JP4333247B2 - Variable compression ratio mechanism of internal combustion engine - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた内燃機関の可変圧縮比機構に関し、特に、そのピストンとリンク部材との連結構造の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
特許文献１は、本出願人が先に提案したものであり、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた内燃機関の可変圧縮比機構を開示している。これは、一端がピストンにピストンピンを介して連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、によって、ピストンとクランクピンとが連係されているとともに、上記ロアリンクの運動を拘束するように、ロアリンクに第２連結ピンを介してコントロールリンクの一端が連結された構成となっており、コントロールリンクの他端が、例えばシリンダブロック下部に支持されている。そして、このコントロールリンクの他端の揺動中心をカム機構により変位させることで、ピストン上死点位置ひいては機関の圧縮比を変化させることができる。
【０００３】
ここで、上記ピストンとアッパリンク端部との連結構造は、一般的な単リンク式のピストン−クランク機構におけるコネクティングロッドの小端部とピストンとの連結構造と大差のないものとなっている。すなわち、ピストン側に一対のピンボス部が形成され、ピストンピン両端部が支持されているとともに、この一対のピンボス部に挟まれるようにしてアッパリンク側のピンボス部が配置され、該アッパリンクのピンボス部が、ピストンピンの中央部に嵌合している。
【０００４】
【特許文献１】
特開２００１−２２７３６７号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構において、上記第１連結ピンおよび第２連結ピンは、当然のことながら、クランクシャフトにおけるカウンタウェイトとの干渉を避けるように、そのクランクシャフト軸方向の寸法が設計されているが、ピストンとの連結部つまり上記のピストン側ピンボス部やピストンピンのクランクシャフト軸方向の寸法は、一般に、カウンタウェイトの投影位置と重なり合うものとなる。従って、ピストンが下死点に達したときに、ピストン側ピンボス部がカウンタウェイトと干渉することのないように、上下方向に余裕を持って、クランクシャフトの回転中心とピストンとの位置関係が設定されている。
【０００６】
そのため、内燃機関の全高がそれだけ高くなってしまう、という問題がある。特に、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構では、圧縮比の変更に伴って、ピストンが上下動するので、カウンタウェイトとの干渉を避けるために、より大きな余裕を与える必要があり、内燃機関の全高を低くする上で好ましくない。
【０００７】
本発明は、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構に好適なピストン連結構造を用いることで、内燃機関の全高をより低くすることを目的としている。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
この発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構は、複リンク式ピストン−クランク機構を用いたもので、一端が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、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されるとともに、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、このコントロールリンク他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段と、を備えている。上記支持位置可変手段は、例えばカム機構などにより構成され、コントロールリンク他端の揺動支持位置を変位させることで、上死点でのピストン位置が変化し、圧縮比が変化する。
【０００９】
ここで、本発明では、上記ピストンと上記アッパリンクとの連結構造として、上記アッパリンクの一端に、上記ピストンピンの両端部を支持するように、二股状のピンボス部が形成されている。そして、上記ピストンの中心部に、上記ピストンピンの中央部に嵌合するピンボス部が形成されている。つまり、ピストン側のピンボス部が、アッパリンク側のピンボス部によって両側から挟まれた構成となっている。なお、ピストンピンは、ピストン側もしくはアッパリンク側の一方に対し回転できないように固定してもよく、あるいは双方に対し回転可能なフルフロート式とすることもできる。但し、アッパリンク側のピンボス部に圧入によりピストンピン両端部を固定した構成とすれば、双方のピンボス部を含む連結構造のピストンピン軸方向の寸法が最小となる。
【００１０】
さらに、本発明では、上記ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えているが、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長よりも短く形成されている。そして、上記クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、上記ピストンピンの軸方向への延長線と交差し、上記二股状ピンボス部の側方位置でかつ厚肉円盤状をなすピストン頭部の直下を通過するようになっている。
【００１１】
