JP2013167214A

JP2013167214A - Internal combustion engine

Info

Publication number: JP2013167214A
Application number: JP2012031239A
Authority: JP
Inventors: Hideaki Mizuno; 秀昭水野; Katsuya Mogi; 克也茂木; Emi Tokuno; 恵美徳納
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2012-02-16
Filing date: 2012-02-16
Publication date: 2013-08-29

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To optimize setting of a piston-crank mechanism of a multi-link system of an internal combustion engine.SOLUTION: In an internal combustion engine 1, a crankshaft 4 is disposed at a side part of a cylinder 3 into which a piston 2 is housed. A piston-crank mechanism 6 includes: a rocker arm 10 capable of performing rocking; a first link 11 connecting one end of the rocker arm 10 with the piston 2; and a second link 12 connecting the other end of the rocker arm 10 with a crank pin 5. The piston-crank mechanism 6 is set so that an included angle θ2 between a third straight line L3 passing through a rotation center 4a and a crank pin center 5a and the second link 12 becomes other than 90 degrees when an included angle θ1 between the rocker arm 10 and the second link 12 is 90 degrees. Accordingly, translational acceleration of the second link 12 is suppressed, and an inertia input load acting on the crank pin 5 or a connection part between the rocker arm 10 and the second link 12 can be reduced.

Description

本発明は、ピストンの往復直線運動をクランクシャフトの回転運動に変換して伝達するレシプロ式の内燃機関に関する。 The present invention relates to a reciprocating internal combustion engine that converts a reciprocating linear motion of a piston into a rotational motion of a crankshaft and transmits it.

本出願人が先に出願した特許文献１には、ピストンとクランクピンとを複数のリンク部材を介して機械的に連結してピストンの往復直線運動をクランクシャフトの回転運動に変換するピストン−クランク機構を備え、クランクシャフトの回転中心がシリンダの側方に配置された内燃機関が開示されている。 Patent Document 1 previously filed by the present applicant discloses a piston-crank mechanism that mechanically connects a piston and a crank pin via a plurality of link members to convert a reciprocating linear motion of the piston into a rotational motion of the crankshaft. And an internal combustion engine in which the center of rotation of the crankshaft is disposed on the side of the cylinder is disclosed.

この特許文献１における内燃機関は、シリンダの側方にクランクシャフトの回転中心を配置することで、内燃機関の機関全高を低く抑制し、内燃機関を全体としてコンパクトに構成して車両搭載性を向上させている。 In the internal combustion engine in Patent Document 1, the center of rotation of the crankshaft is arranged on the side of the cylinder, so that the overall height of the internal combustion engine is kept low, and the internal combustion engine is compactly configured as a whole to improve vehicle mountability. I am letting.

特開２００６−５２６６７JP 2006-52667 A

しかしながら、このような内燃機関においては、内燃機関の振動低減や、出力向上を図る上で、複リンク式のピストン−クランク機構の設定に関して更なる改善の余地がある。 However, in such an internal combustion engine, there is room for further improvement regarding the setting of the multi-link type piston-crank mechanism in order to reduce the vibration of the internal combustion engine and improve the output.

そこで、本発明は、ピストン−クランク機構が、クランクシャフト軸方向視で、ロッカアームと上記２リンクとの挟角が最小となるリンク姿勢のとき、上記ピストンと上記第１リンクとの連結点と、上記クランクシャフトの中心位置とが、上記第２リンクと上記ロッカアームとの連結部分の中心を通り、上記第２リンクと上記ロッカアームとの連結部分の中心と上記クランクピンの中心とを通る直線に対して直交する直線に対して同じ側に位置するよう設定されている内燃機関において、ロッカアームと第２リンクとの挟角θ１が９０度のとき、クランクシャフトの回転中心とクランクピン中心とを通る直線と上記第２リンクとの挟角θ２が９０度以外となるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴としている。 Therefore, the present invention provides a connecting point between the piston and the first link when the piston-crank mechanism is in a link posture in which the included angle between the rocker arm and the two links is minimized when viewed in the axial direction of the crankshaft. The center position of the crankshaft passes through the center of the connecting portion between the second link and the rocker arm, and the straight line passes through the center of the connecting portion between the second link and the rocker arm and the center of the crankpin. In an internal combustion engine set to be located on the same side with respect to a straight line orthogonal to each other, when the included angle θ1 between the rocker arm and the second link is 90 degrees, a straight line passing through the rotation center of the crankshaft and the center of the crankpin And the second link is characterized in that the piston-crank mechanism is set so that the included angle θ2 is other than 90 degrees.

ロッカアームと第２リンクとの連結部分の加速度は、ロッカアームの支点に向かう方向となる。そのため、挟角θ１が９０度のとき、ロッカアームと第２リンクとの連結部分における第２リンクの並進方向の加速度は最大となる。また、クランクピンと第２リンクとの連結部分の加速度は、クランクシャフトの回転中心に向かう方向となる。そのため、挟角θ２が９０度のとき、クランクピンと第２リンクとの連結部分における第２リンクの並進方向の加速度は最大となる。つまり、挟角θ１と挟角θ２とが同時に９０度となると第２リンクの並進加速度が大きくなる。また、挟角θ１と挟角θ２が同時に９０度になると、ロッカアームの角速度が大きくなり、ロッカアームの慣性力が大きくなって、ロッカアームの支点への慣性入力が大きくなる。 The acceleration of the connecting portion between the rocker arm and the second link is in the direction toward the fulcrum of the rocker arm. Therefore, when the included angle θ1 is 90 degrees, the acceleration in the translational direction of the second link at the connecting portion between the rocker arm and the second link is maximized. Further, the acceleration of the connecting portion between the crankpin and the second link is in a direction toward the rotation center of the crankshaft. Therefore, when the included angle θ2 is 90 degrees, the acceleration in the translation direction of the second link at the connecting portion between the crankpin and the second link is maximized. That is, when the included angle θ1 and the included angle θ2 simultaneously become 90 degrees, the translational acceleration of the second link increases. When the included angle θ1 and the included angle θ2 are 90 degrees at the same time, the angular velocity of the rocker arm increases, the inertial force of the rocker arm increases, and the inertia input to the fulcrum of the rocker arm increases.

本発明によれば、第２リンクの並進加速度の抑制することにより、クランクピンや、ロッカアームと第２リンクとの連結部分に作用する慣性入力荷重を低減することができる。また、ロッカアームの揺動中心となる支点への慣性入力を低減することができる。 According to the present invention, by suppressing the translational acceleration of the second link, it is possible to reduce the inertia input load that acts on the connecting portion between the crankpin and the rocker arm and the second link. Further, it is possible to reduce the inertia input to the fulcrum serving as the rocking center of the rocker arm.

