CN101418722A - 多连杆式发动机 - Google Patents

Abstract

本发明提供一种多连杆式发动机，其即使在气缸套下端形成缺口部等而使气缸套的刚性减弱的情况下，也不会发生气缸套的变形。该多连杆式发动机具有：上连杆(11)，其与活塞(32)连结；下连杆(12)，其可自由旋转地安装于曲轴(33)的曲柄销(33b)上，同时与上连杆(11)连结；以及控制连杆(13)，其与下连杆(12)连结，以摆动中心轴(24)为中心摆动。曲柄销(33b)配置在将上销(22)和控制销(23)连结而成的线上，横轴与将控制销(23)以及上销(22)连结而成的线所成的角度，在活塞上止点时和在活塞下止点时大致相同，其中，所述横轴穿过曲轴轴承颈(33a)的轴心并与气缸轴线正交。

Description

多连杆式发动机

技术领域

本发明涉及一种多连杆式发动机，更详细地说，涉及一种多连杆式发动机的连杆几何形状。

背景技术

正在开发由多个连杆连结活塞销和曲柄销的发动机(以下称为“多连杆式发动机”)。上述多连杆式发动机具有：上连杆，其经由活塞销与在气缸内往复运动的活塞连结；下连杆，其可旋转地安装于曲轴的曲柄销上，同时经由上销与上连杆连结；以及控制连杆，其经由控制销与该下连杆连结，并以摆动中心销为中心进行摆动。

上述多连杆式发动机，与以一个连杆(connecting rod)连结活塞和曲轴的发动机(这是通常的发动机，但将该发动机和多连杆式发动机进行对比，以下称为“单连杆式发动机”)相比，具有顶盖高度(整体高度)不高而容易长冲程化的特性。正在研究灵活运用上述特性的技术。例如在专利文献1中，仅以活塞必要最小限度形成滑动部(活塞裙座)。另外在气缸套上设置缺口部，使曲轴的平衡锤和连杆部件能够通过。通过这样可以降低气缸套下端以及活塞下止点的位置，使发动机的整体高度不高而实现长冲程化。

此外，作为其他的关联的专利文献，包括专利文献2、专利文献3、专利文献4。

专利文献1：特开2006-183595号公报

专利文献2：特开2001-227367号公报

专利文献3：特开2002-61501号公报

专利文献4：特开2005-147068号公报

发明内容

但是，如上述所示，如果在气缸套下端形成缺口部，则该缺口部周边的气缸套的刚度将减弱。另一方面，与气缸套的面积减小的部分相对应地，在缺口部周边气缸套所承受的表面压力变高。因此，如果活塞的推力载荷大，则有可能使气缸套变形，气缸套和活塞裙座之间的接触状态恶化。另外，如果活塞的推力载荷大，则有可能由气缸套的缺口部的边缘将活塞裙座的润滑油膜刮去。

本发明是着眼于本发明人发现的上述问题而提出的，其目的在于，提供一种多连杆式发动机的连杆几何形状，其即使在气缸套下端形成缺口部等而使气缸套的刚性减弱的情况下，也不会发生气缸套的变形。

本发明通过下述解决方法解决上述问题。此外，为了容易理解，附加与本发明的实施方式对应的标号，但不限于此。

本发明涉及一种多连杆式发动机的连杆几何形状，其特征在于，具有：上连杆(11)，其经由活塞销(21)与在气缸内往复运动的活塞(32)连结；下连杆(12)，其可自由旋转地安装于曲轴(33)的曲柄销(33b)上，同时经由上销(22)与上述上连杆(11)连结；以及控制连杆(13)，其经由控制销(23)与上述下连杆(12)连结，并以摆动中心轴(24)为中心摆动。上述曲轴(33)的曲柄销(33b)配置在将上述上销(22)和上述控制销(23)连结而成的线上，横轴(X轴)与将上述控制销(23)的中心以及上述上销(22)的中心连结而成的线所成的角度，在活塞上止点时和在活塞下止点时大致相同，其中，所述横轴穿过上述曲轴(33)的曲轴轴承颈(33a)的轴心并与气缸轴线正交。