従来のように、ピストン側に一対のピンボス部を設け、その間にアッパリンク側のピンボス部を挟んだ構成では、カウンタウェイトがピストンピン側方を通過できるように、ピストンピンの長さを短くしようとすると、モーメント荷重の加わるピストン側のピンボス部（これは一般にアルミニウム合金製となる）の幅（ピストンピン軸方向の寸法）を狭くせざるを得ず、潤滑的に問題が生ずる。これに対し、本発明の構成では、ピストン側のピンボス部はピストン中心にあり、モーメント荷重は作用しないため、その軸受け幅が、一対のピンボス部の場合に比べ狭くなっても、潤滑的な問題を解決することが可能である。
【００１２】
【発明の効果】
この発明によれば、ピストンとアッパリンクとの連結構造つまり双方のピンボス部とピストンピンとを、クランクシャフトの軸方向においてカウンタウェイトと重なり合わない位置関係となるように小型化することができ、ピストンとカウンタウェイトとの間のピストン上下方向の余裕を、より小さく設定することが可能となる。従って、内燃機関の小型化、特に全高を低くすることが可能となる。
【００１３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００１４】
図１は、可変圧縮比機構全体の構成を示す構成説明図である。この機構は、ロアリンク４とアッパリンク５とコントロールリンク１０とを主体とした複リンク式ピストン−クランク機構から構成されている。
【００１５】
クランクシャフト１は、複数のジャーナル部２とクランクピン３とを備えており、シリンダブロック１８の主軸受に、ジャーナル部２が回転自在に支持されている。上記クランクピン３は、ジャーナル部２から所定量偏心しており、ここにロアリンク４が回転自在に連結されている。カウンタウェイト１５は、ジャーナル部２とクランクピン３とを接続するクランクウェブ１６からクランクピン３とは反対側へ延びている。このカウンタウェイト１５は、クランクピン３を挟んで両側に互いに対向するように設けられており、その外周部は、ジャーナル部２を中心とした円弧形に形成されている。
【００１６】
上記ロアリンク４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に上記クランクピン３が嵌合している。
【００１７】
アッパリンク５は、下端側が第１連結ピン６によりロアリンク４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン７によりピストン８に回動可能に連結されている。上記ピストン８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック１８のシリンダ１９内を往復動する。
【００１８】
ロアリンク４の運動を拘束するコントロールリンク１０は、上端側が第２連結ピン１１によりロアリンク４の他端に回動可能に連結され、下端側が制御軸１２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック１８の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸１２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部１２ａを有し、この偏心カム部１２ａに上記コントロールリンク１０下端部が回転可能に嵌合している。
【００１９】
上記制御軸１２は、図示せぬエンジンコントロールユニットからの制御信号に基づいて作動する図示せぬ圧縮比制御アクチュエータによって回動位置が制御される。
【００２０】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構においては、上記制御軸１２が圧縮比制御アクチュエータによって回動されると、偏心カム部１２ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク１０の下端の揺動支持位置が変化する。そして、上記コントロールリンク１０の揺動支持位置が変化すると、ピストン８の行程が変化し、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン８の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。
【００２１】
図２は、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の基本的な動作説明図であって、クランクシャフト１が１回転（３６０°ＣＡ）する間の各部の動作を、９０°ＣＡ毎に示している。図の（ｂ）がピストン上死点位置に相当し、この図（ｂ）から明らかなように、コントロールリンク１０の下端の位置が変化すれば、ピストン８が上下に変位して、圧縮比が変化することになる。
【００２２】
また、上記の複リンク式可変圧縮比機構においては、リンクディメンジョンを適切に選定することにより、単振動に近いピストンストローク特性が得られる。特に、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構のピストンストローク特性に比べて、より単振動に近い特性とすることが可能である。この単振動に近いピストンストローク特性は、内燃機関の振動騒音の上で有利となる。
【００２３】
次に、本発明の要部であるピストン８およびアッパリンク５の構造について説明する。
【００２４】
図３〜図６は、本発明に係るピストン８の構造を示している。このピストン８は、アルミニウム合金を用いて一体に鋳造されたものであって、比較的厚肉な円盤状をなすピストン頭部２１の外周面に、複数本、例えば３本のピストンリング溝２２が形成されているとともに、ピストン８のスラスト−反スラスト方向となる周方向の一部に、上記外周面から円筒面に沿って延びるように、スカート部２３が形成されている。このスカート部２３は、図６に示すように、ピストンピン７と直交する方向から見た投影形状が略矩形状をなし、そのピストンピン軸方向に沿った幅Ｌは、ピストンピン７の全長よりも短いものとなっている。つまり、スカート部２３は、周方向の非常に小さな範囲に設けられている。