本発明に係る内燃機関を模式的に示した説明図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Explanatory drawing which showed typically the internal combustion engine which concerns on this invention. 本発明の第１実施例におけるピストン−クランク機構の上死点時のリンク配置を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the link arrangement | positioning at the time of the top dead center of the piston-crank mechanism in 1st Example of this invention. 第２リンクの並進加速度が大きくなる場合のピストン−クランク機構のリンク配置を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically link arrangement | positioning of a piston-crank mechanism in case the translational acceleration of a 2nd link becomes large. 本発明の第１実施例におけるピストン−クランク機構を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the piston-crank mechanism in 1st Example of this invention. ピストン−クランク機構の上死点時のリンク配置を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the link arrangement | positioning at the time of the top dead center of a piston-crank mechanism. ピストン−クランク機構の下死点時のリンク配置を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the link arrangement | positioning at the time of the bottom dead center of a piston-crank mechanism. 本発明の第１実施例におけるピストン−クランク機構を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the piston-crank mechanism in 1st Example of this invention. 本発明の第２実施例におけるピストン−クランク機構の上死点時のリンク配置を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the link arrangement | positioning at the time of the top dead center of the piston-crank mechanism in 2nd Example of this invention. 本発明の第２実施例におけるピストン−クランク機構の下死点時のリンク配置を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the link arrangement | positioning at the time of the bottom dead center of the piston-crank mechanism in 2nd Example of this invention.

以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、本発明に係る内燃機関１の一例を模式的に示した説明図であって、クランクシャフト軸方向視での内燃機関１の断面に相当する説明図である。 Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. FIG. 1 is an explanatory view schematically showing an example of an internal combustion engine 1 according to the present invention, and is an explanatory view corresponding to a cross section of the internal combustion engine 1 as viewed in the crankshaft axial direction.

図１に示すように、レシプロ式の内燃機関１は、ピストン２が摺動可能に収容されたシリンダ３の側方に、クランクシャフト４が配置された構成となっている。 As shown in FIG. 1, the reciprocating internal combustion engine 1 has a configuration in which a crankshaft 4 is disposed on the side of a cylinder 3 in which a piston 2 is slidably accommodated.

ここで、「シリンダ３の側方」の「側方」とは、機関幅方向に沿う方向での側方を意味している。従って、シリンダ３とクランクシャフト４とが機関幅方向に沿って並んで配置されている。「機関幅方向」とは、クランクシャフト４の軸線に沿う機関前後方向に直交すると共に、機関上下方向に直交する方向である。「機関上下方向」とは、直列式内燃機関ではシリンダ中心軸線に沿う方向であり、Ｖ型内燃機関ではバンク角を２等分するバンク中心線に沿う方向である。 Here, the “side” of “the side of the cylinder 3” means the side in the direction along the engine width direction. Therefore, the cylinder 3 and the crankshaft 4 are arranged side by side along the engine width direction. The “engine width direction” is a direction orthogonal to the engine longitudinal direction along the axis of the crankshaft 4 and orthogonal to the engine vertical direction. The “engine vertical direction” is a direction along the cylinder center axis in a series internal combustion engine, and a direction along a bank center line that divides the bank angle into two equal parts in a V-type internal combustion engine.

この内燃機関１は、ピストン２とクランクシャフト４のクランクピン５とを複数のリンク部材により機械的に連係し、ピストン２のシリンダ３内での往復直線運動をクランクシャフト４の回転運動に変換する複リンク式のピストン−クランク機構６を有している。 In the internal combustion engine 1, the piston 2 and the crankpin 5 of the crankshaft 4 are mechanically linked by a plurality of link members, and the reciprocating linear motion of the piston 2 in the cylinder 3 is converted into the rotational motion of the crankshaft 4. A multi-link type piston-crank mechanism 6 is provided.

このピストン−クランク機構６は、揺動支点７を中心に揺動可能な細長いロッカアーム１０と、このロッカアーム１０の一端とピストン２とを繋ぐ細長い棒状の第１リンク１１と、ロッカアーム１０の他端とクランクシャフト４のクランクピン５とを繋ぐ細長い棒状の第２リンク１２と、を有している。 The piston-crank mechanism 6 includes an elongated rocker arm 10 that can swing around a swing fulcrum 7, an elongated rod-shaped first link 11 that connects one end of the rocker arm 10 and the piston 2, and the other end of the rocker arm 10. It has an elongated rod-like second link 12 that connects the crankpin 5 of the crankshaft 4.

ロッカアーム１０は、例えば、内燃機関１のシリンダブロック（図示せず）に固定された揺動支軸１３に回転可能に取り付けられ、揺動支軸１３の軸心を揺動支点７として揺動するものである。 The rocker arm 10 is rotatably attached to a swing support shaft 13 fixed to a cylinder block (not shown) of the internal combustion engine 1, for example, and swings with the shaft center of the swing support shaft 13 as a swing support point 7. Is.

第１リンク１１の下端とロッカアーム１０の一端とは、第１連結ピン１４によって相対回転可能に連結されている。つまり、第１連結ピン１４が、第１リンク１１とロッカアーム１０との連結点となっている。ピストン２と第１リンク１１の上端とは、ピストンピン１５によって相対回転可能に連結されている。つまり、ピストンピン１５が、ピストン２と第１リンク１１との連結点となっている。ロッカアーム１０の他端と第２リンク１２の下端とは、第２連結ピン１６によって相対回転可能に連結されている。つまり、第２連結ピン１６が、第２リンク１２とロッカアーム１０との連結点となっている。そして、一連に接続された第１リンク１１、ロッカアーム１０、及び第２リンク１２は、クランクシャフト軸方向視で、全体として略Ｕ字形状に配置され、ピストン２と、クランクシャフト４との間に位置するシリンダ壁部１７が、これらリンク部材によって三方より囲まれている。また、第２リンク１２の上端はクランクピン５に連結されている。 The lower end of the first link 11 and one end of the rocker arm 10 are connected by a first connecting pin 14 so as to be relatively rotatable. That is, the first connection pin 14 is a connection point between the first link 11 and the rocker arm 10. The piston 2 and the upper end of the first link 11 are connected by a piston pin 15 so as to be relatively rotatable. That is, the piston pin 15 is a connection point between the piston 2 and the first link 11. The other end of the rocker arm 10 and the lower end of the second link 12 are connected by a second connecting pin 16 so as to be relatively rotatable. That is, the second connection pin 16 is a connection point between the second link 12 and the rocker arm 10. The first link 11, the rocker arm 10, and the second link 12 connected in series are arranged in a substantially U shape as a whole when viewed in the axial direction of the crankshaft, and between the piston 2 and the crankshaft 4. The positioned cylinder wall 17 is surrounded by these link members from three directions. The upper end of the second link 12 is connected to the crankpin 5.

なお、図１中の４ａはクランクシャフト４の回転中心、図１中の５ａはクランクピン５の中心、図１中の１４ａは第１連結ピン１４の中心、図１中の１５ａはピストンピン１５の中心、図１中の１６ａは第２連結ピン１６の中心である。また、図１中の１８は吸気弁、図１中の１９は排気弁である。 1 is the center of rotation of the crankshaft 4, 5a is the center of the crankpin 5, 14a is the center of the first connecting pin 14, and 15a is the piston pin 15 in FIG. 1, 16 a in FIG. 1 is the center of the second connecting pin 16. Further, 18 in FIG. 1 is an intake valve, and 19 in FIG. 1 is an exhaust valve.

ここで、図１に示すピストン−クランク機構６では、クランクシャフト軸方向視で、上記第１連結部の中心と上記第２連結部の中心とを結ぶ直線上から外れた位置に揺動支点７が位置するようなタイプ１のロッカアーム１０を用いているが、このタイプ１以外のロッカアーム１０を用いてもよい。例えば、ピストン−クランク機構６は、図２に示すように、上記第１連結部の中心と上記第２連結部の中心とを結ぶ直線上に揺動支点７が位置するようなタイプ２のロッカアーム１０を用いてもよい。 Here, in the piston-crank mechanism 6 shown in FIG. 1, the swing fulcrum 7 is located at a position deviating from a straight line connecting the center of the first connecting portion and the center of the second connecting portion as viewed in the axial direction of the crankshaft. Is used, but a rocker arm 10 other than this type 1 may be used. For example, as shown in FIG. 2, the piston-crank mechanism 6 is a type 2 rocker arm in which the swing fulcrum 7 is positioned on a straight line connecting the center of the first connecting portion and the center of the second connecting portion. 10 may be used.