发明的效果

根据本发明，曲轴的曲柄销配置在将上销和控制销连结而成的线上，同时穿过曲轴的曲轴轴承颈的轴心并与气缸轴线正交的横轴(X轴)与将控制销的中心以及上销的中心连结而成的线所成的角度，在活塞上止点时和在活塞下止点时大致相同。由上述结构，上销的移动轨迹成为纵长椭圆，活塞在下止点折回而转为上升时，作用于活塞的惯性力的反作用力的沿气缸半径方向(推力方向)成分变小。因此，将活塞向气缸套推的推力小，可以防止气缸套的变形和活塞裙座的润滑油膜不足。另外，通过使上销的移动轨迹成为纵长椭圆，可以有效地将上销的移动与发动机冲程量相关联，换句话说，可以实现发动机的小型化。

附图说明

图1是说明多连杆式发动机的图。

图2是表示多连杆式发动机的气缸套的图。

图3是表示活塞位于上止点时的状态的图。

图4是表示活塞位于下止点时的状态的图。

图5是表示活塞位移以及活塞加速度相对于曲轴角的图。

图6是发动机体的纵剖面图。

图7是说明摆动中心轴的配置位置的图。

图8是说明多连杆式发动机的活塞加速度特性的图。

图9是说明可降低二次振动的摆动中心轴的配置位置的图。

图10是表示作用于采用本实施方式的连杆几何形状的多连杆式发动机的控制连杆的前端(摆动中心轴)的载荷变动的图。

图11是表示与图3(B)对应的对比例的图。

图12是表示与图4(B)对应的对比例的图。

具体实施方式

下面，参照附图等说明用于实施本发明的最佳实施方式。

首先，参照图1说明多连杆式发动机。图1表示活塞32位于下止点时的状态。此外，图1是从曲轴的轴向观察的图。对于发动机的普通技术人员来说，在重力方向之外，习惯使用上止点/下止点的表达。在水平对置发动机等中，上止点不一定为重力方向的上、下止点不一定为重力方向的下，另外假设在将发动机倒立的情况下，上止点为重力方向的下、下止点为重力方向的上，而在本说明书中，按照习惯将上止点侧记载为上，将下止点侧记载为下。

多连杆式发动机10，由2个连杆(上连杆11、下连杆12)连结活塞32和曲轴33。另外，控制连杆13与下连杆12连结。

上连杆11的上端经由活塞销21与活塞32连结，下端经由上销22与下连杆12的一端连结。活塞32承受燃烧压力，在设置于气缸体41上的气缸套41a的内部往复运动。在本实施例中，如图1所示，设计为在活塞32位于下止点时，上连杆11成为与气缸轴线大致平行的姿态，另外活塞32的最下部相对于气缸套41a的下端的最下部而位于下方。

下面，参照图2说明气缸套41a。图2(A)是从气缸轴线观察图1的气缸套41a的左内侧面的纵剖面图，图2(B)是从气缸轴线观察图1的气缸套41a的右内侧面的纵剖面图。

曲轴33、下连杆12经过面向图1的左侧的气缸套41a下端附近。因此，如图2(A)所示，在气缸套41a的左内侧的下端形成：缺口部41b，其用于使曲轴33的平衡锤33c通过；缺口部41c，其用于使下连杆12通过。因此，气缸套41a的下端的气缸轴向的高度不恒定，高度不同。此外，在本实施方式中，缺口部41b比缺口部41c形成得深。

另外，上连杆11经过面向图1的右侧的气缸套41a下端附近。因此，如图2(B)所示，在气缸套41a的右内侧的下端形成缺口部41d，其用于使上连杆11通过。因此，气缸套41a的下端的气缸轴向的高度不恒定，高度不同。

再回到图1。下连杆12，使其一端经由上销22与上连杆11连结，使另一端经由控制销23与控制连杆13的连结。另外，下连杆12，在大致中央的连结孔内，插入曲轴33的曲柄销33b，以曲柄销33b作为中心轴进行旋转。下连杆12构成为可分割为左右2个部件。上销22的中心、控制销23的中心和曲柄销33b的中心，从曲轴的轴向观察大致排列在一条直线上。对于采用上述位置关系的理由如后所述。曲轴33具有多个曲轴轴承颈33a、曲柄销33b、以及平衡锤33c。曲轴轴承颈33a由气缸体41以及梯形机架42可自由旋转地支撑。曲柄销33b从曲轴轴承颈33a偏心规定量，下连杆12可自由旋转地与其连结。