【００２５】
また、上記ピストン８の中心部つまり円盤状をなすピストン頭部２１の裏面中心部に、単一のピンボス部２４が形成されており、該ピンボス部２４に、ピストンピン７の中央部が回転自在に嵌合するピン孔２５が貫通形成されている。上記ピン孔２５の内周には、軸方向に沿った一対の油溝２６が形成されている。
【００２６】
一方、アッパリンク５は、鋼製のものであり、図７および図８に示すように、ピストン８側の一端が二股状に分岐し、かつ先端に、ピストンピン７の両端部を支持する一対のピンボス部３１がそれぞれ短い円筒状に形成されている。この実施例では、ピンボス部３１のピン孔３２の径はピストンピン７の径よりも極僅か小さく、ピストンピン７が圧入されるようになっている。
【００２７】
また、ロアリンク４と連結されるアッパリンク５の他端も、ピストン８側の端部と同様に二股状に分岐し、上記第１連結ピン６の両端部を支持する一対のピンボス部３３が先端に形成されている。ロアリンク４側に形成されるピンボス部（図示せず）は、この一対のピンボス部３３の間に挟まれた形となり、第１連結ピン６の中央部に嵌合する。このような構成は、第１連結ピン６の潤滑の上で有利となる。
【００２８】
ここで、アッパリンク５における上方（ピストン８側）の一対のピンボス部３１の軸方向の外形寸法Ｌ１と、下方（ロアリンク４側）の一対のピンボス部３３の軸方向の外形寸法Ｌ２とは、互いに等しい。また、ピストンピン７が受ける荷重と第１連結ピン６が受ける荷重とは基本的に等しいので、ピストンピン７と第１連結ピン６とは、互いに等しい径とすることができる。従って、例えば、アッパリンク５の上下を全く対称に構成することも可能である。なお、上記の外形寸法Ｌ１，Ｌ２は、クランクウェブ１６に挟まれたクランクピン３の軸長以下となっている。
【００２９】
図９は、上記ピストン８と上記アッパリンク５とを、ピストンピン７によって連結した組付状態を示している。図示するように、ロアリンク４の一対のピンボス部３１の間に挟まれるように、ピストン８のピンボス部２４が位置し、ピストンピン７の両端部をロアリンク４側が支持し、かつピストンピン７の中央部にピストン８のピンボス部２４が回転自在に嵌合する。これらのピンボス部３１，２４およびピストンピン７からなるピストン連結構造のピストンピン軸方向の寸法（図８のＬ１）は、ピストン８ないしはシリンダ１９の直径に比べて、かなり小さなものとなっている。
【００３０】
そして、ピストン８が下死点近傍にあるときに、クランクシャフト１のカウンタウェイト１５の最外径部が、図９に示すように、ピストンピン７の軸方向への延長線Ｍと交差するようになっている。換言すれば、ピストン８が下死点近傍にあるときに、ピストンピン７を保持したピンボス部３１の側方を、カウンタウェイト１５の最外径部が通過する。なお、図２の（ｄ）は、単に動作を説明するためのものであるので、ピストンピン７とカウンタウェイト１５とが上下に離れて描かれているが、上記のように構成することで、図２（ｄ）の構成よりも、さらにピストン８をクランクシャフト１中心に近付けた構成とすることができる。
【００３１】
また、図９から明らかなように、スカート部２３も小型化されていることから、上記のようにカウンタウェイト１５がピンボス部３１の側方を通過する際に、スカート部２３と干渉することはない。このようにスカート部２３を小型化すると、その剛性を大きく確保することは困難であるが、本発明が前提とする複リンク式ピストン−クランク機構においては、ピストン８を傾けようと作用するサイドスラスト荷重は、一般の単リンク式ピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるので、スカート部２３は最小の大きさで済む。具体的には、ピストン８に最大燃焼圧が作用するのは、膨張行程の前半であり、図２の（ｃ）の付近でピストン頭部２１が最大荷重を受けることになるが、このとき、図示するように、アッパリンク５は、垂直に近い姿勢であり、シリンダ１９の軸線に対する傾きが非常に小さい。特に、単リンク式ピストン−クランク機構の場合のコネクティングロッドの姿勢に比べて、シリンダ１９の軸線に対する傾きを、より小さくすることが可能である。従って、サイドスラスト荷重が低減し、スカート部２３の小型化が可能となる。
【００３２】
なお、前述したように、ピストン８とアッパリンク５との連結部と、アッパリンク５とロアリンク４との連結部と、は、最大荷重である燃焼ガス圧力による荷重レベルは基本的に同じであるため、同一の仕様で問題はない。慣性荷重に関しては、後者の方がアッパリンク５の慣性力の分だけ増大するが、ロアリンク４はアッパリンク５とともに鋼製の部品であるので、ピストン８がアルミニウム合金製であることを考慮すると、何ら支障はなく、むしろ都合がよいものとなる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明に係る可変圧縮比機構の全体を示す構成説明図。
【図２】その基本的な動作を示す動作説明図。
【図３】クランクシャフトと直交する面に沿ったピストンの断面図。
【図４】クランクシャフト軸方向に沿ったピストンの断面図。
【図５】ピストンの一部を切り欠いて示す斜視図。
【図６】ピストンの側面図。
【図７】アッパリンクの正面図。
【図８】アッパリンクの側面図。
【図９】ピストンとアッパリンクとの組付状態を示す断面図。
【符号の説明】
４…ロアリンク
５…アッパリンク
７…ピストンピン
８…ピストン
１０…コントロールリンク
１５…カウンタウェイト
２３…スカート部
２４…ピンボス部