図２は、本発明の第１実施例におけるピストン−クランク機構６の上死点時のリンク配置を模式的に示した説明図である。 FIG. 2 is an explanatory view schematically showing the link arrangement at the top dead center of the piston-crank mechanism 6 in the first embodiment of the present invention.

クランクシャフト軸方向視で、第２リンク１２とロッカアーム１０との連結部分の中心である第２連結ピン中心１６ａと、クランクピン中心５ａとを通る直線を第１直線Ｌ１とし、第２連結ピン中心１６ａを通り、上記第１直線Ｌ１に対して直交する直線を第２直線Ｌ２する。また、クランクシャフト軸方向視で、ロッカアーム１０と第２リンク１２との挟角をθ１とする。換言すれば、クランクシャフト軸方向視で、第２連結ピン中心１６ａと揺動支点７とを通る直線と、上記第１直線Ｌ１との挟角をθ１とする。 A straight line passing through the second connecting pin center 16a that is the center of the connecting portion between the second link 12 and the rocker arm 10 and the crank pin center 5a as viewed in the axial direction of the crankshaft is defined as a first straight line L1, and the second connecting pin center A straight line passing through 16a and orthogonal to the first straight line L1 is defined as a second straight line L2. In addition, the angle between the rocker arm 10 and the second link 12 when viewed in the axial direction of the crankshaft is θ1. In other words, the angle between the first straight line L1 and the straight line passing through the second connecting pin center 16a and the swing fulcrum 7 as viewed in the axial direction of the crankshaft is θ1.

ピストン−クランク機構６は、上死点位置において、挟角θ１が最小となっている。そして、ピストン−クランク機構６は、上死点位置において、ピストン２と第１リンク１１との連結点であるピストンピン１５と、クランクシャフト４の回転中心４ａとが、上記第２直線Ｌ２に対して同じ側に位置するよう設定されている。 The piston-crank mechanism 6 has a minimum included angle θ1 at the top dead center position. The piston-crank mechanism 6 has a piston pin 15 that is a connection point between the piston 2 and the first link 11 and a rotation center 4a of the crankshaft 4 at the top dead center position with respect to the second straight line L2. Are located on the same side.

図２において、直線状の線分であるＴ１は、ピストンピン１５の中心軌跡（ピストピン中心１５ａの軌跡）であり、円弧状の線分であるＴ２は第１連結ピン１４の中心軌跡（第１連結ピン中心１４ａの揺動軌跡）であり、円弧状の線分であるＴ３は第２連結ピン１６の中心軌跡（第２連結ピン中心１６ａの揺動軌跡）であり、円であるＴ４はクランクピン５の中心軌跡（クランクピン中心５ａの回転ン軌跡）である。 In FIG. 2, T1 which is a straight line segment is a center locus of the piston pin 15 (trajectory of the fixie pin center 15a), and T2 which is an arcuate line segment is a center locus of the first connecting pin 14 (first track). T3, which is a circular arc segment, is a central locus of the second connecting pin 16 (a swinging locus of the second connecting pin center 16a), and a circle T4 is a crank. This is the center locus of the pin 5 (rotation locus of the crankpin center 5a).

ここで、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分は、図２に示すように、中心軌跡Ｔ３上を揺動する。つまり、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分の運動は、ロッカアーム１０の揺動支点７周りの円運動と見なせるので、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分の加速度は、ロッカアーム１０の揺動支点７に向かう方向となる。 Here, the connecting portion between the rocker arm 10 and the second link 12 swings on a central locus T3 as shown in FIG. That is, the motion of the connecting portion between the rocker arm 10 and the second link 12 can be regarded as a circular motion around the rocking fulcrum 7 of the rocker arm 10. The direction is toward the swing fulcrum 7.

また、クランクピン５と第２リンク１２との連結部分は、図２に示すように、中心軌跡Ｔ４上を回転する。つまり、クランクピン５と第２リンク１２との連結部分の運動は、クランクシャフト４の回転中心４ａ周りの円運動なので、クランクピン５と第２リンク１２との連結部分の加速度は、クランクシャフト４の回転中心４ａに向かう方向となる。 Further, the connecting portion between the crankpin 5 and the second link 12 rotates on the center locus T4 as shown in FIG. That is, the motion of the connecting portion between the crankpin 5 and the second link 12 is a circular motion around the rotation center 4a of the crankshaft 4, so the acceleration of the connecting portion between the crankpin 5 and the second link 12 is Direction toward the rotation center 4a.

そのため、クランクシャフト軸方向視で、クランクシャフト４の回転中心４ａとクランクピン中心５ａとを通る直線を第３直線Ｌ３とし、この第３直線Ｌ３と第２リンク１２との挟角θ２とすれば、クランクピン５と第２リンク１２との連結部分においては、図３に示すように、上記挟角θ２が９０度のときに、第２リンク１２の並進方向（クランクシャフト軸方向視で上記第１直線Ｌ１と直交する方向）の加速度が最大となる。また、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分においては、図３に示すように、上記挟角θ１が９０度のときに、第２リンク１２の並進方向（クランクシャフト軸方向視で上記第１直線Ｌ１と直交する方向）の加速度が最大となる。つまり、図３に示すように、上記挟角θ１と上記挟角θ２とが同時に９０度となるようにピストン−クランク機構６が設定されると第２リンク１２の並進加速度が大きくなる。なお、図３は、ピストン−クランク機構６に用いるロッカアーム１０が上述したタイプ１の場合を示したものである。 Therefore, if the straight line passing through the rotation center 4a of the crankshaft 4 and the crankpin center 5a is the third straight line L3 and the included angle θ2 between the third straight line L3 and the second link 12 in the crankshaft axial view, As shown in FIG. 3, in the connecting portion between the crank pin 5 and the second link 12, when the included angle θ2 is 90 degrees, the translational direction of the second link 12 (the above-mentioned first as viewed in the crankshaft axial direction). The acceleration in the direction perpendicular to the straight line L1 is maximized. As shown in FIG. 3, at the connecting portion between the rocker arm 10 and the second link 12, when the included angle θ1 is 90 degrees, the translational direction of the second link 12 (as viewed in the crankshaft axial direction) The acceleration in the direction perpendicular to the straight line L1 is maximized. That is, as shown in FIG. 3, when the piston-crank mechanism 6 is set such that the included angle θ1 and the included angle θ2 are simultaneously 90 degrees, the translational acceleration of the second link 12 increases. FIG. 3 shows the case where the rocker arm 10 used in the piston-crank mechanism 6 is of the type 1 described above.

そこで、この第１実施例では、図４に示すように、クランクシャフト軸方向視で、上記挟角θ１が９０度のとき、上記挟角θ２が９０度以外となるようにピストン−クランク機構６を設定する。なお、図４は、ピストン−クランク機構６に用いるロッカアーム１０が上述したタイプ２の場合を示したものである。 Therefore, in the first embodiment, as shown in FIG. 4, when the included angle θ1 is 90 degrees as viewed in the axial direction of the crankshaft, the piston-crank mechanism 6 is set such that the included angle θ2 is other than 90 degrees. Set. FIG. 4 shows the case where the rocker arm 10 used in the piston-crank mechanism 6 is the type 2 described above.

