JP4300749B2 - レシプロ式内燃機関のリンク機構 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、レシプロ式内燃機関のリンク機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関のピストンの往復運動を、複数のリンク部材を介してクランクシャフトに伝達することによって、クランクシャフトを回転運動させる構成が従来から知られている。
【０００３】
例えば、特開平９−２２８８５８号公報には、図８及び図９に示すように、クランクシャフト４０のクランクピン４１に回転可能に支持されたロアリンク４２の一端がアッパーピン４３を介してアッパーリンク４４の下端に連結され、ロアリンク４２の他端がコントロールピン４５を介してコントロールリンク４６の下端に連結されている。
【０００４】
アッパーリンク４４は、その上端がピストンピン４７を介してピストン４８に連結されている。コントロールリンク４６は、その上端が内燃機関本体に支持されたコントロールシャフト４９に連結されている。つまり、ロアリンク４２の揺動は、コントロールピン４５を介してコントロールリンク４６により拘束されている。
【０００５】
コントロールシャフト４９は、クランク主軸５０の中心Ｃ′を通りピストン往復運動方向に平行な直線Ｅ′の図８（あるいは図９）における右側に位置している。また、ピストン４８の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆ′の移動軌跡Ｇ′と、ピストン４８の往復運動に伴うアッパーピン中心Ｈ′の移動軌跡Ｉ′とは、直線Ｅ′の図８（あるいは図９）における左側に位置している。
【０００６】
そして、コントロールリンク４６の揺動中心Ａ′が、クランク主軸中心Ｃ′よりもピストン４８の往復運動方向における上方向側に位置し、ピストン４８の往復運動に伴うコントロールピン中心Ｊ′の移動軌跡Ｋ′はピストン４８の往復運動方向における下方向側（図９における下方）に凸となる円弧となっている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来のレシプロ式内燃機関のリンク機構においては、図１０に示すように、ピストン往復運動方向のピストン慣性力の原因となるピストン加速度の極大値が、アッパーリンク４４のピストン往復運動方向に対する傾斜角φが大きいピストン下死点後の上昇行程（図１１を参照）において発生してしまうため、高速運転時におけるピストン往復運動方向のピストン慣性力が増大する場合に、ピストンスラスト荷重（ピストン往復運動方向と垂直に作用）も増大してしまい、ピストン摺動抵抗増大によるフリクション増大や、ピストンスカートの耐久性低下を引き起こす虞がある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
そこで、請求項１に記載の発明は、ピストンのピストンピンに一端が連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されたロアリンクと、前記クランクシャフトに対して略平行に延びるコントロールシャフトと、一端が前記コントロールシャフトに揺動可能に連結されると共に、他端が前記ロアリンクに連結され、前記コントロールシャフトに対する揺動中心が前記コントロールシャフトの回転中心に対して偏心したコントロールリンクと、を有し、前記アッパーリンクと前記ロアリンクとは、アッパーピンを介して連結され、前記ロアリンクと前記コントロールリンクとは、コントロールピンを介して連結されたレシプロ式内燃機関のリンク機構において、上死点付近において、前記アッパーピンの中心が前記ピストンピン往復軸線に近づく過程で、前記アッパーリンクのピストン往復運動方向に対する傾斜角が小さくなって前記ピストンピンをピストン往復運動方向における上方向側へ移動させようとする挙動を、前記コントロールピンの中心がピストン往復運動方向における上方向側に移動し、該コントロールピン中心のピストン往復運動方向における上方向側への移動に伴って前記ロアリンクが傾き、前記アッパーピンの中心及び前記ピストンピンの中心をピストン往復運動方向における下方向側に必ず移動させることによって打ち消すことを特徴としている。これによって、ピストン往復運動方向のピストン慣性力の原因となるピストン加速度の極大値は、アッパーリンクのピストン往復運動方向に対する傾斜角φが小さいピストン下死点前のピストン下降行程おいて発生する。
【０００９】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記コントロールシャフトに対する前記コントロールリンクの揺動中心が前記クランクシャフトのクランク主軸中心よりもピストン往復運動方向における下方向側に位置し、前記ピストンの往復運動に伴うコントロールピン中心の移動軌跡は、ピストン往復運動方向における上方向側に凸となる円弧であることを特徴としている。
【００１０】
請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明において、ピストン上死点時において、前記アッパーピンの中心が、前記ピストンピンの中心と前記クランクピンの中心とを結ぶ直線よりもクランク回転遅れ側に位置することを特徴としている。
【００１１】
