JP2002061501A - 内燃機関の複リンク機構 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】 【課題】 ピストン１１が比較的剛性の上端部でシリン
ダ１７と強く接触すると、摩擦損失の増加や騒音の発生
等を招くおそれがある。 【解決手段】 ピストン１１のピストンピン１４に連結
するアッパーリンク２１と、このアッパーリンク２１と
クランクシャフト１３のクランクピン１６とに連結する
ロアリンク２２と、を備える。ピストン上死点が上、下
死点が下となり、クランクシャフト１３が時計方向Ｐに
回転するクランク軸方向視で、ピストンピン中心６０を
ピストン中心線４１よりも右側に配置し、ピストン往復
動作に伴う両リンク２１，２２のリンク連結中心６３の
軌跡を、ピストンピン往復線４３よりも左側に配置す
る。

Description

【発明の詳細な説明】

【０００１】

【発明の属する技術分野】この発明は、レシプロ式内燃
機関に関し、特に、ピストンピンとクランクピンとを複
数のリンクで連結した複リンク機構に関する。

【０００２】

【従来の技術】従来のレシプロ式内燃機関のピストン構
造として、実開平７−８５４４号公報に記載されている
構造を図１０〜１２に示す。この例では、機関と同期し
て回転するクランクシャフト３のクランクピン６と、シ
リンダ７内を往復移動するピストン１のピストンピン４
とが、一本のコンロッド（リンク）２により機械的に連
携された単リンク式の構造となっている。

【０００３】そして、図１０に示すように、ピストン上
死点が上、下死点が下となり、クランクシャフト３が時
計方向に回転するクランク軸方向視で、コンロッド２と
連結するピストンピン中心４ａが、ピストン１の冠面中
心を通ってシリンダ７の軸方向に延びるピストン中心線
７ａよりも左側にオフセットして配置されている。ま
た、同じくクランク軸方向視で、コンロッド２と連結す
るクランクピン中心６ａが、ピストンピン中心４ａを通
ってシリンダ７の軸方向に延びるピストンピン往復線４
ｂに対し、主にピストン上昇行程では左側に、主にピス
トン下降行程では右側に位置する構造となっている。

【０００４】図１２に示すように、ピストン１には、主
として、燃焼室からの作用荷重Ｆ１が実質的に冠面中心
に作用するとともに、コンロッド２からの作用荷重Ｆ
２、つまりピストンピン中心４ａとクランクピン中心６
ａとを結ぶコンロッド中心線５に沿う作用荷重Ｆ２がピ
ストンピン中心４ａに作用する。これらの荷重Ｆ１，Ｆ
２に応じて、ピストン１には、回転運動方向（ピストン
首振り方向）の力Ｆ３と、並進運動方向の力Ｆ４とが作
用する。この結果、ピストン１が傾いて、シリンダ７に
強く接触するピストン１の一部分にスラスト力Ｆ５が作
用する。

【０００５】図１１に示すように、ピストン１の往復動
作に伴って、作用荷重Ｆ１の向きやコンロッド中心線５
の傾きが変化するために、スラスト力Ｆ５が作用する位
置及び方向が変化する。上記従来例の構造の場合、図１
２に示すように、上記の力Ｆ３，Ｆ４の向き，方向が概
略４つのパターンに分類される。図１２のパターン３，
４の場合、スラスト力Ｆ５の作用位置が、ピストンピン
中心４ａよりも上側になる。つまり、ピストン１の上端
部でシリンダ７と強く接触することとなる。

【０００６】

【発明が解決しようとする課題】一般的に、ピストン１
の上部に設けられるピストンランド部は、多数のリング
列を保持する関係で、ピストン１の下部に設けられるス
カート部よりも剛性が高く設定されている。従って、上
記のパターン３，４のようにピストンランド部にスラス
ト力Ｆ５が作用する場合、パターン１，２のようにピス
トンスカート部にスラスト力Ｆ５が作用する場合に比し
て、局部面圧が大きくなり、潤滑油膜の形成が悪化した
り、接触荷重の増加により摩擦損失が大きくなるおそれ
がある。また、比較的高い剛性のピストンランド部にス
ラスト力Ｆ５が作用している場合、面圧が高くなり易い
ことに加え、スラスト力Ｆ５の方向が入れ替わる際の衝
突エネルギーが大きく、騒音を生じ易い。