３１…ピンボス部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine using a multi-link type piston-crank mechanism, and more particularly to an improvement in a connection structure between the piston and a link member.
[0002]
[Prior art]
Patent Document 1 has been previously proposed by the present applicant, and discloses a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine using a multi-link type piston-crank mechanism. The upper link has one end connected to the piston via a piston pin, and the other end of the upper link is connected to the piston via a first connection pin and is rotatably attached to the crank pin of the crankshaft. The piston and the crank pin are linked by the link, and one end of the control link is connected to the lower link via the second connecting pin so as to restrain the movement of the lower link. The other end of the control link is supported, for example, at the bottom of the cylinder block. Then, by displacing the swing center of the other end of the control link by the cam mechanism, the piston top dead center position and thus the compression ratio of the engine can be changed.
[0003]
Here, the connection structure between the piston and the upper link end is not much different from the connection structure between the small end of the connecting rod and the piston in a general single link type piston-crank mechanism. That is, a pair of pin boss portions are formed on the piston side, both ends of the piston pin are supported, and the pin boss portion on the upper link side is disposed so as to be sandwiched between the pair of pin boss portions. The part is fitted to the central part of the piston pin.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-2001-227367 [0005]
[Problems to be solved by the invention]
In the variable compression ratio mechanism using the multi-link type piston-crank mechanism as described above, the first connecting pin and the second connecting pin naturally need to avoid interference with the counterweight in the crankshaft. The dimensions in the crankshaft axial direction are designed, but the dimensions of the connecting portion with the piston, that is, the piston-side pin boss portion and the piston pin in the crankshaft axial direction generally overlap with the projection position of the counterweight. . Therefore, when the piston reaches the bottom dead center, the positional relationship between the center of rotation of the crankshaft and the piston is set with a margin in the vertical direction so that the piston-side pin boss does not interfere with the counterweight. Has been.