控制连杆13，在前端插入控制销23，可转动地与下连杆12连结。另外，控制连杆13的另一端可以以摆动中心轴24为中心进行摆动。摆动中心轴24由摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44可自由旋转地支撑。摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44，利用螺栓45一同紧固在梯形机架42上。此外，在本实施方式中，气缸体41、梯形机架42以及摆动中心轴支撑托架43，相当于权利要求中的发动机体。并且，摆动中心轴24如图所示成为偏心轴(即，控制连杆13的另一端与偏心部分连结)，通过移动摆动中心轴24的偏心位置，变更控制连杆13的摆动中心，变更活塞32的上止点位置。由此可以机械地调整发动机的压缩比。

摆动中心轴24相对于曲轴轴承颈33a的中心位于下方。另外，摆动中心轴24以曲轴轴承颈33a为中心，位于气缸中心轴的相反侧。即，在从曲轴的轴向观察的情况下，在引出穿过曲轴33(曲轴轴承颈33a)的中心且平行于气缸轴的直线时，摆动中心轴24相对于该直线，位于气缸中心轴的那一侧的相反侧。在图1中，气缸中心轴相对于曲轴轴承颈33a位于右侧，摆动中心轴24相对于曲轴轴承颈33a位于左侧。在上述位置配置摆动中心轴24的理由如后所述。

图3是表示活塞位于上止点时的状态的图，图3(A)表示纵剖面，图3(B)表示连杆几何形状。图4是表示活塞位于下止点时的状态的图，图4(A)表示纵剖面，图4(B)表示连杆几何形状。在图3(B)和图4(B)中，实线表示低压缩比的状态，虚线表示高压缩比的状态。

如上述所示，上销22的中心、控制销23的中心和曲柄销33b的中心，从曲轴的轴向观察大致排列在一条直线上。并且，如图3(B)所示配置各连杆，以使得曲柄销33b的中心和上销22的中心之间的距离d1、曲柄销33b的中心和控制销23的中心之间的距离d2、从穿过曲轴轴承颈33a的轴心而平行于气缸轴线的纵轴(Y轴)到活塞销21的距离L1、从Y轴到摆动中心轴24的距离L2之间，大致使下面的算式(1)的关系成立。

[算式1]

$\frac{d_2}{d_1}=\frac{L_2}{L_1}---\left(1\right)$

即，曲柄销的中心和控制销的中心之间的距离相对于曲柄销的中心和上销的中心之间的距离之比，与从穿过曲轴轴承颈的轴心并平行于气缸轴线的纵轴(Y轴)到摆动中心轴的距离相对于从穿过曲轴轴承颈的轴心并平行于气缸轴线的纵轴(Y轴)到活塞销的距离之比，大致相等。

另外，穿过曲轴轴承颈33a的轴心并与气缸轴线正交的横轴(X轴)与将控制销23的中心以及上销22的中心连结而成的线，在活塞32位于上止点时所成的角度θ1(参照图3(B))，和在活塞32位于下止点时所成的角度θ2(参照图4(B))，是相同角度。即，使θ1＝θ2。

另外，配置各连杆，以使得控制销23的位置，在活塞32位于上止点时和活塞32位于下止点时，为大致相同的位置(优选是相同的位置)。另外，配置各连杆，以使得这时的控制销23的中心位于横轴(X轴)上。

另外，上销22的移动轨迹的最低点位于气缸轴线的大致正下方。

并且，配置各连杆，以使得摆动中心轴24的位置成为下述位置，即，在活塞32位于上止点时，使控制连杆13的中心轴大致直立，优选直立(图3)，同时，在活塞32位于下止点时，使控制连杆13的中心轴大致直立，优选直立(图4)。此外，控制连杆13的中心轴可以定义为，在从曲轴的轴向观察的情况下，将摆动中心轴24的偏心位置的中心与控制销23的中心连结而成的直线。

说明如上述所示配置各连杆的理由。

首先，说明配置各连杆以使算式(1)的关系成立的理由。

如果使在气缸轴方向上作用于活塞销21的载荷为F1，使在气缸轴方向上作用于摆动中心轴24的的载荷为F2，则下面的算式(2)的关系成立。

[算式2]