このように、上記挟角θ１が９０度のとき上記挟角θ２が９０度以外となるようにピストン−クランク機構６を設定することで、第２リンク１２の並進加速度を抑制することができ、クランクピン５や、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分に作用する慣性入力荷重を低減することができる。 Thus, by setting the piston-crank mechanism 6 so that the included angle θ2 is other than 90 degrees when the included angle θ1 is 90 degrees, the translational acceleration of the second link 12 can be suppressed, It is possible to reduce the inertial input load that acts on the crankpin 5 or the connecting portion between the rocker arm 10 and the second link 12.

なお、第２リンク１２は、ピストン−クランク機構６の構成上相対的に長く、それにともない重くなるため、並進加速度を抑制することは重要である。 In addition, since the 2nd link 12 is comparatively long on the structure of the piston-crank mechanism 6, and becomes heavy in connection with it, it is important to suppress translational acceleration.

また、上記挟角θ１と上記挟角θ２が同時に９０度になると、ロッカアーム１０の角速度が大きくなる。これは、上記挟角θ２が９０度になると、クランクピン５の速度の向きが上記第１直線Ｌ１と平行となり、該第１直線Ｌ１に沿った第２リンク１２の速度が大きくなり、また上記挟角θ１が９０度になると、第２リンク１２の揺動に伴うロッカアーム１０の角速度が大きくなるからである。そして、ロッカアーム１０の角速度が大きくなると、ロッカアーム１０の慣性力が大きくなるので、ロッカアーム１０の揺動支軸１３への慣性入力が大きくなる。 Further, when the included angle θ1 and the included angle θ2 simultaneously become 90 degrees, the angular velocity of the rocker arm 10 increases. This is because when the included angle θ2 is 90 degrees, the direction of the speed of the crankpin 5 becomes parallel to the first straight line L1, the speed of the second link 12 along the first straight line L1 increases, This is because when the included angle θ1 is 90 degrees, the angular velocity of the rocker arm 10 accompanying the swing of the second link 12 increases. When the angular velocity of the rocker arm 10 increases, the inertial force of the rocker arm 10 increases, so that the inertia input to the swing support shaft 13 of the rocker arm 10 increases.

このことから、上記挟角θ１が９０度のとき上記挟角θ２が９０度以外となるように設定することで、ロッカアーム１０の揺動支軸１３への慣性入力を低減することができる。そのため、揺動支軸１３の支持する軸受け等の支持構成を小型化でき、総じて内燃機関１全体を小型化、軽量化することができる。 Therefore, when the included angle θ1 is 90 degrees, the inertial input to the swing support shaft 13 of the rocker arm 10 can be reduced by setting the included angle θ2 to be other than 90 degrees. Therefore, the support structure such as a bearing supported by the swing support shaft 13 can be reduced in size, and the overall internal combustion engine 1 can be reduced in size and weight as a whole.

また、ピストン−クランク機構６においては、下死点でのピストン加速度に比べて、上死点でのピストン加速度が相対的に上昇する。図５及び図６は、それぞれ上死点時と下死点時におけるピストン−クランク機構６のリンク配置を模式的に示している。なお、図５、図６は、ピストン−クランク機構６に用いるロッカアーム１０が上述したタイプ１の場合を示したものである。 Further, in the piston-crank mechanism 6, the piston acceleration at the top dead center is relatively increased as compared with the piston acceleration at the bottom dead center. 5 and 6 schematically show the link arrangement of the piston-crank mechanism 6 at the top dead center and the bottom dead center, respectively. 5 and 6 show the case where the rocker arm 10 used in the piston-crank mechanism 6 is of the above-described type 1. FIG.

クランクシャフト軸方向視で、第２連結ピン１６の中心１６ａからクランクピン中心５ａまでの距離を半径とする第１仮想円２１と、クランクシャフト４の回転中心４ａからクランクピン中心５ａまでの距離を半径する第２仮想円２２と、を描く。このとき、上死点では、図５に示すように、第１仮想円２１に第２仮想円２２が外接し、第２連結ピン１６を中心として第２リンク１２が矢示するように時計方向に回転しようとし、クランクシャフト４の回転中心４ａを中心としてクランクピン中心５ａが矢示するように反時計方向に回転しようとする。そのため、上死点では、クランクシャフト軸方向視で、第２連結ピン１６からみたクランクピン中心５ａの動きと、クランクシャフト４の回転中心４ａからみたクランクピン中心５ａの動きが逆方向になる。 The first virtual circle 21 whose radius is the distance from the center 16a of the second connecting pin 16 to the crankpin center 5a and the distance from the rotation center 4a of the crankshaft 4 to the crankpin center 5a in the crankshaft axial view A second virtual circle 22 having a radius is drawn. At this time, at the top dead center, as shown in FIG. 5, the second virtual circle 22 circumscribes the first virtual circle 21, and the second link 12 points around the second connecting pin 16 in the clockwise direction. The rotation of the crankshaft 4 about the rotation center 4a of the crankshaft 4 is attempted to rotate counterclockwise as indicated by the arrow of the crankpin center 5a. Therefore, at the top dead center, the movement of the crankpin center 5a viewed from the second connecting pin 16 and the movement of the crankpin center 5a viewed from the rotation center 4a of the crankshaft 4 are in opposite directions when viewed from the crankshaft axial direction.

一方、下死点では、図６に示すように、第１仮想円２１に第２仮想円２２が内接し、第２連結ピン１６を中心として第２リンク１２が矢示するように反時計方向に回転しようとし、クランクシャフト４の回転中心４ａを中心としてクランクピン中心５ａが矢示するように反時計方向に回転しようとする。そのため、下死点では、クランクシャフト軸方向視で、第２連結ピン１６からみたクランクピン中心５ａの動きと、クランクシャフト４の回転中心４ａからみたクランクピン中心５ａの動きが略同じ方向となる。 On the other hand, at the bottom dead center, as shown in FIG. 6, the second virtual circle 22 is inscribed in the first virtual circle 21, and the second link 12 points around the second connecting pin 16 in the counterclockwise direction. The rotation of the crankshaft 4 about the rotation center 4a of the crankshaft 4 is attempted to rotate counterclockwise as indicated by the arrow of the crankpin center 5a. Therefore, at the bottom dead center, the movement of the crankpin center 5a viewed from the second connecting pin 16 and the movement of the crankpin center 5a viewed from the rotation center 4a of the crankshaft 4 are substantially in the same direction as viewed from the axial direction of the crankshaft. .

つまり、上死点からクランクシャフト４が微小角度回転したときの第２仮想円２２上のクランクピン中心５ａと第１仮想円２１上のクランクピン中心５ａとの距離が、下死点からクランクシャフト４が微小角度回転したときの第２仮想円２２上のクランクピン中心５ａと第１仮想円２１上のクランクピン中心５ａとの距離に比べて大きくなる分、上死点後に第２リンク１２を揺動させようとする力が、下死点後に第２リンク１２を揺動させようとする力に比べて大きくなる。従って、ピストン−クランク機構６においては、下死点でのピストン加速度に比べて、上死点でのピストン加速度が相対的に上昇することになる。 That is, the distance between the crankpin center 5a on the second virtual circle 22 and the crankpin center 5a on the first virtual circle 21 when the crankshaft 4 is rotated by a small angle from the top dead center is the crankshaft from the bottom dead center. Since the distance between the crankpin center 5a on the second imaginary circle 22 and the crankpin center 5a on the first imaginary circle 21 when 4 rotates by a small angle, the second link 12 is moved after the top dead center. The force to swing is greater than the force to swing the second link 12 after bottom dead center. Therefore, in the piston-crank mechanism 6, the piston acceleration at the top dead center is relatively increased as compared with the piston acceleration at the bottom dead center.