【０００７】ところで、ピストン１冠面を含むピストン
ランド部の外周面と、シリンダ７の内壁面との間には、
所定のクリアランスが設定されている。つまり、ピスト
ンランド部やシリンダ７は温度変化に応じて熱膨張又は
縮小する（例えばランド部やシリンダが同一の材料で形
成されている場合、全周でほぼ均等に直径が拡大又は縮
小する）ため、上記のクリアランスが最も小さくなる温
度条件のとき（一般的にはピストンとシリンダの温度差
が最大となる機関最高出力時）にも、ある程度のクリア
ランスが残されるように設定されている。

【０００８】これに加え、上記のパターン３，４のよう
な状態が起こり得る構成の場合、ピストンランド部とシ
リンダとが強く接触することがあり、このときのスラス
ト荷重Ｆ５やピストン，シリンダの弾性変形等を考慮
し、その分更にクリアランスを大きく設定する必要があ
る。このように、ランド部とシリンダ間のクリアランス
が大きくなると、クレビスボリュームが増大し、ここに
未燃のガスが溜まり易くなり、常用運転条件等における
排気性能が悪化するという問題がある。

【０００９】これらの問題は、パターン３，４の状態に
起因するため、上記従来例のような単リンク式の構造の
みならず、例えばピストンピンとクランクピンとを２本
以上のリンクで連係した複リンク機構であっても、上記
のようなパターン３，４の状態が起こり得る限り、同様
の問題が発生する。この発明は、このような従来の問題
点に着目してなされたものである。

【００１０】

【課題を解決するための手段】請求項１に係る発明は、
機関と連動して回転するクランクシャフトのクランクピ
ンと、シリンダ内を昇降するピストンのピストンピン
と、を２本以上のリンクで連結した複リンク機構であっ
て、一端が上記ピストンピンに連結される第１リンク
と、この第１リンクの他端に連結される第２リンクと、
を有する内燃機関の複リンク機構において、ピストン上
死点が上、ピストン下死点が下となり、クランクシャフ
トが時計方向に回転するクランク軸方向視で、上記第１
リンクと連結するピストンピン中心が、ピストン冠面の
中心を通ってシリンダの軸方向に延びるピストン中心線
よりも右側に配置される一方、ピストン往復動作に伴う
上記第１リンクと第２リンクとのリンク連結中心の軌跡
が、上記ピストンピン中心を通ってシリンダの軸方向に
延びるピストンピン往復線よりも左側に配置されること
を特徴としている。

【００１１】この請求項１に係る発明によれば、ピスト
ンとシリンダとは、ほぼ常に相対的に剛性の低いピスト
ン下部（典型的にはスカート部）で強く接触し、相対的
に剛性の高いピストン上部（典型的にはランド部）で強
く接触する可能性がほとんどない。このため、ピストン
ランド部に強いスラスト荷重が作用する可能性が低く、
潤滑油膜形成の悪化が抑制され、ピストン，シリンダ間
の摩擦損失を低減できる。また、ピストンとシリンダと
の衝突エネルギーが小さくなり、この衝突に起因する騒
音の発生を十分に低減できる。

【００１２】また、請求項２に係る発明は、上記クラン
ク軸方向視で、ピストン重心が上記ピストンピン往復線
よりも左側に配置されることを特徴としている。

【００１３】この場合、燃焼室からの荷重が作用するピ
ストン冠面中心と同様、ピストン往復動作に伴う上下方
向の慣性荷重が作用するピストン重心も、ピストンピン
往復線の左側に位置することとなる。このような構成と
することにより、ピストン重心がピストン中心線上に存
在しない場合であっても、上述したように、ピストン上
部（ランド部）に大きなスラスト荷重が作用することを
確実に回避することが可能となり、上記請求項１と同様
の作用効果が得られる。つまり、ピストン重心が必ずし
もピストン中心線上に存在しなくてよい点において、ピ
ストン形状の自由度の向上を図ることができる。

【００１４】ところで、ピストンが極めて軽量である場
合には、ピストンピン回りの慣性モーメントも極めて小
さいため、燃焼室からの荷重等によってピストンが（慣
性力に反して瞬間的に）容易に回転してしまい、ピスト
ン下部がシリンダに接触した後に、２次的（次の段階と
して）に反対側のピストン上部がシリンダに接触するお
それがある。このような２次的な接触によるスラスト荷
重は、従来例のようにピストンランド部が最初にシリン
ダと接触する場合のスラスト荷重に比べて小さいもの
の、やはり摩擦損失や騒音の増加を招くおそれがある。