$F_2=F_1\×\frac{d_1}{d_2}---\left(2\right)$

因此，下面的算式(3)成立。

[算式3]

$F_2\×L_2=F_1\×\frac{d_1}{d_2}\×L_2$

$=F_1\×\frac{d_1}{d_2}\×\frac{d_2}{d_1}\×L_1$ (∵根据算式 $\left(1\right)\frac{L_2}{L_1}\×\frac{d_2}{d_1}$ )

∴F₂×L₂＝F₁×L₁      (3)

因此，通过配置各连杆以使上述算式(1)成立，从而不会产生围绕曲轴的力矩。在由气体的燃烧所产生的大载荷作用于发动机时，会作用以下的力：燃烧气体的压力经由气缸盖将气缸盖向上方抬升的力、燃烧气体的压力经过连杆机构而经由摆动中心轴24将气缸体41向上方抬升的力、以及经由曲轴33将气缸体41向下压下的力。其中，由来自气缸盖的上方的力(载荷F1)而在气缸体41上产生的围绕曲轴的力矩、和由来自摆动中心轴24的上方的力(载荷F2)产生的围绕曲轴的力矩，如上式(3)所示，大小大致相同并方向相反，所以相互抵消。因此，可以抑制由缸内压力载荷对气缸体产生围绕曲轴的力矩而在气缸体内产生扭矩振动。

下面，说明控制销23的配置位置和使θ1＝θ2的理由。

图5是表示活塞位移以及活塞加速度相对于曲轴角的图。

对于多连杆式发动机，即使连杆比λ(＝上连杆长度l/曲轴半径r)不过大而是为一般的值(2.5～4左右)，如图5(A)所示，与单连杆式发动机相比，也具有如下特性：相对于规定的曲轴角度变化，在活塞位于上止点附近时活塞移动量小，在位于下止点附近时活塞移动量大。并且，活塞的移动加速度如图5(B)所示。即，在多连杆式发动机中，与单连杆式发动机相比，在上止点附近活塞的移动加速度小，在下止点附近活塞的移动加速度大，成为接近于单振动的特性。

在上述的多连杆式发动机中，特别地在活塞下止点附近，与单连杆发动机相比，活塞的加速度大，另外在多连杆式发动机中，与单连杆式发动机相比，由于构成部件数目增加而惯性质量增加，所以活塞下止点附近处的惯性力大。

活塞32在下止点折回而转为上升时，活塞32从上连杆11承受惯性力的反作用力。该反作用力的方向与上连杆11的轴线方向一致，可以考虑分解为气缸轴线方向成分和气缸半径方向(推力方向)成分。利用其中的气缸半径方向成分，将活塞32向气缸套41a推压。

如上述所示，活塞32在位于下止点附近时，最下部与气缸套41a相比位于下方，滑动面积小。另外，多连杆式发动机如上述所示，具有可以使活塞冲程长冲程化的特性，由于在气缸套41a的下部形成缺口部，所以活塞32和气缸套41b之间的滑动面积变得更小。

因此，如果将活塞32向气缸套41a推压，则有可能使气缸套41a的刚性已经变弱的缺口部周边的表面压力增大，使气缸套41a变形，使气缸套41a与活塞裙座之间的接触状态恶化。另外，如果活塞32的推力载荷大，则有可能由气缸套41a的缺口部的边缘将活塞裙座的润滑油膜刮去。

在本实施方式中，与气缸轴线正交且穿过曲轴轴承颈33a的轴心的横轴(X轴)与将控制销23的中心以及上销22的中心连结而成的线，在活塞32位于上止点时所成的角度θ1(参照图3(B))、和活塞32位于下止点时所成的角度θ2(参照图4(B))，成为相同的角度。即，使θ1＝θ2。通过上述结构，在活塞32位于上止点时和位于下止点时，上销22的横轴(X轴)方向的位置相同，上销22的位移轨迹不是左右倾斜的长圆状，而是如图3(B)和图4(B)所示的纵长椭圆。这样，活塞32在下止点折回而转为上升时，作用于活塞32的惯性力的反作用力的气缸半径方向(推力方向)成分变小。因此，将活塞32向气缸套41a推压的推力变小，可以防止气缸套41a的变形和活塞裙座的润滑油膜不足。