ここで、ピストン−クランク機構６は、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分の中心軌跡Ｔ３において、第２連結ピン中心１６ａがその一端上（図２における下端上）に位置するときにピストン２は上死点位置となり、第２連結ピン中心１６ａがその他端上（図２おける上端上）に位置するときピストン２は下死点位置となる。そして、ピストン−クランク機構６では、第２連結ピン中心１６ａが中心軌跡Ｔ３の他端側から一端側に向かって動くにつれて、上記挟角θ１は小さくなり、上記挟角θ２は大きくなる。換言すれば、ピストン−クランク機構６は、ピストン２が下死点から上死点に向かって動くにつれて、上記挟角θ１は小さくなり、上記挟角θ２は大きくなる。 Here, the piston-crank mechanism 6 is a piston when the second connecting pin center 16a is positioned on one end (on the lower end in FIG. 2) in the center locus T3 of the connecting portion between the rocker arm 10 and the second link 12. 2 is a top dead center position, and the piston 2 is a bottom dead center position when the second connecting pin center 16a is positioned on the other end (on the upper end in FIG. 2). In the piston-crank mechanism 6, as the second connecting pin center 16a moves from the other end side to the one end side of the center locus T3, the included angle θ1 decreases and the included angle θ2 increases. In other words, in the piston-crank mechanism 6, as the piston 2 moves from the bottom dead center toward the top dead center, the included angle θ1 decreases and the included angle θ2 increases.

そこで、この第１実施例では、ピストン上昇行程において、上記挟角θ１が９０度となる際に、上記挟角θ２が９０度よりも大きくなるようピストン−クランク機構６を設定することで、上死点のときに上記挟角θ１を相対的に９０度に近い値とする。 Therefore, in the first embodiment, the piston-crank mechanism 6 is set so that the included angle θ2 is larger than 90 degrees when the included angle θ1 is 90 degrees in the piston ascending stroke. At the dead point, the included angle θ1 is set to a value relatively close to 90 degrees.

これによって、第１実施例のピストン−クランク機構６では、上死点位置と下死点位置の中間位置よりも上死点側で、ピストン速度が最大となるので、圧縮行程における冷却損失を低減することができる。 Thereby, in the piston-crank mechanism 6 of the first embodiment, the piston speed becomes maximum at the top dead center side with respect to the intermediate position between the top dead center position and the bottom dead center position, so that the cooling loss in the compression stroke is reduced. can do.

そして、上記挟角θ１は、上死点において９０度に近い値となるため、上死点付近でのクランクアングルの変化に対する第２リンク１２の角度変化が小さくなり、上死点付近でのピストン加速度の変化を小さくできるため、ピストン−クランク機構６の振動特性を改善することができる。 Since the included angle θ1 is a value close to 90 degrees at the top dead center, the change in the angle of the second link 12 with respect to the change in the crank angle near the top dead center becomes small, and the piston near the top dead center Since the change in acceleration can be reduced, the vibration characteristics of the piston-crank mechanism 6 can be improved.

また、この第１実施例のピストン−クランク機構６においては、上死点でのロッカアーム１０の加速度が、下死点におけるロッカアーム１０の加速度よりも大きくなる。 Further, in the piston-crank mechanism 6 of the first embodiment, the acceleration of the rocker arm 10 at the top dead center is larger than the acceleration of the rocker arm 10 at the bottom dead center.

そこで、この第１実施例では、ピストン上昇行程において、上記挟角θ１の最小値と９０度との差分が、上記挟角θ２の最大値と９０度との差分よりも小さくなるようにピストン−クランク機構６を設定することによって、上死点時における上記挟角θ１が、下死点時における上記挟角θ１よりも９０度に近くなるようにする。 Therefore, in the first embodiment, in the piston ascending stroke, the difference between the minimum value of the included angle θ1 and 90 degrees is smaller than the difference between the maximum value of the included angle θ2 and 90 degrees. By setting the crank mechanism 6, the included angle θ <b> 1 at the top dead center is closer to 90 degrees than the included angle θ <b> 1 at the bottom dead center.

これによって、第１実施例のピストン−クランク機構６では、上死点位置と下死点位置の中間位置よりも上死点側で、ピストン速度が最大となるので、圧縮行程における冷却損失を低減することができる。そして、第１実施例のピストン−クランク機構６では、上死点でのロッカアーム１０の角加速度を低減することで、上死点でのロッカアーム１０の角加速度を、下死点でのロッカアーム１０の角加速度に近づけることができ、上死点におけるピストン加速度と、下死点におけるピストン加速度との差を小さくして、ピストン−クランク機構６の振動特性を改善することができる。 Thereby, in the piston-crank mechanism 6 of the first embodiment, the piston speed becomes maximum at the top dead center side with respect to the intermediate position between the top dead center position and the bottom dead center position, so that the cooling loss in the compression stroke is reduced. can do. In the piston-crank mechanism 6 of the first embodiment, the angular acceleration of the rocker arm 10 at the top dead center is reduced to reduce the angular acceleration of the rocker arm 10 at the top dead center. The angular acceleration can be approached, and the difference between the piston acceleration at the top dead center and the piston acceleration at the bottom dead center can be reduced to improve the vibration characteristics of the piston-crank mechanism 6.

また、この第１実施例のピストン−クランク機構６においては、ロッカアーム１０と第１リンク１１との挟角θ３が９０度のとき、ピストンの速度が大きくなる。なお、上記挟角θ３は、換言すれば、クランクシャフト軸方向視で、第１連結ピン中心１４ａと揺動支点７とを通る直線と、第１連結ピン中心１４ａとピストンピン中心１５ａとを通る直線と、の挟角である
そこで、この第１実施例では、例えば、図７に示すようにピストン上昇行程中に上記挟角θ２が９０度になってから、その後ピストンがさらに上死点に向かって上昇を続け、上述した図４に示すように上記挟角θ２が９０度よりも大きくなり上記挟角θ１が９０度となるまで、上記挟角θ３が９０度以外の値となるように、ピストン−クランク機構６を設定する。なお、図７は、ピストン−クランク機構６に用いるロッカアーム１０が上述したタイプ２の場合を示したものである。 In the piston-crank mechanism 6 of the first embodiment, the piston speed increases when the included angle θ3 between the rocker arm 10 and the first link 11 is 90 degrees. In other words, the included angle θ3 passes through the straight line passing through the first connecting pin center 14a and the swing fulcrum 7 and the first connecting pin center 14a and the piston pin center 15a as viewed in the crankshaft axial direction. Therefore, in this first embodiment, for example, as shown in FIG. 7, after the above described sandwiched angle θ2 becomes 90 degrees during the piston ascending stroke, the piston further reaches the top dead center. As shown in FIG. 4 described above, the included angle θ3 becomes a value other than 90 degrees until the included angle θ2 becomes larger than 90 degrees and the included angle θ1 becomes 90 degrees. The piston-crank mechanism 6 is set. FIG. 7 shows a case where the rocker arm 10 used in the piston-crank mechanism 6 is the above-described type 2.

