi-link engine characterized by
ことを特徴とする請求項１に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 The position of the control pin is substantially the same at the top dead center of the piston and the bottom dead center of the piston, and is substantially on the horizontal axis.
The link geometry of the multi-link engine according to claim 1.
ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 The lowest point of the movement locus of the upper pin is substantially directly below the cylinder axis.
The link geometry of the multilink engine according to claim 1 or 2, characterized in that
前記ピストンが上死点近傍のタイミングのとき、及び、下死点近傍のタイミングのときに、前記コントロールリンクの中心軸がシリンダ中心軸と略平行になる、
ことを特徴とする請求項１から請求項３までのいずれか１項に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 The swinging center shaft is disposed below the crank journal of the crankshaft and on the opposite side of the cylinder center axis with the crank journal as the center, and is fastened to the engine block body and the engine block body with bolts. Is pivotally supported between the swing center shaft support cap and
When the piston is at a timing near the top dead center and at a timing near the bottom dead center, the central axis of the control link is substantially parallel to the cylinder central axis.
The link geometry of the multi-link engine according to any one of claims 1 to 3, wherein the link geometry is a link geometry.
揺動中心シャフト支持キャップを締結するボルトの中心軸は、シリンダ中心軸に平行である、
ことを特徴とする請求項４に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 The contact surface between the swing center shaft support cap and the engine block body is perpendicular to the cylinder center axis,
The center axis of the bolt that fastens the swing center shaft support cap is parallel to the cylinder center axis.
The link geometry of the multilink engine according to claim 4.
ことを特徴とする請求項１から請求項５までのいずれか１項に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 Piston pin from the ratio of the distance between the center of the crankpin and the center of the control pin to the distance between the center of the crankpin and the center of the upper pin and the longitudinal axis (Y axis) passing through the axis of the crank journal and parallel to the cylinder axis The ratio of the distance from the vertical axis (Y axis) passing through the axis of the crank journal and parallel to the cylinder axis to the oscillation center shaft is approximately equal to the distance up to
The link geometry of the multi-link engine according to any one of claims 1 to 5, wherein the link geometry is a multi-link engine.
ことを特徴とする請求項１から請求項６までのいずれか１項に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 The maximum value at the timing near the bottom dead center of the reciprocating acceleration of the piston is approximately equal to or greater than the maximum value at the timing near the top dead center.
The link geometry of the multi-link engine according to any one of claims 1 to 6, wherein the link geometry is a multi-link engine.
前記クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と直交する横軸(Ｘ軸)と、コントロールピンの中心及びアッパピンの中心を結んだ線が、ピストンが上死点にあるときに成す角度θ１と、ピストンが下死点にあるときに成す角度θ２と、が、高圧縮比側に比べて低圧縮比側において互いに近い値となっている、
ことを特徴とする請求項１から請求項７までのいずれか１項に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。 The multi-link engine is a variable compression ratio engine capable of changing a compression ratio by adjusting the position of the swing center pin according to operating conditions.
The angle θ1 formed when the horizontal axis (X axis) passing through the axis of the crank journal and orthogonal to the cylinder axis, and the center of the control pin and the center of the upper pin is at the top dead center, Is the value close to each other on the low compression ratio side compared to the high compression ratio side.
The link geometry of a multilink engine according to any one of claims 1 to 7, characterized in that
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Legal Events
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| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20130115 |
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| A02 | Decision of refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A02 Effective date: 20130604 |