另外，如果与气缸轴线正交且穿过曲轴轴承颈33a的轴心的横轴(X轴)与将控制销23的中心以及上销22的中心连结而成的线，在活塞32位于上止点时所成的角度θ1、和活塞32位于下止点时所成的角度θ2，不是成为相同的角度，从而上销22的移动轨迹的椭圆成为横向，则上连杆的倾倒角变大而侧推力增大。作为对比例的图11、图12，分别与本实施例的图3(B)和图4(B)对应，是椭圆以下述方式倾斜的例子，即，如图11所示，椭圆的上部即上止点侧远离曲轴中心，另一方面如图12所示，椭圆的下部即下止点侧接近曲轴中心。因此，活塞32位于上止点时所成的角度θ1，比活塞32位于下止点时所成的角度θ2小。这时，在垂直于气缸轴线的方向上椭圆的宽度变宽，上连杆的倾倒角变大，侧推力增大。另外，由于椭圆倾斜，所以相应地减少了活塞冲程量。反过来说，为了得到相同的活塞冲程量，需要扩大上销22的移动轨迹，从而使发动机大型化。而在本实施方式中，通过使θ1＝θ2，使上销22的移动轨迹成为纵长椭圆，可以有效地将上销22的移动与发动机冲程量相关联，换言之，实现发动机的小型化。

另外，如果配置各连杆以使得控制销23的位置在活塞32位于上止点时和在活塞32位于下止点时，成为相同的位置，另外配置各连杆以使这时的控制销23的中心位于横轴(X轴)上，则上销22的纵长椭圆轨迹变得更直立，从而能起到更大的效果。

在此基础上，通过使上销22的移动轨迹的最低点处于气缸轴线的大致正下方，从而在活塞32位于下止点时，上连杆11的轴线方向与气缸轴线方向大致一致。因此，活塞32在下止点折回而转为上升时，作用于活塞32的惯性力的反作用力仅是大致气缸轴线方向成分，气缸半径方向(推力方向)成分几乎没有。因此几乎不会产生将活塞32向气缸套41a推压的推力。所以，可以更有效地防止气缸套41a的变形和活塞裙座的润滑油膜不足。

此外，如上述所示，如果使摆动中心轴24成为偏心轴而移动摆动中心轴24的偏心位置，则控制连杆13的摆动中心变更，活塞32的上止点位置变更。由此可以机械地调整压缩比。在上述情况下，可以在高载荷运转时降低压缩比。这是由于通过在高载荷下降低机械压缩比，同时将进气阀关闭定时设为下止点附近，可以实现确保输出和防止爆震的并存。另外，也可以在低载荷运转时提高压缩比。这是由于通过在低载荷提高机械压缩比，同时，在将进气阀关闭定时设为远离下止点并将排气阀打开定时设为下止点附近，能够增大膨胀比，减小排气损失。另外，在上述高载荷运转下，容易增大将活塞32向气缸套41a推压的推力。因此，可以使得与高压缩比侧相比，使低压缩比侧的θ1和θ2之间的差更小，即，θ1(参考图3(B))和θ2(参考图4(B))在低压缩比侧取相互接近的值(由低压缩比的实线形成的θ1和θ2为大致相同的角度，其差大致接近0，与之相比，对于由高压缩比的虚线形成的θ1和θ2，与低压缩比的情况进行比较，具有大的差)。这样，特别地，在适于高载荷运转时的低压缩比侧，可以更有效地降低将活塞32推向气缸套41a的推力。

另外，配置各连杆以使得摆动中心轴24的位置如上述所示成为下述位置，即，活塞32位于上止点时，控制连杆13的中心轴大致直立、优选直立(图3)，同时在活塞32位于下止点时，控制连杆13的中心轴大致直立、优选直立(图4)。另外，摆动中心轴24与曲轴轴承颈33a相比位于下方，且以曲轴轴承颈33a为中心，位于气缸中心轴的相反侧。下面说明这样设置的理由。首先为了容易理解，参照图6的发动机体的纵剖面图说明发动机体。