請求項４に記載の発明は、請求項１〜３のいずれかに記載の発明において、前記ピストンのクランク回転に関するストローク特性を略単振動としたことを特徴としている。
【００１２】
請求項５に記載の発明は、請求項１〜４のいずれかに記載の発明において、前記アッパーピンの中心は、前記クランクピンの中心と前記コントロールピンの中心とを結ぶ直線より、ピストンピン側に位置することを特徴としている。これによって、クランクピンとアッパーリンクの最接近距離が大きくなり、クランクピンの直径及びアッパーリンクの断面積をそれぞれ十分大きく設定することができる。
【００１３】
請求項６に記載の発明は、請求項１〜５のいずれかに記載の発明において、クランク主軸中心からのクランクカウンタウエイト外周半径は、クランク回転遅れ側ほど大きくなるよう形成されていることを特徴としている。これによって、最もクランクカウンタウエイトの接近すると考えられるクランク回転進み側のピストンスカート部とクランクカウンタウエイトの干渉を避けつつ、クランクシャフトの回転慣性モーメントを大きく設定することができる。
【００１４】
請求項７に記載の発明は、請求項１〜６のいずれかに記載の発明において、前記コントロールシャフトを内燃機関本体に対して回転させることにより、ピストン上死点位置を変更させ、機関圧縮比を変更させることを特徴としている。
【００１５】
請求項８に記載の発明は、請求項１〜７のいずれかに記載の発明において、過給器を有することを特徴としている。
【００１６】
【発明の効果】
本発明によれば、高速運転時のピストン往復軸線方向のピストン慣性力が増大する場合においても、ピストンスラスト荷重（ピストン往復軸線方向と垂直方向に作用する）を増大させることがなく、ピストン摺動抵抗増大によるフリクション増大及びピストンスカート部の耐久性低下を防止することができる。
【００１７】
そして、請求項４の発明によれば、クランク回転２次の振動を大幅に低減することができる。
【００１８】
請求項５の発明によれば、クランクピンの直径、及びアッパーリンクの断面積を、それぞれ十分大きく設定することができるので、クランクシャフト及びアッパーリンクの強度及び剛性を向上させることができる。
【００１９】
請求項６の発明によれば、潤滑油が飛散しているクランクケース内での潤滑油飛沫とクランクカウンタウエイトとの衝突抵抗を軽減することができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
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。
【００２１】
図１及び図２は、本発明の第１実施例におけるリンク機構を示している。
【００２２】
リンク機構１は、ピストン２のピストンピン３に一端が連結されるアッパーリンク４と、このアッパーリンク４とクランクシャフト５のクランクピン６とに連結されたロアリンク７と、クランクシャフト５に対して略平行に延びるコントロールシャフト８と、一端がコントロールシャフト８に揺動可能に連結されると共に、他端がロアリンク７に連結され、コントロールシャフト８に対する揺動中心Ａがコントロールシャフト８の回転中心Ｂに対して偏心したコントロールリンク９と、を有している。
【００２３】
アッパーリンク４とロアリンク７とは、アッパーピン１０を介して相対回転可能に連結され、ロアリンク７とコントロールリンク９とは、コントロールピン１１を介して相対回転可能に連結されている。
【００２４】
クランクシャフト５は、クランク主軸１２と、クランク主軸１２の中心Ｃに対してその中心Ｄが偏心したクランクピン６と、クランクカウンタウエイト１３と、から構成されている。
【００２５】
コントロールシャフト８は、図示せぬ駆動装置によって回転駆動可能なコントロール主軸１４と、このコントロール主軸１４に対してその中心（揺動中心Ａ）が偏心した偏心軸１５と、を有し、偏心軸１５に対してコントロールリンク９の一端（下端）が、相対回転可能に連結されている。
【００２６】
そして、このリンク機構１においては、クランク主軸１２の中心Ｃを通りピストン２の往復方向に平行な直線Ｅを挟んで、一方の側（図１または図２における左側）にコントロールシャフト８が位置し、他方の側（図１または図２における右側）にピストン２の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆの移動軌跡であるピストンピン往復軸線Ｇ（図２を参照）と、ピストン２の往復運動に伴うアッパーピン中心Ｈの移動軌跡Ｉ（図２を参照）とが位置するよう構成されている。
【００２７】
換言すれば、クランク主軸１２の中心Ｃを通りピストン２の往復方向に平行な直線Ｅに対して、クランクピン中心Ｄが下降する側（図１または図２における左側）にコントロールシャフト８が位置し、クランクピン中心Ｄが上昇する側（図１または図２における右側）にピストン２の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆの移動軌跡であるピストンピン往復軸線Ｇ（図２を参照）と、ピストン２の往復運動に伴うアッパーピン中心Ｈの移動軌跡Ｉ（図２を参照）とが位置するよう構成されている。
【００２８】
また、コントロールシャフト８に対するコントロールリンク９の揺動中心Ａがクランク主軸中心Ｃよりもピストン２の往復運動方向における下方向側に位置し、ピストン２の往復運動に伴うコントロールピン中心Ｊの移動軌跡Ｋ（図２を参照）は、ピストン２の往復運動方向における上方向側に凸の円弧となるよう構成されている。