[0006]
For this reason, there is a problem that the overall height of the internal combustion engine is increased accordingly. In particular, in a variable compression ratio mechanism using a multi-link type piston-crank mechanism, the piston moves up and down as the compression ratio changes, so it is necessary to provide a larger margin to avoid interference with the counterweight. Yes, it is not preferable for reducing the overall height of the internal combustion engine.
[0007]
An object of the present invention is to lower the overall height of an internal combustion engine by using a piston connection structure suitable for a variable compression ratio mechanism using a multi-link type piston-crank mechanism.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
The variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine according to the present invention uses a multi-link type piston-crank mechanism. One end of the upper link is connected to the piston via a piston pin, and the other end of the upper link is the first. The lower link is connected to the crank pin of the crankshaft and is rotatably connected to the crank pin of the crankshaft. One end of the lower link is connected to the lower link via the second connection pin, and the other end is the internal combustion engine body. And a support position variable means for displacing the swing support position of the other end of the control link with respect to the internal combustion engine body. The support position varying means is constituted by, for example, a cam mechanism or the like, and the piston position at the top dead center is changed and the compression ratio is changed by displacing the swing support position at the other end of the control link.
[0009]
Here, in the present invention, as a connecting structure between the piston and the upper link, a bifurcated pin boss portion is formed at one end of the upper link so as to support both end portions of the piston pin. And the pin boss | hub part fitted to the center part of the said piston pin is formed in the center part of the said piston. In other words, the pin boss portion on the piston side is sandwiched from both sides by the pin boss portion on the upper link side. The piston pin may be fixed so as not to rotate with respect to either the piston side or the upper link side, or may be a full float type that can rotate with respect to both. However, if both ends of the piston pin are fixed to the pin boss portion on the upper link side by press-fitting, the dimension in the piston pin axial direction of the connecting structure including both pin boss portions is minimized.
[0010]
Further, in the present invention, the piston is provided with a skirt portion at a portion on the thrust-anti-thrust side in the circumferential direction. The width of the skirt portion along the axial direction of the piston pin is the piston pin. It is formed shorter than the total length. And, the outermost diameter part of the counterweight of the crankshaft intersects the extension line in the axial direction of the piston pin in the vicinity of the bottom dead center , and is located at a side position of the bifurcated pin boss part and a thick disk shape. It passes directly under the piston head .
[0011]
In the conventional configuration where a pair of pin bosses are provided on the piston side and the pin boss part on the upper link side is sandwiched between them, the length of the piston pin should be shortened so that the counterweight can pass the side of the piston pin. Then, the pin boss portion (which is generally made of an aluminum alloy) to which a moment load is applied must be narrowed (dimension in the piston pin axial direction), which causes a lubrication problem. On the other hand, in the configuration of the present invention, the pin boss part on the piston side is in the center of the piston, and moment load does not act. Therefore, even if the bearing width is narrower than that of the pair of pin boss parts, it is a lubricating problem. Can be solved.
[0012]
【The invention's effect】
According to the present invention, the connecting structure of the piston and the upper link, that is, both pin bosses and the piston pin can be reduced in size so as not to overlap with the counterweight in the axial direction of the crankshaft. It is possible to set the margin in the vertical direction between the piston and the counterweight smaller. Accordingly, it is possible to reduce the size of the internal combustion engine, particularly to reduce the overall height.
[0013]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0014]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing the overall configuration of the variable compression ratio mechanism. This mechanism is composed of a multi-link type piston-crank mechanism mainly composed of a lower link 4, an upper link 5 and a control link 10.
[0015]
The crankshaft 1 includes a plurality of journal portions 2 and a crankpin 3, and the journal portion 2 is rotatably supported by a main bearing of the cylinder block 18. The crank pin 3 is eccentric from the journal portion 2 by a predetermined amount, and a lower link 4 is rotatably connected thereto. The counterweight 15 extends from the crank web 16 connecting the journal portion 2 and the crankpin 3 to the opposite side of the crankpin 3. The counter weight 15 is provided on both sides of the crank pin 3 so as to face each other, and an outer peripheral portion thereof is formed in an arc shape centering on the journal portion 2.