梯形机架42利用螺栓紧固于气缸体41上。在由梯形机架42以及气缸体41形成的孔40a中，可自由旋转地支撑曲轴33的曲轴轴承颈33a。梯形机架42与气缸体41的抵接面，与气缸的中心轴正交。另外将梯形机架42与气缸体41紧固的螺栓的中心轴，与该抵接面正交。即，螺栓中心轴平行于气缸中心轴。

摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44，利用螺栓45共同紧固于梯形机架42上。此外，在图6中，螺栓45的中心线由点划线表示。在由摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44形成的孔40b中，可自由旋转地支撑摆动中心轴24。摆动中心轴支撑托架43与梯形机架42的抵接面，与气缸的中心轴正交。摆动中心支撑罩44与摆动中心轴支撑托架43的抵接面，也与气缸中心轴正交。螺栓45的中心轴与这些抵接面正交。即，螺栓45的中心轴平行于气缸中心轴。

在以上述结构支撑摆动中心轴24的情况下，如果由作用于活塞32的燃烧压力和惯性力等产生的载荷，经由各连杆传递至摆动中心轴24，作用在将摆动中心轴24向下压的方向上，则有可能发生所谓开口的现象，即摆动中心轴支撑罩44相对于摆动中心轴支撑托架43发生位置偏移等。由作用于活塞32的燃烧压力和惯性力等产生的载荷，在活塞位于上止点附近或者下止点附近时最大。这时，如果连杆13为直立(即平行于气缸轴线)，则摆动中心轴24被向控制连杆13的轴线方向(即正下方)压下，该压下力由螺栓45承受。如果控制连杆13倾斜，则该压下力中、与螺栓45的轴线方向一致的成分由螺栓45承受，与螺栓45正交的轴线方向的成分作为使摆动中心轴支撑罩44相对于摆动中心轴支撑托架43发生位置偏移的成分而起作用。因此，如上述所示，配置各连杆以使得摆动中心轴24的位置成为下述位置，即，在活塞32位于上止点时控制连杆13的中心轴大致直立、优选直立(图3)，同时，在活塞32位于下止点时控制连杆13的中心轴大致直立、优选直立(图4)。

图7是说明摆动中心轴的配置位置的图。图7(A)表示将摆动中心轴相对于曲轴轴承颈配置在上方的比较实施方式，图7(B)表示将摆动中心轴相对于曲轴轴承颈配置在下方的本实施方式。

如上述所示，在本实施方式中，摆动中心轴24相对于曲轴轴承颈33a位于下方，且以曲轴轴承颈33a为中心位于气缸中心轴的相反侧。下面说明上述结构的理由。

首先为了容易理解，说明图7例示的比较实施方式。

作为摆动中心轴24的配置位置，如图7(A)所示，也考虑配置在曲轴轴承颈33a的上方。但是对于上述结构，控制连杆13的强度存在问题。

即，作用于控制连杆的载荷中的最大载荷，是由燃烧压力产生的载荷。由燃烧压力产生的载荷F1，向下作用于上连杆11。通过该向下的载荷F1，对曲轴轴承颈33a的轴承部作用向下载荷F2，围绕曲柄销33b而作用右转力矩M1。并且，通过该力矩M1，对控制连杆13作用向上载荷F3。即，对控制连杆13作用压缩载荷。在这里，如果考虑对连杆13作用压缩载荷的情况，则在载荷大的情况下，连杆13有可能压曲。另外，根据下面的算式(4)所示的欧拉压曲方程，压曲载荷与连杆长度1的平方成反比。

[算式4]

欧拉压曲方程

$P_{\mathrm{cr}}=n{\mathrm{\π}}^2\frac{\mathrm{EI}}{1^2}---\left(4\right)$

其中，

P_cr：压曲载荷

n：末端条件系数

E：纵向弹性系数

I：剖面二次力矩

l：连杆长度

如上述所示，由于增长连杆长度l而可能产生压曲，所以不能过长。为了增长连杆长度，必须增大连杆宽度和连杆厚度而使剖面二次力矩变大，但是由于存在重量增加等问题，所以不现实。