【００１５】そこで、好ましくは請求項３に係る発明の
ように、上記ピストンピン中心と、ピストンピン直交方
向のピストン下端部との上下方向距離をＬとし クラン
クシャフトの回転方向を正とし、上記ピストンピン往復
線と、上記ピストンピン中心と上記リンク連結中心とを
結ぶ線と、のなす角度の中で、ピストン往復動作に伴う
最小値をθとし、上記ピストンピン往復線に対する上記
ピストン中心線のオフセット量をＯｆとした場合、０≦
Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ が成り立つように構成する。

【００１６】これにより、ピストンが軽量で、ピストン
ピン回りの慣性モーメントが極めて小さくても、ピスト
ン下部（スカート部）がシリンダに接触した後に、２次
的にピストン上部（ランド部）がシリンダに接触するこ
とを回避でき、このような２次的なピストンランド部と
シリンダとの接触による摩擦損失および騒音の発生をよ
り確実に回避できる。つまり、請求項３に係る発明は、
ピストンが軽量で高回転型の内燃機関に特に有効であ
る。

【００１７】更に言えば、ピストンが極めて軽量である
場合には、ピストン重心に作用する上下方向の慣性荷重
も極めて小さくなり、この慣性荷重の影響は非常に小さ
い。したがって、ピストン重心がピストンピン往復線か
らかなりオフセットしていても、このような請求項３に
係る発明の効果をほぼ確実に得ることができる。

【００１８】一方、ピストン質量が大きく、ピストンピ
ン回りの慣性モーメントがある程度大きい場合、機関回
転数がある程度高い状態では、ピストンは（瞬時に）容
易に回転し難いが、機関の回転速度が低い状態では、ピ
ストンスカート部がシリンダに接触した後にピストンが
（相対的に遅い回転速度で）首振り回動し、２次的にピ
ストンランド部がシリンダに接触するおそれがある。

【００１９】そこで、好ましくは請求項４に係る発明の
ように、上記ピストンピン往復線に対するピストン重心
のオフセット量をＯｇとした場合、０≦Ｏｇ≦Ｌ×ｔａ
ｎθが成り立つように構成する。

【００２０】これにより、ピストン重心がピストン中心
線上になく、かつ、ピストン質量が無視できない程度に
大きい場合であっても、作用荷重が反転するピストン上
死点や下死点等で、ピストンが首振り回動することによ
り２次的にピストンランド部がシリンダに衝突すること
を有効に回避でき、これに起因する摩擦損失や騒音をよ
り確実に抑制することができる。

【００２１】つまり、ピストンが非常に軽量で、ピスト
ンに作用する慣性荷重が無視できるレベルにある場合に
は、上記のオフセット量Ｏｇによらず、請求項３の効果
を得ることができる。言い換えると、請求項４に係る発
明によれば、ピストン質量や機関回転数によらず、シリ
ンダとピストンランド部との２次的な接触を確実に抑制
することができる。

【００２２】請求項５に係る発明は、ピストン下部に設
けられるスカート部とシリンダとの間のクリアランス
が、ピストン上部に設けられるランド部とシリンダとの
間のクリアランスよりも大きく設定されていることを特
徴としている。

【００２３】この場合、ピストンランド部のクレビスボ
リュームを有効に低減でき、排気中の未燃の燃焼ガス量
の低減化を図ることができる。

【００２４】請求項６に係る発明は、燃焼室内の圧縮比
を変化させるために、上記複リンク機構の姿勢を変化さ
せる可変圧縮比機構を備えた内燃機関であって、少なく
とも機関負荷が最大になるリンク配置の時に、上記ピス
トンピン中心がピストン中心線よりも右側に配置される
一方、上記リンク連結中心がピストンピン往復線よりも
左側に配置されることを特徴としている。

【００２５】このような可変圧縮比機構を備えた内燃機
関においても、少なくとも機関負荷が最大となるリンク
配置、つまりピストンに作用する燃焼荷重が最大となる
リンク配置の時に、上述した請求項１〜５の作用効果、
つまり、摩擦損失や騒音を低減する等の効果を得ること
ができる。

【００２６】図１は、本発明の一例を模式的に図示して
いる。同図に示すクランク軸方向視で、ピストンピン中
心Ｊ１が、ピストン中心線に対して所定量Ｏｆだけ右側
にオフセットしている。また、ピストン往復動作に伴う
第１リンクと第２リンクとのリンク連結中心Ｊ２の軌跡
が、ピストンピン中心Ｊ１を通ってシリンダの軸方向に
延びるピストンピン往復線よりも左側に配置されてい
る。