詳述すると、上記挟角θ１が９０度になってから上記挟角θ２が９０度になるまでの期間、及び上記挟角θ２が９０度になってから上記挟角θ１が９０度になるまでの期間では、上記挟角θ３が９０度以外の値となるようピストン−クランク機構６を設定する。 More specifically, the period from when the included angle θ1 becomes 90 degrees to when the included angle θ2 becomes 90 degrees, and from when the included angle θ2 becomes 90 degrees until the included angle θ1 becomes 90 degrees. During this period, the piston-crank mechanism 6 is set so that the included angle θ3 is a value other than 90 degrees.

換言すれば、上記挟角θ１が９０度になった時刻Ａと、時刻Ａの後最初に上記挟角θ１が極大値となるまでに上記挟角θ２が９０度になる時刻Ｂとの間の期間、及び上記挟角θ２が９０度になった時刻Ｃと、時刻Ｃの後最初に上記挟角θ２が極大値となるまでに上記挟角θ１が９０度になる時刻Ｄとの間の期間では、上記挟角θ３が９０度以外の値となるようピストン−クランク機構６を設定する。 In other words, between time A when the included angle θ1 becomes 90 degrees and time B when the included angle θ2 becomes 90 degrees until time when the included angle θ1 reaches the maximum after the time A. Period and a period between time C when the included angle θ2 becomes 90 degrees and time D when the included angle θ1 becomes 90 degrees until time when the included angle θ2 reaches a maximum after the time C Then, the piston-crank mechanism 6 is set so that the included angle θ3 is a value other than 90 degrees.

これによって、クランクピン５と第２リンク１２との連結点の加速度、もしくはロッカアーム１０と第２リンク１２との連結点の加速度の一方が増加傾向にあるときに、上記挟角θ３が９０度以外の値となり、ピストン２の最大速度を小さくすることができる。 Accordingly, when one of the acceleration at the connection point between the crankpin 5 and the second link 12 or the acceleration at the connection point between the rocker arm 10 and the second link 12 tends to increase, the included angle θ3 is other than 90 degrees. The maximum speed of the piston 2 can be reduced.

なお、ロッカアーム１０と第１リンク１１との連結部分、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分における摺動速度を低減することもでき、これら連結部分の潤滑特性を改善することができる。 In addition, the sliding speed in the connection part of the rocker arm 10 and the 1st link 11, and the connection part of the rocker arm 10 and the 2nd link 12 can also be reduced, and the lubrication characteristic of these connection parts can be improved.

次に本発明の第２実施例について説明する。なお、上述した第１実施例と同一の構成要素や同一の概念については、同一の符号を付し、重複する説明を省略する。 Next, a second embodiment of the present invention will be described. In addition, the same code | symbol is attached | subjected about the component same as the 1st Example mentioned above, and the same concept, and the overlapping description is abbreviate | omitted.

図８及び図９は、第２実施例におけるピストン−クランク機構３０の上死点と下死点時のリンク配置を模式的に示している。なお、図８及び図９は、ピストン−クランク機構６に用いるロッカアーム１０が上述したタイプ２の場合を示したものである。 8 and 9 schematically show the link arrangement at the top dead center and bottom dead center of the piston-crank mechanism 30 in the second embodiment. 8 and 9 show a case where the rocker arm 10 used in the piston-crank mechanism 6 is the above-described type 2. FIG.

第２実施例における内燃機関１は、上述した第１実施例の内燃機関と略同一構成となっているが、クランクシャフト４がシリンダ３の側方ではなく、シリンダ３よりも機関上下方向で、下方に配置された構成となっている。 The internal combustion engine 1 in the second embodiment has substantially the same configuration as the internal combustion engine of the first embodiment described above, but the crankshaft 4 is not on the side of the cylinder 3 but in the engine up-down direction with respect to the cylinder 3, It is the structure arrange | positioned below.

そのため、この第２実施例におけるピストン−クランク機構３０は、下死点位置において、上記挟角θ１が最小となっている。 Therefore, in the piston-crank mechanism 30 in the second embodiment, the included angle θ1 is minimum at the bottom dead center position.

そして、ピストン−クランク機構３０は、下死点位置において、ピストン２と第１リンク１１との連結点であるピストンピン１５と、クランクシャフト４の回転中心４ａとが、上記第２直線Ｌ２を挟んで位置するよう設定されている。 In the piston-crank mechanism 30, the piston pin 15 that is a connection point between the piston 2 and the first link 11 and the rotation center 4a of the crankshaft 4 sandwich the second straight line L2 at the bottom dead center position. It is set to be located at.

このような第２実施例においても、上述した第１実施例と同様に、上記挟角θ１が９０度のとき、上記挟角θ２が９０度以外となるようにピストン−クランク機構３０を設定すれば、第２リンク１２の並進加速度を抑制することができ、クランクピン５や、ロッカアーム１０と第２リンク１２との連結部分に作用する慣性入力荷重を低減することができる。 Also in the second embodiment, similarly to the first embodiment described above, the piston-crank mechanism 30 is set so that when the included angle θ1 is 90 degrees, the included angle θ2 is other than 90 degrees. For example, the translational acceleration of the second link 12 can be suppressed, and the inertial input load acting on the connecting portion between the crankpin 5 and the rocker arm 10 and the second link 12 can be reduced.

また、この第２実施例においても、上記挟角θ１と上記挟角θ２が同時に９０度になると、ロッカアーム１０の角速度が大きくなるので、上記挟角θ１が９０度のとき、上記挟角θ２が９０度以外となるようにピストン−クランク機構３０を設定することで、ロッカアーム１０の揺動支軸１３への慣性入力を低減することができる。そのため、揺動支軸１３の支持する軸受け等の支持構成を小型化でき、総じて内燃機関１全体を小型化、軽量化することができる。 Also in the second embodiment, when the included angle θ1 and the included angle θ2 are simultaneously 90 degrees, the angular velocity of the rocker arm 10 increases. Therefore, when the included angle θ1 is 90 degrees, the included angle θ2 is By setting the piston-crank mechanism 30 to be other than 90 degrees, the inertia input to the rocking support shaft 13 of the rocker arm 10 can be reduced. Therefore, the support structure such as a bearing supported by the swing support shaft 13 can be reduced in size, and the overall internal combustion engine 1 can be reduced in size and weight as a whole.

第２実施例のピストン−クランク機構３０においては、上死点でのピストン加速度に比べて、下死点でのピストン加速度が相対的に上昇する。 In the piston-crank mechanism 30 of the second embodiment, the piston acceleration at the bottom dead center is relatively increased as compared with the piston acceleration at the top dead center.