【００２９】
さらに、コントロールシャフト８のコントロール主軸１４を駆動装置（図示せず）により回転させることによって、機関圧縮比、すなわちピストン上死点時のピストン位置を変更可能になっている。
【００３０】
そして、ピストン上死点時において、アッパーピン中心Ｈが、ピストンピン中心Ｆとクランクピン中心Ｄとを結ぶ直線（図示せず）よりもクランク回転遅れ側に位置するよう構成されている。換言すれば、ピストン上死点時において、アッパーピン中心Ｈがピストンピン中心Ｆとクランクピン中心Ｄとを結ぶ直線に対して、図１における右側に位置するよう構成されている。
【００３１】
尚、図１中の１６は、ピストン２のピストンスカートである。また、この第１実施例のリンク機構１においては、アッパーピン中心Ｈが、クランクピン中心Ｄとコントロールピン中心Ｊとを結ぶ直線上に位置するように構成されている。
【００３２】
このように構成されたリンク機構においては、図３に示すように、ピストン往復運動方向のピストン慣性力の原因となるピストン加速度の極大値を、アッパーリンク４のピストン往復運動方向に対する傾斜角φが小さいピストン下死点前の下降行程において発生させることができるようになるため（このタイミングでのリンク図は図４を参照）、ピストンピン往復軸線Ｇ方向のピストン慣性力が増大する高速運転時においても、ピストンスラスト荷重（ピストンピン往復軸線Ｇに対して垂直方向に作用）が増大することはなく、ピストン摺動抵抗増大によるフリクション増大、及びピストンスカート１６の耐久性低下を防止することができる。
【００３３】
また、アッパーリンク４のピストンピン往復軸線Ｇ方向に十分に一致しない（換言すればピストンスラスト荷重が発生しやすい）ピストン上死点前後のピストン下向き加速度の絶対値を小さくすることができるため、（図３と図１０を比較参照）、このタイミングでもピストンスカート１６の耐久性低下を防止することができる。
【００３４】
この理由は、アッパーピン中心Ｈの運動により、ピストンピン３の運動が定まることは言うまでもないが、ピストンピン３の運動が、アッパーピン中心Ｈの２つの運動要素の合成であると理解することで説明できる。
【００３５】
その一つは、アッパーピン中心Ｈのピストン往復運動方向の運動成分であり、ピストン往復運動方向における上方向側にアッパーピン中心Ｈが移動するとピストンピン中心Ｆも上方向側に移動し、ピストン往復運動方向における下方向側にアッパーピン中心Ｈが移動するとピストンピン中心Ｆも下方向側に移動するというものである。
【００３６】
もう一つは、アッパーピン中心Ｈのピストン往復運動方向に垂直方向の運動成分であり、ピストン２の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆの移動軌跡であるピストンピン往復軸線Ｇに対してアッパーピン中心Ｈが接近するとピストンピン中心Ｆはピストン往復運動方向における上方向側に移動し、アッパーピン中心Ｈがピストンピン往復軸線Ｇから遠ざかるとピストンピン中心Ｆはピストン往復運動方向における下方向側に移動する。
【００３７】
従来例では、アッパーピン中心Ｈ′がピストンピン往復軸線Ｇ′に近づくタイミングで（前述の図９を参照）、すなわちピストンピン４７をピストン往復運動方向における上方向側へ移動させるタイミングで、コントロールピン中心Ｊ′の移動軌跡Ｋ′がピストン往復運動方向における下方向側に凸であるからコントロールピン中心Ｊ′が下方向側へ移動し、クランクピン４１を中心に、ロアリンク４２を図８及び図９における反時計回りに回転させて、アッパーピン中心Ｈ′及びピストンピン４７を上方向側に移動させるため、ピストンピン４７を上方向側へ移動させようとする効果が加算され、結果的に、図１０に示すように、上死点付近で大きなピストン加速度が発生してしまい、高速運転時に大きなピストン慣性力が発生し、クランクピン４１に過大な軸受荷重が発生し、クランクピン４１の軸受け（図示せず）の耐久性を低下させていた。
【００３８】
これに対して、本実施例では、アッパーピン中心Ｈがピストンピン往復軸線Ｇに近づくタイミング（図２を参照）、すなわちピストンピン３をピストン往復運動方向における上方向側へ移動させるタイミングで、コントロールピン中心Ｊの移動軌跡Ｋが上方向側に凸であるからコントロールピン中心Ｊが上方向側へ移動し、クランクピン３を中心に、ロアリンク７を図１及び図２における時計回りに回転させて、アッパーピン中心Ｈ及びピストンピン中心Ｆをピストン往復運動方向における下方向側に移動させるため、アッパーピン中心Ｈがピストンピン往復軸線Ｇに近づくことによりピストンピン３を上方向側へ移動させようとする挙動を、ロアリンク７の時計回りの回転が打ち消す方向に作用し、結果的に、図３に示すように、上死点付近でのピストン加速度を抑制することができるようになり、高速運転時のピストン慣性力を抑制でき、これにより、クランクピン６の軸受荷重抑制、クランクピン６の軸受け（図示せず）の耐久性維持が可能になる。
【００３９】
さらに、この打ち消し効果が得られる本実施例の構成においては、直列４気筒レシプロ式内燃機関において問題となる機関本体に発生するクランク回転２次の振動を大幅に低減することができる。換言すれば、ピストン２のクランク回転に関するストローク特性を略単振動とすることにより、機関本体に発生するクランク回転２次の振動を大幅に低減することができる。