【００２７】図２，３は、請求項４，５に係る発明の一
例を模式的に示している。同図に示すように、燃焼荷重
Ｆｏは、実質的にピストン冠面円の中心に作用し、この
ピストン冠面の中心を通るピストン中心線に対し、ピス
トンピン中心は所定量Ｏｆだけ右側にオフセットしてい
る。また、ピストン往復動作に伴う上下方向の慣性力Ｆ
ｇがピストン重心に作用し、このピストン重心はピスト
ンピン往復線に対して所定量Ｏｇだけ左側にオフセット
している。なお、θｘは、ピストンピン往復線と、ピス
トンピン中心とリンク連結中心とを結ぶ線とのなす角度
である。

【００２８】上記の慣性力Ｆｇが無視できない程度に大
きい場合、上述したように、ピストン下部がシリンダに
衝突した後に、ピストンが首振り方向に回転し、２次的
にピストン上部が反対側のシリンダに強く当たるおそれ
があり、これを回避するための条件について以下に説明
する。

【００２９】図２に示すように、燃焼荷重Ｆｏが慣性力
Ｆｇよりも大きい場合（Ｆｏ−Ｆｇ＞０）、ピストンの
右下端部がシリンダと強く接触するため、２次的にピス
トンの左上端部がシリンダと当たらないようにするため
には、ピストンピン中心回りに右回りのモーメントを作
用させれば良い。つまり、右回りを正とすると、次式
（１）を成立させれば良い。

【００３０】

【数１】 −Ｆｏ・Ｏｆ＋Ｆｇ・Ｏｇ＋（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθx・Ｌ≧０ ∴Ｆｏ・Ｏｆ−Ｆｇ・Ｏｇ≦（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθx・Ｌ ・・・（１） 一方、図３に示すように、燃焼荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよ
りも小さい場合（Ｆｇ−Ｆｏ＞０）、ピストンの左下端
部がシリンダと接触する形となるので、ピストンピン中
心回りに左回りのモーメントを作用させれば良い。従っ
て右回りを正とすると、次式（２）を成立させれば良
い。

【００３１】

【数２】 −Ｆｏ・Ｏｆ＋Ｆｇ・Ｏｇ−（Ｆｇ−Ｆｏ）ｔａｎθx・Ｌ≦０ ∴Ｆｏ・Ｏｆ−Ｆｇ・Ｏｇ≧（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθx・Ｌ ・・・（２） 従って、全運転域において、２次的にピストントップラ
ンドが反対側のシリンダに当たらないようにするために
は、理論的には上記の（１），（２）の双方を満たす必
要がある。つまり、次式を満たす必要がある。

【００３２】

【数３】 Ｆｏ・Ｏｆ−Ｆｇ・Ｏｇ＝（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθ・Ｌ ところで、ピストンとシリンダとの接触によリ発生する
摩擦損失や騒音等は、ピストンに作用する燃焼荷重や慣
性力の大きい上死点，下死点において特に大きくなる。
このため、ピストン行程中でも上死点、下死点でピスト
ントップランドが２次的に反対側のシリンダに当たらな
いようにすることが、摩擦損失および騒音の低減化の上
で効果的である。

【００３３】ここで、燃焼荷重が作用する圧縮上死点に
おいては、この燃焼荷重Ｆｏがピストン重心に作用する
慣性力Ｆｇよりも大きいので、（１）式が適用される。
この（１）式を変形して、

【００３４】

【数４】Ｏｆ−（Ｆｇ／Ｆｏ）・Ｏｇ≦（１−Ｆｇ／Ｆ
ｏ）ｔａｎθx・Ｌ ここで、燃焼荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよりもはるかに大き
いので、Ｆｇ≫Ｆｏ→（Ｆｇ／Ｆｏ）≒０とし、上死点
におけるθxをαとすると、次式が得られる。

【００３５】

【数５】Ｏｆ≦ｔａｎα・Ｌ ピストンピン中心から左側へのオフセット量Ｏｆを正と
すると、圧縮上死点における２次的なピストンランド部
とシリンダとの接触を回避するためには、次式（３）が
成立すれば良い。

【００３６】

【数６】０≦Ｏｆ≦ｔａｎα・Ｌ ・・・（３） 一方、燃焼荷重が作用しない上死点および下死点におい
ては、荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよりも十分に小さくなるた
め、（２）式において、Ｆｏ→０、上死点におけるθx
→α、下死点におけるθx→β、とすると、次式が得ら
れる。