第２実施例のピストン−クランク機構３０は、上死点では、図８に示すように、第１仮想円２１に第２仮想円２２が内接し、第２連結ピン１６を中心として第２リンク１２が矢示するように反時計方向に回転しようとし、クランクシャフト４の回転中心４ａを中心としてクランクピン中心５ａが矢示するように反時計方向に回転しようとする。そのため、上死点では、クランクシャフト軸方向視で、第２連結ピン１６からみたクランクピン中心５ａの動きと、クランクシャフト４の回転中心４ａからみたクランクピン中心５ａの動きが略同じ方向になる。 As shown in FIG. 8, the piston-crank mechanism 30 according to the second embodiment has a second imaginary circle 22 inscribed in the first imaginary circle 21 as shown in FIG. 12 attempts to rotate counterclockwise as indicated by an arrow, and attempts to rotate counterclockwise around the rotation center 4a of the crankshaft 4 as indicated by the crankpin center 5a. Therefore, at the top dead center, the movement of the crankpin center 5a viewed from the second connecting pin 16 and the movement of the crankpin center 5a viewed from the rotation center 4a of the crankshaft 4 are substantially in the same direction when viewed from the crankshaft axial direction. .

一方、第２実施例のピストン−クランク機構３０は、下死点では、図９に示すように、第１仮想円２１に第２仮想円２２が外接し、第２連結ピン１６を中心として第２リンク１２が矢示するように時計方向に回転しようとし、クランクシャフト４の回転中心４ａを中心としてクランクピン中心５ａが矢示するように反時計方向に回転しようとする。そのため、下死点では、クランクシャフト軸方向視で、第２連結ピン１６からみたクランクピン中心５ａの動きと、クランクシャフト４の回転中心４ａからみたクランクピン中心５ａの動きが逆方向となる。 On the other hand, in the piston-crank mechanism 30 of the second embodiment, at the bottom dead center, the second virtual circle 22 circumscribes the first virtual circle 21 as shown in FIG. The two links 12 try to rotate clockwise as indicated by an arrow, and try to rotate counterclockwise around the rotation center 4a of the crankshaft 4 as indicated by the crankpin center 5a. Therefore, at the bottom dead center, the movement of the crankpin center 5a viewed from the second connecting pin 16 and the movement of the crankpin center 5a viewed from the rotation center 4a of the crankshaft 4 are in opposite directions when viewed from the crankshaft axial direction.

つまり、上死点からクランクシャフト４が微小角度回転したときの第２仮想円２２上のクランクピン中心５ａと第１仮想円２１上のクランクピン中心５ａとの距離が、下死点からクランクシャフト４が微小角度回転したときの第２仮想円２２上のクランクピン中心５ａと第１仮想円２１上のクランクピン中心５ａとの距離に比べて小さくなる分、上死点後に第２リンク１２を揺動させようとする力が、下死点後に第２リンク１２を揺動させようとする力に比べて小さくなる。従って、第２実施例のピストン−クランク機構３０においては、上死点でのピストン加速度に比べて、下死点でのピストン加速度が相対的に上昇することになる。 That is, the distance between the crankpin center 5a on the second virtual circle 22 and the crankpin center 5a on the first virtual circle 21 when the crankshaft 4 is rotated by a small angle from the top dead center is the crankshaft from the bottom dead center. Since the distance between the crankpin center 5a on the second imaginary circle 22 and the crankpin center 5a on the first imaginary circle 21 when 4 rotates by a small angle, the second link 12 is moved after the top dead center The force to swing is smaller than the force to swing the second link 12 after bottom dead center. Therefore, in the piston-crank mechanism 30 of the second embodiment, the piston acceleration at the bottom dead center is relatively increased as compared with the piston acceleration at the top dead center.

そして、第２実施例のピストン−クランク機構３０は、ピストン２が下死点から上死点に向かって動くにつれて、上記挟角θ１は大きくなり、上記挟角θ２は小さくなる。 In the piston-crank mechanism 30 of the second embodiment, as the piston 2 moves from the bottom dead center toward the top dead center, the included angle θ1 increases and the included angle θ2 decreases.

そこで、この第２実施例では、ピストン上昇行程において、上記挟角θ１が９０度となる際に、上記挟角θ２が９０度よりも小さくなるようピストン−クランク機構３０を設定することで、上死点のときに上記挟角θ１を相対的に９０度に近い値とする。 Therefore, in the second embodiment, when the included angle θ1 becomes 90 degrees in the piston ascending stroke, the piston-crank mechanism 30 is set so that the included angle θ2 becomes smaller than 90 degrees. At the dead point, the included angle θ1 is set to a value relatively close to 90 degrees.

これによって、第２実施例のピストン−クランク機構３０では、上死点位置と下死点位置の中間位置よりも上死点側で、ピストン速度が最大となるので、圧縮行程における冷却損失を低減することができる。 Thus, in the piston-crank mechanism 30 of the second embodiment, the piston speed becomes maximum at the top dead center side with respect to the intermediate position between the top dead center position and the bottom dead center position, so that the cooling loss in the compression stroke is reduced. can do.

そして、上記挟角θ１は、上死点において９０度に近い値となるため、上死点付近でのクランクアングルの変化に対する第２リンク１２の角度変化が小さくなり、上死点付近でのピストン加速度の変化を小さくできるため、ピストン−クランク機構３０の振動特性を改善することができる。 Since the included angle θ1 is a value close to 90 degrees at the top dead center, the change in the angle of the second link 12 with respect to the change in the crank angle near the top dead center becomes small, and the piston near the top dead center Since the change in acceleration can be reduced, the vibration characteristics of the piston-crank mechanism 30 can be improved.

また、この第２実施例においては、ピストン上昇行程において、上記挟角θ１の最小値と９０度との差分が、上記挟角θ２の最大値と９０度との差分よりも大きくなるように設定している。 In the second embodiment, the difference between the minimum value of the included angle θ1 and 90 degrees is set to be larger than the difference between the maximum value of the included angle θ2 and 90 degrees in the piston ascending stroke. doing.

これによって、第２実施例のピストン−クランク機構３０では、上死点位置と下死点位置の中間位置よりも上死点側で、ピストン速度が最大となるので、圧縮行程における冷却損失を低減することができると共に、上死点におけるピストン加速度と、下死点におけるピストン加速度との差を小さくすることができ、ピストン−クランク機構３０の振動特性を改善することができる。 Thus, in the piston-crank mechanism 30 of the second embodiment, the piston speed becomes maximum at the top dead center side with respect to the intermediate position between the top dead center position and the bottom dead center position, so that the cooling loss in the compression stroke is reduced. In addition, the difference between the piston acceleration at the top dead center and the piston acceleration at the bottom dead center can be reduced, and the vibration characteristics of the piston-crank mechanism 30 can be improved.

そして、この第２実施例においても、上記挟角θ１が９０度になってから上記挟角θ２が９０度になるまでの期間、及び上記θ２が９０度になってから上記θ１が９０度になるまでの期間では、上記挟角θ３が９０度以外の値となるようピストン−クランク機構６を設定することで、クランクピン５と第２リンク１２との連結点の加速度、もしくはロッカアーム１０と第２リンク１２との連結点の加速度の一方が増加傾向にあるときに、上記挟角θ３が９０度以外の値となり、ピストン２の最大速度を小さくすることができる。 Also in the second embodiment, the period from when the included angle θ1 becomes 90 degrees until the included angle θ2 becomes 90 degrees, and the θ1 becomes 90 degrees after the θ2 becomes 90 degrees. In this period, the piston-crank mechanism 6 is set so that the included angle θ3 is a value other than 90 degrees, so that the acceleration at the connection point between the crankpin 5 and the second link 12 or the rocker arm 10 and the first When one of the accelerations at the connection point with the two links 12 tends to increase, the included angle θ3 becomes a value other than 90 degrees, and the maximum speed of the piston 2 can be reduced.