【００４０】
次に、本発明の第２実施例を図５及び図６を用いて説明する。
【００４１】
この第２実施例は、上述した第１実施例と略同一構成となっているが、第１実施例と異なり、アッパーピン中心Ｈが、クランクピン中心Ｄとコントロールピン中心Ｊとを結ぶ直線よりもピストン２が存在する領域、すなわちピストンピン側に位置しているため、図６に示すように、クランクピン中心Ｄとアッパーリンク４との最接近距離が大きくなる。
【００４２】
そのため、クランクピン６の直径及びアッパーリンク４の断面積を、それぞれ十分大きく設定することができるようになり、クランクシャフト５及びアッパーリンク４の強度及び剛性を向上させることができる。
【００４３】
図７は、本発明の第３実施例を示している。この第３実施例は上述した第１実施例と略同一構成となっているが、アッパーピン中心Ｈが、クランクピン中心Ｄとコントロールピン中心Ｊとを結ぶ直線よりもピストン２が存在する領域に位置し、さらに、クランク主軸中心Ｃからのクランクシャフト５のクランクカウンタウエイト１３の外周半径ｒが、クランク回転遅れ側と程大きくなるよう形成されている。換言すれば、クランクカウンタウエイト１３の外周半径ｒは、図７中に矢示したクランク主軸１２の回転方向の正転側程小さくなるよう形成されている。
【００４４】
これにより、最もクランクカウンタウエイト１３に接近すると考えられるクランク回転進み側のピストンスカート１６と、クランクカウンタウエイト１３の干渉を避けつつ、クランクシャフト５の回転慣性モーメントを大きく設定することができる。つまり、クランクシャフト５のバランスが取りやすくなると共に、潤滑油が飛散しているクランクケース内での潤滑油飛沫とクランクカウンタウエイト１３との衝突抵抗を軽減することができる。
【００４５】
尚、上述した各実施例は、過給器を備えた内燃機関に適用することも可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るリンク機構の説明図にして、本発明の第１実施例の説明図。
【図２】図１に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン上死点付近での状態を示す説明図。
【図３】本発明の第１実施例におけるクランク角に対するピストン加速度及びピストンスラスト荷重率の変化を示す説明図。
【図４】図１に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【図５】本発明の第２実施例におけるリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン上死点付近での状態を示す説明図。
【図６】本発明の第２実施例におけるリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【図７】本発明の第３実施例におけるリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【図８】従来のリンク機構の説明図
【図９】図８に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン上死点付近での説明図。
【図１０】従来のリンク機構におけるクランク角に対するピストン加速度及びピストンスラスト荷重率の変化を示す説明図。
【図１１】図８に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【符号の説明】
１…リンク機構
２…ピストン
３…ピストンピン
４…アッパーリンク
５…クランクシャフト
６…クランクピン
７…ロアリンク
８…コントロールシャフト
９…コントロールリンク
１０…アッパーピン
１１…コントロールピン
１２…クランク主軸
１３…クランクカウンタウエイト
１４…コントロール主軸
１５…偏心軸
【発明の属する技術分野】
本発明は、レシプロ式内燃機関のリンク機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関のピストンの往復運動を、複数のリンク部材を介してクランクシャフトに伝達することによって、クランクシャフトを回転運動させる構成が従来から知られている。
【０００３】
例えば、特開平９−２２８８５８号公報には、図８及び図９に示すように、クランクシャフト４０のクランクピン４１に回転可能に支持されたロアリンク４２の一端がアッパーピン４３を介してアッパーリンク４４の下端に連結され、ロアリンク４２の他端がコントロールピン４５を介してコントロールリンク４６の下端に連結されている。
【０００４】
アッパーリンク４４は、その上端がピストンピン４７を介してピストン４８に連結されている。コントロールリンク４６は、その上端が内燃機関本体に支持されたコントロールシャフト４９に連結されている。つまり、ロアリンク４２の揺動は、コントロールピン４５を介してコントロールリンク４６により拘束されている。
【０００５】
コントロールシャフト４９は、クランク主軸５０の中心Ｃ′を通りピストン往復運動方向に平行な直線Ｅ′の図８（あるいは図９）における右側に位置している。また、ピストン４８の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆ′の移動軌跡Ｇ′と、ピストン４８の往復運動に伴うアッパーピン中心Ｈ′の移動軌跡Ｉ′とは、直線Ｅ′の図８（あるいは図９）における左側に位置している。