【００３７】Ｏｇ≦ｔａｎα・Ｌ、Ｏｇ≦ｔａｎβ・Ｌ （３）式の場合と同様、Ｏｇは０よりも大きいため、

【００３８】

【数７】０≦Ｏｇ≦ｔａｎα・Ｌ ・・・（４） ０≦Ｏｇ≦ｔａｎβ・Ｌ ・・・（５） ここで、上記の角度θxの中でピストン往復動作に伴う
最小値をθとすると、ｔａｎθは必ずｔａｎα、ｔａｎ
β以下（上、下死点でθ＝α、βとなる時は同等）とな
るので、（３）、（４）、（５）式より、α、βをθと
すると、

【００３９】

【数８】０≦Ｏｆ≦ｔａｎθ・Ｌ ・・・（６） ０≦Ｏｇ≦ｔａｎθ・Ｌ ・・・（７） 従って、少なくとも（６）、（７）式を同時に満たすよ
うにＯｆとＯｇを設定することにより、ピストン重心が
ピストン中心線上になく、かつ、ピストン質量（慣性
力）が無視できない場合でも、少なくともピストン上死
点及び下死点で、２次的にピストンランド部がシリンダ
に衝突することを回避でき、これに起因する摩擦損失や
騒音等を確実に回避することができる。

【００４０】

【発明の効果】以上説明してきたように、この発明によ
れば、ピストンがほぼ常に比較的剛性の低いピストン下
部でシリンダと接触することとなり、比較的剛性の高い
ピストン上部とシリンダとの接触をほぼ確実に回避する
ことができる。この結果、シリンダとピストンとの局部
面圧を小さく維持でき、潤滑油膜の形成を良好にし、接
触荷重を減少させ、摩擦損失の増加を抑制できる。ま
た、スラスト荷重が比較的低い剛性のピストン下部に作
用するため、スラスト荷重の方向が入れ替わる際の衝突
エネルギーが小さく、騒音の発生を十分に抑制できる。

【００４１】また、ピストンの上部のランド部とシリン
ダとが強く接触するおそれがないので、請求項５に係る
発明のように、ランド部とシリンダとの間のクリアラン
スを十分小さくできる。このため、クリアランス減少分
だけクレビスボリュームを抑制でき、常用運転条件等に
おける排気性能の向上を図ることができる。

【００４２】

【発明の実施の形態】以下、この発明の具体的な実施の
形態を図面に基づいて詳細に説明する。

【００４３】図４〜６は、この発明の一実施例を示して
いる。なお、これらの図４〜６は、ピストン１１の上死
点が上、下死点が下となり、ピストン１１が垂直方向に
往復動し、かつ、クランクシャフト１３が時計方向Ｐに
回転するクランク軸方向視に対応している。

【００４４】まず構成を説明すると、機関と同期して回
転するクランクシャフト１３のクランクピン１６と、シ
リンダ１７内を往復移動するピストン１１のピストンピ
ン１４とは、複数のリンクを有する複リンク機構により
機械的に連携されている。

【００４５】この複リンク機構は、上端がピストンピン
１４に回転可能に連結されるロッド状のアッパーリンク
２１と、このアッパーリンク２１の下端とピストンピン
１４とに回転可能に連結されるロアリンク２２と、によ
り構成されている。ロアリンク２２は、後からクランク
ピン１６に組み付けられるように、ボルト２２ｃにより
締結される一対の半割部材２２ａ，２２ｂで構成されて
いる。

【００４６】また、複リンク機構を構成する各リンク２
１，２２の姿勢を変化させることにより、燃焼室の圧縮
比を変化させる可変圧縮比機構が設けられている。この
可変圧縮比機構は、クランクシャフト１３と略平行に延
びる制御軸２４と、この制御軸２４に偏心して設けら
れ、制御軸２４と一体的に回転する偏心カム２５と、こ
の偏心カム２５とロアリンク２２とに相対回転可能に連
結された制御リンク２３と、を有している。この制御リ
ンク２３は、後から偏心カム２５へ組み付けれるよう
に、ボルト２３ｃにより締結される一対の半割部材２３
ａ，２３ｂで構成されている。

【００４７】クランクシャフト１３のメインジャーナル
１３ａは、シリンダブロック３１とメインベアリングキ
ャップ３２との間に回転可能に支持されている。このメ
インベアリングキャップ３２は一対のボルト３３，３４
によりシリンダブロック３１へ締結固定されている。ま
た、制御軸２４は、メインベアリングキャップ３２とサ
ブベアリングキャップ３５との間に回転可能に支持され
ている。このサブベアリングキャップ３５は、一対のボ
ルト３４，３６によりメインベアリングキャップ３２へ
締結固定されている。つまりボルト３４が共用化されて
いる。