[0016]
The lower link 4 is configured to be split into two left and right members, and the crank pin 3 is fitted in a substantially central connecting hole.
[0017]
The upper link 5 has a lower end side rotatably connected to one end of the lower link 4 by a first connecting pin 6, and an upper end side rotatably connected to a piston 8 by a piston pin 7. The piston 8 receives combustion pressure and reciprocates in the cylinder 19 of the cylinder block 18.
[0018]
The control link 10 that constrains the movement of the lower link 4 is pivotally connected to the other end of the lower link 4 at the upper end side by the second connecting pin 11, and the lower end side becomes a part of the engine body via the control shaft 12. The lower part of the cylinder block 18 is rotatably connected. Specifically, the control shaft 12 is rotatably supported by the engine body and has an eccentric cam portion 12a that is eccentric from the center of rotation, and the lower end portion of the control link 10 is rotatable on the eccentric cam portion 12a. Is fitted.
[0019]
The rotation position of the control shaft 12 is controlled by a compression ratio control actuator (not shown) that operates based on a control signal from an engine control unit (not shown).
[0020]
In the variable compression ratio mechanism using the multi-link type piston-crank mechanism as described above, when the control shaft 12 is rotated by the compression ratio control actuator, the center position of the eccentric cam portion 12a, particularly with respect to the engine main body. The relative position changes. Thereby, the rocking | fluctuation support position of the lower end of the control link 10 changes. When the swing support position of the control link 10 changes, the stroke of the piston 8 changes, and the position of the piston 8 at the piston top dead center (TDC) becomes higher or lower. This makes it possible to change the engine compression ratio.
[0021]
FIG. 2 is a basic operation explanatory view of the above-described multi-link type piston-crank mechanism, and shows the operation of each part during one rotation (360 ° CA) of the crankshaft 1 every 90 ° CA. Yes. (B) in the figure corresponds to the piston top dead center position, and as is clear from this figure (b), if the position of the lower end of the control link 10 changes, the piston 8 is displaced vertically, and the compression ratio is increased. Will change.
[0022]
Further, in the above-described multi-link variable compression ratio mechanism, a piston stroke characteristic close to simple vibration can be obtained by appropriately selecting a link dimension. In particular, compared to the piston stroke characteristics of a general single link type piston-crank mechanism, it is possible to achieve characteristics closer to simple vibration. This piston stroke characteristic close to simple vibration is advantageous in terms of vibration noise of the internal combustion engine.
[0023]
Next, the structure of the piston 8 and the upper link 5 which are the main parts of the present invention will be described.
[0024]
3 to 6 show the structure of the piston 8 according to the present invention. The piston 8 is integrally cast using an aluminum alloy, and a plurality of, for example, three piston ring grooves 22 are formed on the outer peripheral surface of a piston head 21 having a relatively thick disk shape. A skirt portion 23 is formed on a part of the piston 8 in the circumferential direction that is the thrust-anti-thrust direction so as to extend from the outer circumferential surface along the cylindrical surface. The skirt portion 23, as shown in FIG. 6, the projected shape viewed from a direction perpendicular to the piston pin 7 a substantially rectangular shape, the width L along the piston pin axis direction, than the overall length of the pin Sutonpin 7 Is also short. That is, the skirt portion 23 is provided in a very small range in the circumferential direction.
[0025]
A single pin boss portion 24 is formed at the center portion of the piston 8, that is, the center portion of the back surface of the piston head 21 having a disk shape, and the center portion of the piston pin 7 is freely rotatable on the pin boss portion 24. A pin hole 25 that fits in is formed through. A pair of oil grooves 26 along the axial direction are formed on the inner periphery of the pin hole 25.
[0026]
On the other hand, the upper link 5 is made of steel, and as shown in FIGS. 7 and 8, one end on the piston 8 side branches into a bifurcated shape, and a pair that supports both ends of the piston pin 7 at the tip. The pin boss portions 31 are each formed in a short cylindrical shape. In this embodiment, the diameter of the pin hole 32 of the pin boss portion 31 is slightly smaller than the diameter of the piston pin 7 so that the piston pin 7 is press-fitted.