因此，不得不缩短控制连杆13的长度，所以无法增加前端(即控制销23)的移动长度。因此，无法使发动机大型化，从而很难得到期望的发动机输出。

针对上述问题，在图7(B)所示的本实施方式中，将摆动中心轴24配置在曲轴轴承颈33a的下方。这样，由燃烧压力产生的载荷F1，从上连杆11传递到下连杆12，作为拉伸载荷作用于控制连杆13上。在拉伸载荷作用于连杆13上的情况下，应考虑连杆13的弹性损坏，但是一般认为是否产生弹性损坏，依赖于连杆剖面的应力或者应变，而连杆长度对其影响小。相反，如果以最大主应变理论考虑，则当拉伸载荷相同时，通过增长连杆长度，应变变小，从而难以产生弹性损坏。

如上述所示，由于优选由控制连杆13作为拉伸载荷承受由燃烧压力产生的载荷，所以在本实施方式中，将摆动中心轴24配置在曲轴轴承颈33a的下方。

另外，在本实施方式中，如上述所示，将上销22的中心、控制销23的中心和曲柄销33b的中心排列在一条直线上。说明该理由。

根据本发明人的分析，多连杆式发动机，通过适当地调整摆动中心轴的位置，与单连杆式发动机相比，能够降低振动。图8表示该分析结果。此外，图8是说明多连杆式发动机的活塞加速度特性的图，图8(A)是表示多连杆式发动机的活塞加速度特性的图，图8(B)是表示作为对比例的单连杆式发动机的活塞加速度特性的图。

如图8(B)所示，在单连杆式发动机中，对于将1次成分和2次成分合成后的总体的活塞加速度的大小(绝对值)，在上止点附近的值比下止点附近的值大。但是，如图8(A)所示，在多连杆式发动机中，总体的活塞加速度的大小(绝对值)，在下止点附近的值和上止点附近的值大致相同。

并且，如果将单连杆式发动机和多连杆式发动机的2次成分的大小进行比较，则多连杆式发动机的值比单连杆式发动机的值小，具有能够降低二次振动的特性。

如上述所示，多连杆式发动机，通过适当地调整摆动中心轴的位置，可以改善振动特性(特别是降低二次振动)。图9是说明可降低二次振动的摆动中心轴的配置位置的图，活塞位于上止点。图9(A)表示曲柄销位于将上销和控制销连结而成的线的下方的情况，图9(B)表示曲柄销位于将上销和控制销连结而成的线的上方的情况，图9(C)表示曲柄销位于将上销和控制销连结而成的线上的情况。

如图9(A)所示，在曲柄销33b位于将上销22和控制销23连结而成的线的下方的情况下，可降低二次振动的摆动中心轴24的可配置区域是以箭头A表示的范围。为了使用基于发动机的性能要求而设定的长度的控制连杆13，摆动中心轴24与控制销23相比位于左侧(远离曲轴轴承颈33a的一侧)。

如图9(B)所示，在曲柄销33b位于将上销22和控制销23连结而成的线的上方的情况下，可降低二次振动的摆动中心轴24的可配置区域，是以箭头B表示的范围。为了使用基于发动机的性能要求而设定的长度的控制连杆13，摆动中心轴24与控制销23相比位于右侧(接近曲轴轴承颈33a的一侧)。

如图9(C)所示，在曲柄销33b位于将上销22和控制销23连结而成的线上的情况下，可降低二次振动的摆动中心轴24的可配置区域，是以箭头C表示的范围。为了使用基于发动机的性能要求而设定的长度的控制连杆13，摆动中心轴24位于控制销23的大致正下方。在本实施方式中，如上述所示，摆动中心轴24配置在下述位置：在活塞32位于上止点时，及在活塞32位于下止点时，控制连杆13的中心轴为大致直立、优选直立，而为了在实现上述的几何形状的同时降低二次振动，需要将曲柄销33b配置在将上销22和控制销23连结而成的线上。

并且，通过设置上述连杆几何形状，在多连杆式发动机10的控制连杆13的前端(摆动中心轴24)，如图10(A)所示，作用以360度为周期变动的力。另外，由于燃烧压力，在控制连杆13的前端(摆动中心轴24)，如图10(B)所示，作用以720度为周期变动的力。将这些力进行合成，在控制连杆13的前端(摆动中心轴24)，如图10(C)所示，作用以720度为周期变动的力。