【００４８】制御軸２４は、図示せぬエンジンコントロ
ールユニット及びアクチュエータにより機関運転状態に
応じて所定の制御範囲内で回動制御される。制御軸２４
の回動位置が変化すると、ロアリンク２２がクランクピ
ン１６の中心を支点として揺動し、複リンク機構の姿勢
が変化する。これにより、ピストン１１のストローク
（ピストン上死点位置や下死点位置）が変化し、機関燃
焼室の圧縮比が変化するようになっている。

【００４９】そして、図４に示すようなクランク軸方向
視で、アッパーリンク２１と連結するピストンピン１４
の中心（軸心）６０が、ピストン１１の冠面の中心を通
ってシリンダ１７の軸方向に延びるピストン中心線４１
よりも右側にオフセットして配置され、かつ、ピストン
の往復動作に伴うアッパーリンク２１とロアリンク２２
とのリンク連結中心６３の軌跡が、ピストンピン中心６
０を通ってシリンダ１７の軸方向に延びるピストンピン
往復線４３よりも左側に配置されている。

【００５０】なお、図中、６１はクランクピン１６の中
心、６２はロアリンク２２と制御リンク２３との連結中
心、６４は偏心カム２５の中心を示している。

【００５１】この構成によるピストン１１の往復行程の
各タイミングにおけるリンク挙動、ピストン１１に作用
する荷重及びその方向を図５に示す。

【００５２】本実施例の構成によれば、ピストン１１の
首振り運動パターンが、実質的に図６に示す２つのパタ
ーンに限定される。すなわち、ピストンピン中心６０と
リンク連結中心６３とを結ぶアッパーリンク中心線４５
が、ピストン中心線４１に対し、常に上側が右側に傾斜
する姿勢に限定される。従って、図１〜３を用いて上述
したように、燃焼室からの荷重Ｆｏの作用方向によら
ず、ピストン１１は、その下方に設けられるスカート部
１１ａの下端部でシリンダ１７の内壁面と接触すること
になる。

【００５３】このように、シリンダ１７からピストン１
１へ作用するスラスト荷重Ｆｓは、常に、比較的剛性の
低いスカート部１１ａの下端部に作用することとなるた
め、ピストン１１の上部に設けられる比較的剛性の高い
ランド部１１ａにスラスト荷重が作用する場合に比し
て、局部面圧を小さく維持でき、潤滑油膜の形成を良好
にし、局部接触荷重を減少させて、摩擦損失の増加を抑
制できる。また、比較的低い剛性のスカート部１１ａに
スラスト荷重Ｆｓが作用することから、スラスト荷重の
方向が入れ替わる際の衝突エネルギーも小さくなり、騒
音の発生を効果的に抑制できる。

【００５４】更に、ピストン１１のランド部１１ａとシ
リンダ１７とが強く接触するおそれがない分、ランド部
１１ａとシリンダ１７との間のクリアランスを小さくで
きる。従って、このクリアランスの減少分だけ、クレビ
スボリュームを抑制でき、排気性能の向上を図ることが
できる。

【００５５】一方、図７に示す比較例のように、クラン
ク軸方向視で、ピストンピン中心６０がピストン中心線
４１に対して本実施例とは逆の左側にオフセットしてい
る場合、図７に示すようなピストン首振り運動パターン
になるため、ピストン１１のランド部１１ａにスラスト
荷重Ｆｓが作用する形となり、本実施例の作用効果は得
られない。

【００５６】また、本実施例のように運転条件によって
制御軸２４を回動制御することによりリンク配置を変化
させて、燃焼室内の圧縮比を可変制御する可変圧縮比機
構を用いた構成の場合、少なくとも所定のリンク配置、
好ましくは機関負荷が最大となるリンク配置のときに、
上述した条件、つまりクランク軸方向視でピストンピン
中心６０がピストン中心線４１よりも右側にオフセット
し、リンク連結中心６３の軌跡がピストンピン往復線４
３よりも左側に配置されるように設定する。このような
設定を実現するために、例えば、制御リンク２３の揺動
中心となる偏心カム２５の中心６４の位置を適宜に設定
する。