１…内燃機関
２…ピストン
３…シリンダ
４…クランクシャフト
５…クランクピン
６…ピストン−クランク機構
７…揺動支点
１０…ロッカアーム
１１…第１リンク
１２…第２リンク
１３…揺動支軸
１４…第１連結ピン
１５…ピストンピン
１６…第２連結ピン
２１…第１仮想円
２２…第２仮想円 DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Internal combustion engine 2 ... Piston 3 ... Cylinder 4 ... Crankshaft 5 ... Crankpin 6 ... Piston-crank mechanism 7 ... Swing fulcrum 10 ... Rocker arm 11 ... First link 12 ... Second link 13 ... Swing support shaft 14 ... 1st connection pin 15 ... piston pin 16 ... 2nd connection pin 21 ... 1st virtual circle 22 ... 2nd virtual circle

Claims

支点を中心に揺動可能なロッカアームと、該ロッカアームの一端とピストンとを繋ぐ第１リンクと、上記ロッカアームの他端とクランクシャフトのクランクピンとを繋ぐ第２リンクと、を有するピストン−クランク機構を備え、
クランクシャフト軸方向視で、上記第２リンクと上記ロッカアームとの連結部分の中心と、上記クランクピンの中心とを通る直線を第１直線とし、上記第２リンクと上記ロッカアームとの連結部分の中心を通り、上記第１直線に対して直交する直線を第２直線とした際に、上記ピストン−クランク機構が、クランクシャフト軸方向視で、上記ロッカアームと上記第２リンクとの挟角が最小となるリンク姿勢のとき、上記ピストンと上記第１リンクとの連結点と、上記クランクシャフトの中心位置とが、上記第２直線に対して同じ側に位置するよう設定されている内燃機関において、
上記ロッカアームと上記第２リンクとの挟角θ１が９０度のとき、上記クランクシャフトの回転中心と上記クランクピン中心とを通る第３直線と上記第２リンクとの挟角θ２が９０度以外となるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする内燃機関。 A piston-crank mechanism having a rocker arm swingable around a fulcrum, a first link connecting one end of the rocker arm and a piston, and a second link connecting the other end of the rocker arm and a crank pin of a crankshaft. Prepared,
A straight line passing through the center of the connecting portion between the second link and the rocker arm and the center of the crank pin as viewed in the axial direction of the crankshaft is the first straight line, and the center of the connecting portion between the second link and the rocker arm When the straight line orthogonal to the first straight line is defined as the second straight line, the piston-crank mechanism has a minimum angle between the rocker arm and the second link as viewed in the axial direction of the crankshaft. In the internal combustion engine in which the connecting point between the piston and the first link and the center position of the crankshaft are set to be on the same side with respect to the second straight line,
When the included angle θ1 between the rocker arm and the second link is 90 degrees, the included angle θ2 between the third straight line passing through the rotation center of the crankshaft and the center of the crankpin and the second link is other than 90 degrees. An internal combustion engine characterized in that the piston-crank mechanism is set to be

上記挟角θ１が９０度となる際に、上記挟角θ２が９０度よりも大きくなるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。 The internal combustion engine according to claim 1, wherein the piston-crank mechanism is set so that the included angle θ2 is larger than 90 degrees when the included angle θ1 is 90 degrees.

上記挟角θ１の最小値と９０度との差分が、上記挟角θ２の最大値と９０度との差分よりも小さくなるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする請求項２に記載の内燃機関。 The piston-crank mechanism is set so that a difference between the minimum value of the included angle θ1 and 90 degrees is smaller than a difference between the maximum value of the included angle θ2 and 90 degrees. The internal combustion engine described.

支点を中心に揺動可能なロッカアームと、該ロッカアームの一端とピストンとを繋ぐ第１リンクと、上記ロッカアームの他端とクランクシャフトのクランクピンとを繋ぐ第２リンクと、を有するピストン−クランク機構を備え、
クランクシャフト軸方向視で、上記第２リンクと上記ロッカアームとの連結部分の中心と、上記クランクピンの中心とを通る直線を第１直線とし、上記第２リンクと上記ロッカアームとの連結部分の中心を通り、上記第１直線に対して直交する直線を第２直線とした際に、上記ピストン−クランク機構が、クランクシャフト軸方向視で、上記ロッカアームと上記第２リンクとの挟角が最小となるリンク姿勢のとき、上記ピストンと上記第１リンクとの連結点と、上記クランクシャフトの中心位置とが、上記第２直線を挟んで位置するよう設定されている内燃機関において、
上記ロッカアームと上記第２リンクとの挟角θ１が９０度のとき、上記クランクシャフトの回転中心と上記クランクピン中心とを通る第３直線と上記第２リンクとの挟角θ２が９０度以外となるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする内燃機関。 A piston-crank mechanism having a rocker arm swingable around a fulcrum, a first link connecting one end of the rocker arm and a piston, and a second link connecting the other end of the rocker arm and a crank pin of a crankshaft. Prepared,
A straight line passing through the center of the connecting portion between the second link and the rocker arm and the center of the crank pin as viewed in the axial direction of the crankshaft is the first straight line, and the center of the connecting portion between the second link and the rocker arm When the straight line orthogonal to the first straight line is defined as the second straight line, the piston-crank mechanism has a minimum angle between the rocker arm and the second link as viewed in the axial direction of the crankshaft. In the internal combustion engine in which the connection point between the piston and the first link and the center position of the crankshaft are set so as to be located across the second straight line,
When the included angle θ1 between the rocker arm and the second link is 90 degrees, the included angle θ2 between the third straight line passing through the rotation center of the crankshaft and the center of the crankpin and the second link is other than 90 degrees. An internal combustion engine characterized in that the piston-crank mechanism is set to be

上記挟角θ１が９０度となる際に、上記挟角θ２が９０度よりも小さくなるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする請求項４に記載の内燃機関。 The internal combustion engine according to claim 4, wherein the piston-crank mechanism is set so that the included angle θ2 becomes smaller than 90 degrees when the included angle θ1 becomes 90 degrees.

上記挟角θ１の最小値と９０度との差分が、上記挟角θ２の最大値と９０度との差分よりも大きくなるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする請求項５に記載の内燃機関。 The piston-crank mechanism is set so that a difference between the minimum value of the included angle θ1 and 90 degrees is larger than a difference between the maximum value of the included angle θ2 and 90 degrees. The internal combustion engine described.

上記ピストン−クランク機構においてなされる上記挟角θ１及び上記挟角θ２の設定は、ピストン上昇行程における設定であることを特徴とする請求項２、３、５、６のいずれかに記載の内燃機関。 The internal combustion engine according to any one of claims 2, 3, 5, and 6, wherein the setting of the included angle θ1 and the included angle θ2 in the piston-crank mechanism is a setting in a piston upward stroke. .

上記挟角θ１が９０度になってから上記挟角θ２が９０度になるまでの期間、及び上記挟角θ２が９０度になってから上記挟角θ１が９０度になるまでの期間では、上記ロッカアームと上記第１リンクとの挟角θ３が９０度以外の値となるよう上記ピストン−クランク機構を設定することを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関。 In a period until the included angle θ2 becomes 90 degrees after the included angle θ1 becomes 90 degrees, and a period until the included angle θ1 becomes 90 degrees after the included angle θ2 becomes 90 degrees, The internal combustion engine according to any one of claims 1 to 7, wherein the piston-crank mechanism is set so that an included angle θ3 between the rocker arm and the first link is a value other than 90 degrees.