上述的向下载荷，起到使摆动中心轴支撑罩44从摆动中心轴支撑托架43离开的作用，但如果万一在向下载荷的同时左右方向的载荷也起作用，则有可能使摆动中心轴支撑罩44相对于摆动中心轴支撑托架43发生偏移。因此作为应对，必须增加螺栓45的根数，或者使用大尺寸的螺栓45，从而使对摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44进行紧固的螺栓45具有足够的轴向力。

但是，本发明人着眼于，由惯性力和燃烧压力引起而作用于控制连杆13的载荷的大小，在上止点或者下止点的附近为最大。于是，在多连杆式发动机中，采用在上止点或者下止点的附近使连杆13为大致直立(优选直立)的连杆几何形状。通过上述结构，当作用于控制连杆13的载荷大小为最大时，在控制连杆13的前端(摆动中心轴24)不作用左右方向的载荷，可以防止摆动中心轴支撑罩44相对于摆动中心轴支撑托架43发生偏移。

本发明不限定于上述说明的实施方式，在本发明的技术思想的范围内，可以有各种变形和改变，显而易见，上述各种变形和改变也包含在本发明的权利要求中。

例如，在上述实施方式中，由摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44对摆动中心轴24进行支撑，上述摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44通过螺栓45与梯形机架42一同紧固，但也可以是摆动中心轴支撑托架43与梯形机架42一体形成的构造。在此情况下，气缸体41以及梯形机架42相当于权利要求中的发动机体。

Claims (8)

1.一种多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，具有：

曲轴；

活塞，其在上述发动机的气缸内往复运动；

上连杆，其经由活塞销可旋转地与上述活塞连结；

下连杆，其可旋转地安装于上述曲轴的曲柄销上，同时经由上销可旋转地与上述上连杆连结；以及

控制连杆，其一端经由控制销而可旋转地与上述下连杆连结，另一端经由摆动中心轴可旋转地与发动机体连结，

上述曲轴的曲柄销，配置在将上述上销和上述控制销连结而成的线上，

横轴与将上述控制销的中心以及上述上销的中心连结而成的线所成的角度，在活塞位于上止点时和活塞位于下止点时相同，其中，所述横轴穿过上述曲轴的曲轴轴承颈的轴心并与气缸轴线正交。

2.根据权利要求1所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

上述控制销的位置，在活塞位于上止点时和活塞位于下止点时相同，并位于上述横轴上。

3.根据权利要求1所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

上述上销的移动轨迹的最低点，是气缸轴线的正下方。

4.根据权利要求1所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

上述摆动中心轴配置为，与曲轴的曲轴轴承颈相比位于下方，且以该曲轴轴承颈为中心位于气缸中心轴的相反侧，

上述摆动中心轴可旋转地轴支撑在发动机体与摆动中心轴支撑罩之间，该摆动中心轴支撑罩通过螺栓与该发动机体紧固，

在上述活塞位于上止点附近的定时，以及位于下止点附近的定时，上述控制连杆的中心轴平行于气缸的中心轴。

5.根据权利要求4所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

上述摆动中心轴支撑罩和上述发动机体之间的抵接面，与气缸的中心轴正交，

对摆动中心轴支撑罩进行紧固的螺栓的中心轴，平行于气缸中心轴。

6.根据权利要求1所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

曲柄销的中心和控制销的中心之间的距离相对于曲柄销的中心和上销的中心之间的距离之比，与从纵轴到摆动中心轴的距离相对于纵轴到活塞销的距离之比，相等，其中，所述纵轴穿过曲轴轴承颈的轴心并平行于气缸轴线。

7.根据权利要求1所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

上述活塞的往复运动加速度，在下止点附近的定时处的极大值的大小，等于或者大于在上止点附近的定时处的极大值的大小。

8.根据权利要求1所述的多连杆式往复运动型发动机，其特征在于，

上述多连杆式发动机是压缩比可变发动机，其可以对应于运转条件，通过调整上述摆动中心轴的位置而变更压缩比，

横轴与将控制销的中心以及上销的中心连结而成的线，在活塞位于上止点时所成的角度θ1以及在活塞位于下止点时所成的角度θ2，与高压缩比侧相比，在低压缩比侧为互相接近的值，其中，所述横轴穿过上述曲轴轴承颈的轴心并与气缸轴线正交。

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