【００５７】このような構成により、機関負荷が最大と
なるリンク配置のとき、つまりピストンに作用する燃焼
荷重等が最大となるリンク配置のときに、上述したよう
に潤滑油膜形成の悪化，ピストンとシリンダとの摩擦損
失，及び騒音の発生等が効果的に抑制される。逆に言え
ば、このような摩擦損失や騒音等が最も問題となるリン
ク配置以外の場合のピストン行程，リンク配置の自由度
を高めることができる。

【００５８】実際には、ピストン１１の往復動作に伴う
上下方向の慣性力がピストン１１の重心（図２，３のＦ
ｇに相当）に作用する。この慣性力は、ピストン１１が
十分に軽量な場合や機関回転数が十分低い場合等には無
視できるが、ピストン１１の重量や機関回転数等によっ
ては無視できない場合もある。

【００５９】そこで、好ましくは、クランク軸方向視
で、上下方向の慣性力が作用するピストン１１の重心
を、ピストンピン中心線４２よりも左側に配置する。こ
の場合、ピストンの往復動作に伴う慣性力がピストン１
１へ及ぼす回転力の方向が、燃焼室からの荷重Ｆｏやピ
ストンピン中心６０に作用する荷重Ｆｔに起因する回転
方向モーメントＭと同方向となる。従って、上述した場
合と同様、ピストン１１が常に下端部でシリンダ１７と
接触する形となる。加えて、ピストン重心を、ピストン
ピン中心線４２よりも左側の範囲でピストン中心線４１
からずれている位置にも設定することが可能なため、ピ
ストン形状等の自由度を向上できる効果がある。

【００６０】次に、図８を参照して、上記のクランク軸
方向視でピストンピン往復線４３に対するピストン中心
線４１のオフセット量Ｏｆについて説明する。ピストン
ピン中心６０とピストンピン直交方向（図８の左右方
向）のピストン１０の下端部との垂直方向距離をＬと
し、ピストンピン往復線４３とアッパーリンク中心線４
５とのなす角度をαとし、ピストン往復動作に伴う角度
αの最小値をθとするとき、以下の関係を満たすように
構成する。

【００６１】

【数９】０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ また、上下方向慣性力の荷重作用点であるピストン重心
のピストンピン往復線４３に対するオフセット量をＯｇ
とすると、以下の関係を満たすように構成する。

【００６２】

【数１０】０≦Ｏｇ≦Ｌ×ｔａｎθ これらの式について詳述すると、ピストンピン回りのモ
ーメントＭを、ピストンピン回りの回転慣性力を無視し
て考えると、燃焼荷重による垂直作用荷重をＦｏ、シリ
ンダ１７からピストン１１へ作用するスラスト力をＦ
ｓ、このスラスト力Ｆｓが実質的に作用するスカート接
触圧力中心位置とピストンピン中心６０との間の上下方
向距離を下向きを正としてｘとすれば、

【００６３】

【数１１】Ｍ＝Ｆｏ×Ｏｆ−Ｆｓ×ｘ が成り立つ。

【００６４】また、スラスト力Ｆｓは、図８でピストン
１１の横方向慣性力を無視すれば、

【００６５】

【数１２】Ｆｓ＝ｔａｎα×Ｆｏ となる。

【００６６】従って、モーメントＭは、以下の式で表さ
れる。

【００６７】

【数１３】Ｍ＝Ｆｏ×（Ｏｆ−ｔａｎα×ｘ） つまり、スカート部の弾性変形等により、Ｏｆ−ｔａｎ
α×ｘ がゼロとなるときに、モーメントがバランスし
て、ピストンの首振り方向の回転モーメントがゼロとな
る。

【００６８】ここで、Ｏｆがｔａｎ×ｘよりも大きい
と、ｘがスカート下端Ｌより大きい値のときにモーメン
トがバランスすることになる。つまりモーメントがバラ
ンスすることがないために、不釣り合いモーメントで回
転加速度を受けて回転しようとする。回転慣性力を無視
すれば、図８の（ｂ）に示すように、ピストン１１の左
上端部がシリンダ１７に接触し、この部分に作用するス
ラスト力Ｆｒでモーメントがバランスする事態が起こり
得る。

【００６９】しかしながら、ピストン１１のピストンピ
ン回りの慣性モーメントが十分に大きい場合には、上記
のピストン１１の首振り回転を止める方向に作用するピ
ストンの回転慣性力が作用荷重に対して十分大きいため
に、ピストンの回転が追従せず、Ｏｆ＞ｔａｎα×ｘで
あっても反対側のピストン左上端がシリンダに接触する
前に、クランクシャフトの回転、つまり時間の経過に伴
って例えば角度αが大きくなり、回転加速度が小さくな
る。従って、上述したような反対側のピストン上端部が
シリンダと接触することは起こらない。