【０００６】
そして、コントロールリンク４６の揺動中心Ａ′が、クランク主軸中心Ｃ′よりもピストン４８の往復運動方向における上方向側に位置し、ピストン４８の往復運動に伴うコントロールピン中心Ｊ′の移動軌跡Ｋ′はピストン４８の往復運動方向における下方向側（図９における下方）に凸となる円弧となっている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような従来のレシプロ式内燃機関のリンク機構においては、図１０に示すように、ピストン往復運動方向のピストン慣性力の原因となるピストン加速度の極大値が、アッパーリンク４４のピストン往復運動方向に対する傾斜角φが大きいピストン下死点後の上昇行程（図１１を参照）において発生してしまうため、高速運転時におけるピストン往復運動方向のピストン慣性力が増大する場合に、ピストンスラスト荷重（ピストン往復運動方向と垂直に作用）も増大してしまい、ピストン摺動抵抗増大によるフリクション増大や、ピストンスカートの耐久性低下を引き起こす虞がある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
そこで、請求項１に記載の発明は、ピストンのピストンピンに一端が連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されたロアリンクと、前記クランクシャフトに対して略平行に延びるコントロールシャフトと、一端が前記コントロールシャフトに揺動可能に連結されると共に、他端が前記ロアリンクに連結され、前記コントロールシャフトに対する揺動中心が前記コントロールシャフトの回転中心に対して偏心したコントロールリンクと、を有し、前記アッパーリンクと前記ロアリンクとは、アッパーピンを介して連結され、前記ロアリンクと前記コントロールリンクとは、コントロールピンを介して連結されたレシプロ式内燃機関のリンク機構において、上死点付近において、前記アッパーピンの中心が前記ピストンピン往復軸線に近づく過程で、前記アッパーリンクのピストン往復運動方向に対する傾斜角が小さくなって前記ピストンピンをピストン往復運動方向における上方向側へ移動させようとする挙動を、前記コントロールピンの中心がピストン往復運動方向における上方向側に移動し、該コントロールピン中心のピストン往復運動方向における上方向側への移動に伴って前記ロアリンクが傾き、前記アッパーピンの中心及び前記ピストンピンの中心をピストン往復運動方向における下方向側に必ず移動させることによって打ち消すことを特徴としている。これによって、ピストン往復運動方向のピストン慣性力の原因となるピストン加速度の極大値は、アッパーリンクのピストン往復運動方向に対する傾斜角φが小さいピストン下死点前のピストン下降行程おいて発生する。
【０００９】
請求項２に記載の発明は、請求項１に記載の発明において、前記コントロールシャフトに対する前記コントロールリンクの揺動中心が前記クランクシャフトのクランク主軸中心よりもピストン往復運動方向における下方向側に位置し、前記ピストンの往復運動に伴うコントロールピン中心の移動軌跡は、ピストン往復運動方向における上方向側に凸となる円弧であることを特徴としている。
【００１０】
請求項３に記載の発明は、請求項１または２に記載の発明において、ピストン上死点時において、前記アッパーピンの中心が、前記ピストンピンの中心と前記クランクピンの中心とを結ぶ直線よりもクランク回転遅れ側に位置することを特徴としている。
【００１１】
請求項４に記載の発明は、請求項１〜３のいずれかに記載の発明において、前記ピストンのクランク回転に関するストローク特性を略単振動としたことを特徴としている。
【００１２】
請求項５に記載の発明は、請求項１〜４のいずれかに記載の発明において、前記アッパーピンの中心は、前記クランクピンの中心と前記コントロールピンの中心とを結ぶ直線より、ピストンピン側に位置することを特徴としている。これによって、クランクピンとアッパーリンクの最接近距離が大きくなり、クランクピンの直径及びアッパーリンクの断面積をそれぞれ十分大きく設定することができる。
【００１３】
請求項６に記載の発明は、請求項１〜５のいずれかに記載の発明において、クランク主軸中心からのクランクカウンタウエイト外周半径は、クランク回転遅れ側ほど大きくなるよう形成されていることを特徴としている。これによって、最もクランクカウンタウエイトの接近すると考えられるクランク回転進み側のピストンスカート部とクランクカウンタウエイトの干渉を避けつつ、クランクシャフトの回転慣性モーメントを大きく設定することができる。
【００１４】
請求項７に記載の発明は、請求項１〜６のいずれかに記載の発明において、前記コントロールシャフトを内燃機関本体に対して回転させることにより、ピストン上死点位置を変更させ、機関圧縮比を変更させることを特徴としている。
【００１５】
請求項８に記載の発明は、請求項１〜７のいずれかに記載の発明において、過給器を有することを特徴としている。
【００１６】
【発明の効果】
本発明によれば、高速運転時のピストン往復軸線方向のピストン慣性力が増大する場合においても、ピストンスラスト荷重（ピストン往復軸線方向と垂直方向に作用する）を増大させることがなく、ピストン摺動抵抗増大によるフリクション増大及びピストンスカート部の耐久性低下を防止することができる。
【００１７】