[0027]
Further, the other end of the upper link 5 connected to the lower link 4 also branches in a bifurcated manner like the end portion on the piston 8 side, and a pair of pin boss portions 33 that support both end portions of the first connecting pin 6 are provided. It is formed at the tip. A pin boss portion (not shown) formed on the lower link 4 side is sandwiched between the pair of pin boss portions 33 and is fitted to the center portion of the first connecting pin 6. Such a configuration is advantageous in terms of lubrication of the first connecting pin 6.
[0028]
Here, the axial outer dimension L1 of the pair of pin boss portions 31 on the upper link 5 (on the piston 8 side) and the outer dimension L2 in the axial direction of the pair of pin boss portions 33 on the lower side (lower link 4 side) are as follows. Are equal to each other. Further, since the load received by the piston pin 7 and the load received by the first connecting pin 6 are basically equal, the piston pin 7 and the first connecting pin 6 can have the same diameter. Therefore, for example, the upper link 5 and the upper link 5 can be configured to be completely symmetrical. The outer dimensions L1 and L2 are equal to or less than the axial length of the crankpin 3 sandwiched between the crank webs 16.
[0029]
FIG. 9 shows an assembled state in which the piston 8 and the upper link 5 are connected by a piston pin 7. As shown in the figure, the pin boss portion 24 of the piston 8 is positioned so as to be sandwiched between a pair of pin boss portions 31 of the lower link 4, both ends of the piston pin 7 are supported by the lower link 4 side, and the piston pin 7 The pin boss portion 24 of the piston 8 is rotatably fitted in the center portion of the piston 8. The dimension in the piston pin axial direction (L1 in FIG. 8) of the piston coupling structure including these pin boss portions 31 and 24 and the piston pin 7 is considerably smaller than the diameter of the piston 8 or the cylinder 19.
[0030]
When the piston 8 is in the vicinity of the bottom dead center, the outermost diameter portion of the counterweight 15 of the crankshaft 1 intersects the extension line M in the axial direction of the piston pin 7 as shown in FIG. It has become. In other words, when the piston 8 is in the vicinity of the bottom dead center, the outermost diameter portion of the counterweight 15 passes through the side of the pin boss portion 31 holding the piston pin 7. 2D is merely for explaining the operation, the piston pin 7 and the counterweight 15 are drawn apart from each other up and down, but by configuring as described above, The piston 8 can be made closer to the center of the crankshaft 1 than the configuration of FIG.
[0031]
Further, as apparent from FIG. 9, since the skirt portion 23 is also downsized, when the counterweight 15 passes the side of the pin boss portion 31 as described above, it does not interfere with the skirt portion 23. Absent. If the skirt portion 23 is reduced in size as described above, it is difficult to ensure a large rigidity. However, in the multi-link type piston-crank mechanism on which the present invention is based, the side thrust acting to tilt the piston 8 is used. Since the load is smaller than that in the case of a general single link type piston-crank mechanism, the skirt portion 23 only needs to have a minimum size. Specifically, the maximum combustion pressure acts on the piston 8 in the first half of the expansion stroke, and the piston head 21 receives the maximum load in the vicinity of (c) in FIG. As shown in the drawing, the upper link 5 is in a substantially vertical posture, and the inclination of the cylinder 19 with respect to the axis is very small. In particular, the inclination of the cylinder 19 with respect to the axis can be made smaller than the posture of the connecting rod in the case of a single link type piston-crank mechanism. Accordingly, the side thrust load is reduced, and the skirt portion 23 can be downsized.
[0032]
As described above, the connecting portion between the piston 8 and the upper link 5 and the connecting portion between the upper link 5 and the lower link 4 have basically the same load level due to the combustion gas pressure that is the maximum load. There is no problem with the same specifications. Regarding the inertia load, the latter increases by the amount of the inertia force of the upper link 5, but the lower link 4 is a steel part together with the upper link 5. Therefore, considering that the piston 8 is made of an aluminum alloy. There will be no obstacles, but it will be convenient.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration explanatory view showing an entire variable compression ratio mechanism according to the present invention;
FIG. 2 is an operation explanatory view showing the basic operation.