そして、請求項４の発明によれば、クランク回転２次の振動を大幅に低減することができる。
【００１８】
請求項５の発明によれば、クランクピンの直径、及びアッパーリンクの断面積を、それぞれ十分大きく設定することができるので、クランクシャフト及びアッパーリンクの強度及び剛性を向上させることができる。
【００１９】
請求項６の発明によれば、潤滑油が飛散しているクランクケース内での潤滑油飛沫とクランクカウンタウエイトとの衝突抵抗を軽減することができる。
【００２０】
【発明の実施の形態】
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。
【００２１】
図１及び図２は、本発明の第１実施例におけるリンク機構を示している。
【００２２】
リンク機構１は、ピストン２のピストンピン３に一端が連結されるアッパーリンク４と、このアッパーリンク４とクランクシャフト５のクランクピン６とに連結されたロアリンク７と、クランクシャフト５に対して略平行に延びるコントロールシャフト８と、一端がコントロールシャフト８に揺動可能に連結されると共に、他端がロアリンク７に連結され、コントロールシャフト８に対する揺動中心Ａがコントロールシャフト８の回転中心Ｂに対して偏心したコントロールリンク９と、を有している。
【００２３】
アッパーリンク４とロアリンク７とは、アッパーピン１０を介して相対回転可能に連結され、ロアリンク７とコントロールリンク９とは、コントロールピン１１を介して相対回転可能に連結されている。
【００２４】
クランクシャフト５は、クランク主軸１２と、クランク主軸１２の中心Ｃに対してその中心Ｄが偏心したクランクピン６と、クランクカウンタウエイト１３と、から構成されている。
【００２５】
コントロールシャフト８は、図示せぬ駆動装置によって回転駆動可能なコントロール主軸１４と、このコントロール主軸１４に対してその中心（揺動中心Ａ）が偏心した偏心軸１５と、を有し、偏心軸１５に対してコントロールリンク９の一端（下端）が、相対回転可能に連結されている。
【００２６】
そして、このリンク機構１においては、クランク主軸１２の中心Ｃを通りピストン２の往復方向に平行な直線Ｅを挟んで、一方の側（図１または図２における左側）にコントロールシャフト８が位置し、他方の側（図１または図２における右側）にピストン２の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆの移動軌跡であるピストンピン往復軸線Ｇ（図２を参照）と、ピストン２の往復運動に伴うアッパーピン中心Ｈの移動軌跡Ｉ（図２を参照）とが位置するよう構成されている。
【００２７】
換言すれば、クランク主軸１２の中心Ｃを通りピストン２の往復方向に平行な直線Ｅに対して、クランクピン中心Ｄが下降する側（図１または図２における左側）にコントロールシャフト８が位置し、クランクピン中心Ｄが上昇する側（図１または図２における右側）にピストン２の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆの移動軌跡であるピストンピン往復軸線Ｇ（図２を参照）と、ピストン２の往復運動に伴うアッパーピン中心Ｈの移動軌跡Ｉ（図２を参照）とが位置するよう構成されている。
【００２８】
また、コントロールシャフト８に対するコントロールリンク９の揺動中心Ａがクランク主軸中心Ｃよりもピストン２の往復運動方向における下方向側に位置し、ピストン２の往復運動に伴うコントロールピン中心Ｊの移動軌跡Ｋ（図２を参照）は、ピストン２の往復運動方向における上方向側に凸の円弧となるよう構成されている。
【００２９】
さらに、コントロールシャフト８のコントロール主軸１４を駆動装置（図示せず）により回転させることによって、機関圧縮比、すなわちピストン上死点時のピストン位置を変更可能になっている。
【００３０】
そして、ピストン上死点時において、アッパーピン中心Ｈが、ピストンピン中心Ｆとクランクピン中心Ｄとを結ぶ直線（図示せず）よりもクランク回転遅れ側に位置するよう構成されている。換言すれば、ピストン上死点時において、アッパーピン中心Ｈがピストンピン中心Ｆとクランクピン中心Ｄとを結ぶ直線に対して、図１における右側に位置するよう構成されている。
【００３１】
尚、図１中の１６は、ピストン２のピストンスカートである。また、この第１実施例のリンク機構１においては、アッパーピン中心Ｈが、クランクピン中心Ｄとコントロールピン中心Ｊとを結ぶ直線上に位置するように構成されている。
【００３２】
このように構成されたリンク機構においては、図３に示すように、ピストン往復運動方向のピストン慣性力の原因となるピストン加速度の極大値を、アッパーリンク４のピストン往復運動方向に対する傾斜角φが小さいピストン下死点前の下降行程において発生させることができるようになるため（このタイミングでのリンク図は図４を参照）、ピストンピン往復軸線Ｇ方向のピストン慣性力が増大する高速運転時においても、ピストンスラスト荷重（ピストンピン往復軸線Ｇに対して垂直方向に作用）が増大することはなく、ピストン摺動抵抗増大によるフリクション増大、及びピストンスカート１６の耐久性低下を防止することができる。
【００３３】
また、アッパーリンク４のピストンピン往復軸線Ｇ方向に十分に一致しない（換言すればピストンスラスト荷重が発生しやすい）ピストン上死点前後のピストン下向き加速度の絶対値を小さくすることができるため、（図３と図１０を比較参照）、このタイミングでもピストンスカート１６の耐久性低下を防止することができる。
【００３４】
この理由は、アッパーピン中心Ｈの運動により、ピストンピン３の運動が定まることは言うまでもないが、ピストンピン３の運動が、アッパーピン中心Ｈの２つの運動要素の合成であると理解することで説明できる。
【００３５】
その一つは、アッパーピン中心Ｈのピストン往復運動方向の運動成分であり、ピストン往復運動方向における上方向側にアッパーピン中心Ｈが移動するとピストンピン中心Ｆも上方向側に移動し、ピストン往復運動方向における下方向側にアッパーピン中心Ｈが移動するとピストンピン中心Ｆも下方向側に移動するというものである。
【００３６】
もう一つは、アッパーピン中心Ｈのピストン往復運動方向に垂直方向の運動成分であり、ピストン２の往復運動に伴うピストンピン中心Ｆの移動軌跡であるピストンピン往復軸線Ｇに対してアッパーピン中心Ｈが接近するとピストンピン中心Ｆはピストン往復運動方向における上方向側に移動し、アッパーピン中心Ｈがピストンピン往復軸線Ｇから遠ざかるとピストンピン中心Ｆはピストン往復運動方向における下方向側に移動する。
【００３７】
従来例では、アッパーピン中心Ｈ′がピストンピン往復軸線Ｇ′に近づくタイミングで（前述の図９を参照）、すなわちピストンピン４７をピストン往復運動方向における上方向側へ移動させるタイミングで、コントロールピン中心Ｊ′の移動軌跡Ｋ′がピストン往復運動方向における下方向側に凸であるからコントロールピン中心Ｊ′が下方向側へ移動し、クランクピン４１を中心に、ロアリンク４２を図８及び図９における反時計回りに回転させて、アッパーピン中心Ｈ′及びピストンピン４７を上方向側に移動させるため、ピストンピン４７を上方向側へ移動させようとする効果が加算され、結果的に、図１０に示すように、上死点付近で大きなピストン加速度が発生してしまい、高速運転時に大きなピストン慣性力が発生し、クランクピン４１に過大な軸受荷重が発生し、クランクピン４１の軸受け（図示せず）の耐久性を低下させていた。
【００３８】
これに対して、本実施例では、アッパーピン中心Ｈがピストンピン往復軸線Ｇに近づくタイミング（図２を参照）、すなわちピストンピン３をピストン往復運動方向における上方向側へ移動させるタイミングで、コントロールピン中心Ｊの移動軌跡Ｋが上方向側に凸であるからコントロールピン中心Ｊが上方向側へ移動し、クランクピン３を中心に、ロアリンク７を図１及び図２における時計回りに回転させて、アッパーピン中心Ｈ及びピストンピン中心Ｆをピストン往復運動方向における下方向側に移動させるため、アッパーピン中心Ｈがピストンピン往復軸線Ｇに近づくことによりピストンピン３を上方向側へ移動させようとする挙動を、ロアリンク７の時計回りの回転が打ち消す方向に作用し、結果的に、図３に示すように、上死点付近でのピストン加速度を抑制することができるようになり、高速運転時のピストン慣性力を抑制でき、これにより、クランクピン６の軸受荷重抑制、クランクピン６の軸受け（図示せず）の耐久性維持が可能になる。
【００３９】
さらに、この打ち消し効果が得られる本実施例の構成においては、直列４気筒レシプロ式内燃機関において問題となる機関本体に発生するクランク回転２次の振動を大幅に低減することができる。換言すれば、ピストン２のクランク回転に関するストローク特性を略単振動とすることにより、機関本体に発生するクランク回転２次の振動を大幅に低減することができる。
【００４０】
次に、本発明の第２実施例を図５及び図６を用いて説明する。
【００４１】
この第２実施例は、上述した第１実施例と略同一構成となっているが、第１実施例と異なり、アッパーピン中心Ｈが、クランクピン中心Ｄとコントロールピン中心Ｊとを結ぶ直線よりもピストン２が存在する領域、すなわちピストンピン側に位置しているため、図６に示すように、クランクピン中心Ｄとアッパーリンク４との最接近距離が大きくなる。
【００４２】
そのため、クランクピン６の直径及びアッパーリンク４の断面積を、それぞれ十分大きく設定することができるようになり、クランクシャフト５及びアッパーリンク４の強度及び剛性を向上させることができる。
【００４３】
図７は、本発明の第３実施例を示している。この第３実施例は上述した第１実施例と略同一構成となっているが、アッパーピン中心Ｈが、クランクピン中心Ｄとコントロールピン中心Ｊとを結ぶ直線よりもピストン２が存在する領域に位置し、さらに、クランク主軸中心Ｃからのクランクシャフト５のクランクカウンタウエイト１３の外周半径ｒが、クランク回転遅れ側と程大きくなるよう形成されている。換言すれば、クランクカウンタウエイト１３の外周半径ｒは、図７中に矢示したクランク主軸１２の回転方向の正転側程小さくなるよう形成されている。
【００４４】
これにより、最もクランクカウンタウエイト１３に接近すると考えられるクランク回転進み側のピストンスカート１６と、クランクカウンタウエイト１３の干渉を避けつつ、クランクシャフト５の回転慣性モーメントを大きく設定することができる。つまり、クランクシャフト５のバランスが取りやすくなると共に、潤滑油が飛散しているクランクケース内での潤滑油飛沫とクランクカウンタウエイト１３との衝突抵抗を軽減することができる。
【００４５】
尚、上述した各実施例は、過給器を備えた内燃機関に適用することも可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係るリンク機構の説明図にして、本発明の第１実施例の説明図。