FIG. 3 is a cross-sectional view of the piston along a plane orthogonal to the crankshaft.
FIG. 4 is a sectional view of a piston along the crankshaft axial direction.
FIG. 5 is a perspective view showing a part of the piston cut away.
FIG. 6 is a side view of a piston.
FIG. 7 is a front view of the upper link.
FIG. 8 is a side view of the upper link.
FIG. 9 is a sectional view showing an assembled state of the piston and the upper link.
[Explanation of symbols]
4 ... Lower link 5 ... Upper link 7 ... Piston pin 8 ... Piston 10 ... Control link 15 ... Counterweight 23 ... Skirt part 24 ... Pin boss part 31 ... Pin boss part

Claims (5)

一端が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、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されるとともに、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、このコントロールリンク他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段と、を備えてなる内燃機関の可変圧縮比機構において、
上記アッパリンクの一端に、上記ピストンピンの両端部を支持するように、二股状のピンボス部が形成されており、上記ピストンの中心部に、上記ピストンピンの中央部に嵌合するピンボス部が形成されているとともに、
上記ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長よりも短く形成され、
上記クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、上記ピストンピンの軸方向への延長線と交差し、上記二股状ピンボス部の側方位置でかつ厚肉円盤状をなすピストン頭部の直下を通過する、ことを特徴とする内燃機関の可変圧縮比機構。An upper link having one end coupled to the piston via a piston pin, and a lower link coupled to the other end of the upper link via a first coupling pin and rotatably attached to the crank pin of the crankshaft; A control link having one end connected to the lower link via a second connecting pin and the other end supported to be swingable with respect to the internal combustion engine body, and swinging of the other end of the control link with respect to the internal combustion engine body A variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine, comprising: a support position variable means for displacing the support position;
A bifurcated pin boss portion is formed at one end of the upper link so as to support both end portions of the piston pin, and a pin boss portion that fits in the central portion of the piston pin is formed at the center portion of the piston. Formed ,
Each of the pistons has a skirt portion at a portion on the thrust-anti-thrust side in the circumferential direction, and the width of the skirt portion along the axial direction of the piston pin is shorter than the total length of the piston pin. ,
The outermost diameter portion of the counterweight of the crankshaft intersects the extension line in the axial direction of the piston pin in the vicinity of bottom dead center, and forms a thick disk shape at a side position of the bifurcated pin boss portion. A variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine, characterized by passing directly under a piston head . 上記アッパリンクの他端に、上記第１連結ピンの両端部を支持するように、二股状のピンボス部が形成されており、上記ロアリンク側に、上記第１連結ピンの中央部に嵌合するピンボス部が形成されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。A bifurcated pin boss is formed at the other end of the upper link so as to support both end portions of the first connecting pin, and is fitted to the center portion of the first connecting pin on the lower link side. The variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine according to claim 1, wherein a pin boss portion is formed. 上記ピストンピンと上記第１連結ピンとが互いに等しい径を有し、上記アッパリンクは、上下対称に構成されていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関の可変圧縮比機構。3. The variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine according to claim 2, wherein the piston pin and the first connecting pin have the same diameter, and the upper link is vertically symmetrical. クランクシャフトの回転に対する上記ピストンのピストンストローク特性が、単リンクのピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、リンク構成が設定されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。The link configuration is set so that the piston stroke characteristic of the piston with respect to the rotation of the crankshaft is a characteristic closer to a single vibration than the characteristic of a single link piston-crank mechanism. 4. A variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine according to any one of 3 above. 上記ピストンが最大燃焼荷重を受ける位置にあるときに、上記アッパリンクのシリンダ軸線に対する傾きが、単リンクのピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるように、リンク構成が設定されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の可変圧縮比機構。The link configuration is set so that the inclination of the upper link with respect to the cylinder axis is smaller than that of a single link piston-crank mechanism when the piston is in a position to receive the maximum combustion load. The variable compression ratio mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4 .

Images