【図２】図１に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン上死点付近での状態を示す説明図。
【図３】本発明の第１実施例におけるクランク角に対するピストン加速度及びピストンスラスト荷重率の変化を示す説明図。
【図４】図１に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【図５】本発明の第２実施例におけるリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン上死点付近での状態を示す説明図。
【図６】本発明の第２実施例におけるリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【図７】本発明の第３実施例におけるリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【図８】従来のリンク機構の説明図
【図９】図８に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン上死点付近での説明図。
【図１０】従来のリンク機構におけるクランク角に対するピストン加速度及びピストンスラスト荷重率の変化を示す説明図。
【図１１】図８に示すリンク機構を模式的に表した説明図であって、ピストン下死点付近での状態を示す説明図。
【符号の説明】
１…リンク機構
２…ピストン
３…ピストンピン
４…アッパーリンク
５…クランクシャフト
６…クランクピン
７…ロアリンク
８…コントロールシャフト
９…コントロールリンク
１０…アッパーピン
１１…コントロールピン
１２…クランク主軸
１３…クランクカウンタウエイト
１４…コントロール主軸
１５…偏心軸
Claims (8)
- ピストンのピストンピンに一端が連結されるアッパーリンクと、
このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されたロアリンクと、
前記クランクシャフトに対して略平行に延びるコントロールシャフトと、
一端が前記コントロールシャフトに揺動可能に連結されると共に、他端が前記ロアリンクに連結され、前記コントロールシャフトに対する揺動中心が前記コントロールシャフトの回転中心に対して偏心したコントロールリンクと、を有し、
前記アッパーリンクと前記ロアリンクとは、アッパーピンを介して連結され、
前記ロアリンクと前記コントロールリンクとは、コントロールピンを介して連結されたレシプロ式内燃機関のリンク機構において、
上死点付近において、前記アッパーピンの中心が前記ピストンピン往復軸線に近づく過程で、前記アッパーリンクのピストン往復運動方向に対する傾斜角が小さくなって前記ピストンピンをピストン往復運動方向における上方向側へ移動させようとする挙動を、前記コントロールピンの中心がピストン往復運動方向における上方向側に移動し、該コントロールピン中心のピストン往復運動方向における上方向側への移動に伴って前記ロアリンクが傾き、前記アッパーピンの中心及び前記ピストンピンの中心をピストン往復運動方向における下方向側に必ず移動させることによって打ち消すことを特徴とするレシプロ式内燃機関のリンク機構。 - 前記コントロールシャフトに対する前記コントロールリンクの揺動中心が前記クランクシャフトのクランク主軸中心よりもピストン往復運動方向における下方向側に位置し、
前記ピストンの往復運動に伴うコントロールピン中心の移動軌跡は、ピストン往復運動方向における上方向側に凸となる円弧であることを特徴とする請求項１に記載のレシプロ式内燃機関のリンク機構。 - ピストン上死点時において、前記アッパーピンの中心が、前記ピストンピンの中心と前記クランクピンの中心とを結ぶ直線よりもクランク回転遅れ側に位置することを特徴とする請求項１または２に記載のレシプロ式内燃機関のリンク機構。
- 前記ピストンのクランク回転に関するストローク特性を略単振動としたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のレシプロ式内燃機関のリンク機構。
- 前記アッパーピンの中心は、前記クランクピンの中心と前記コントロールピンの中心とを結ぶ直線より、ピストンピン側に位置することを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載のレシプロ式内燃内燃機関のリンク機構。
- クランク主軸中心からのクランクカウンタウエイト外周半径は、クランク回転遅れ側ほど大きくなるよう形成されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載のレシプロ式内燃機関のリンク機構。
- 前記コントロールシャフトを内燃機関本体に対して回転させることにより、ピストン上死点位置を変更させ、機関圧縮比を変更させることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載のレシプロ式内燃機関のリンク機構。
- 過給器を有することを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載のレシプロ式内燃機関のリンク機構。
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