【００７０】しかし、軽量なピストンを用いた場合のよ
うに、作用する荷重に比して回転慣性力が十分に小さい
場合、Ｏｆ＞ｔａｎα×ｘの場合にピストンが２次的に
首振り回転して反対側のピストン上端部がシリンダと接
触する場合も考えられる。

【００７１】そこで好ましくは、上記の角度αの最小値
θと、オフセット量Ｏｆと、上下方向距離Ｌとを、

【００７２】

【数１４】０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ を満たすように設定すれば、いかなる場合でも、ピスト
ンの下端部にスラスト荷重Ｆｓが作用する状態でモーメ
ントが釣り合うこととなり、作用する荷重Ｆｏに比較し
て回転慣性力が十分に小さいピストンを用いた場合で
も、ピストンが首振り回転して逆側のピストン上端部が
シリンダと接触する事態を確実に回避できる。

【００７３】より好ましくは、図９に示すように、ピス
トン１１の上部に設けられるランド部１１ａとシリンダ
１７との間のクリアランスΔＤ１に比して、ピストン１
１の下部に設けられるスカート部１１ｂとシリンダ１７
との間のクリアランスを大きく設定する。

【００７４】つまり、ピストン１１の首振り運動が図６
に示す２つのパターンに限定されるため、シリンダ１７
とピストン１１とは、必ず剛性の比較的低いスカート下
部側で強く接触，衝突することとなる。従って、衝突エ
ネルギーも小さくなり、ある程度スカート部１１ｂのク
リアランスが大きくても騒音を生じるおそれはないの
で、このような構成としても静粛な機関を実現できる。
また、相対的にランド部１１ａとシリンダ１７とのクリ
アランスΔＤ１を小さくできるので、クレビスボリュー
ムを低減でき、排気性能を向上できる。さらに、このよ
うな構成としても、機関の高出力運転時にピストンが熱
膨張した場合でも、スカート部１１ｂの両側がシリンダ
１７に接触して不要な圧力を発生するおそれがなく、摩
擦損失の増加を招くこともない。

【図面の簡単な説明】

【図１】本発明に係る複リンク機構の一例を示す説明
図。

【図２】本発明に係る複リンク機構の作用説明図。

【図３】本発明に係る複リンク機構の作用説明図。

【図４】本発明の一実施例に係る内燃機関の複リンク機
構を示す断面対応図。

【図５】上記実施例のピストン往復動作の態様を示す説
明図。

【図６】上記実施例のピストン首振り運動パターンを示
す説明図。

【図７】比較例に係る複リンク機構を示す説明図。

【図８】上記実施例の作用説明図。

【図９】ピストンの好適な形状例を示す構成図。

【図１０】従来例に係る内燃機関を示す断面対応図。

【図１１】上記従来例のピストン往復動作の態様を示す
説明図。

【図１２】上記従来例のピストン首振り運動パターンを
示す説明図。

【符号の説明】

１１…ピストン １１ａ…ランド部 １１ｂ…スカート部 １３…クランクシャフト １４…ピストンピン １６…クランクピン １７…シリンダ ２１…アッパーリンク（第１リンク） ２２…ロアリンク（第２リンク）

Claims (6)

【特許請求の範囲】
1. 【請求項１】 機関と連動して回転するクランクシャフ
   トのクランクピンと、シリンダ内を昇降するピストンの
   ピストンピンと、を２本以上のリンクで連結した複リン
   ク機構であって、一端が上記ピストンピンに連結される
   第１リンクと、この第１リンクの他端に連結される第２
   リンクと、を有する内燃機関の複リンク機構において、 ピストン上死点が上、ピストン下死点が下となり、クラ
   ンクシャフトが時計方向に回転するクランク軸方向視
   で、 上記第１リンクと連結するピストンピン中心が、ピスト
   ン冠面の中心を通ってシリンダの軸方向に延びるピスト
   ン中心線よりも右側に配置される一方、ピストン往復動
   作に伴う上記第１リンクと第２リンクとのリンク連結中
   心の軌跡が、上記ピストンピン中心を通ってシリンダの
   軸方向に延びるピストンピン往復線よりも左側に配置さ
   れることを特徴とする内燃機関の複リンク機構。
2. 【請求項２】 上記クランク軸方向視で、ピストン重心
   が上記ピストンピン往復線よりも左側に配置されること
   を特徴とする請求項１に記載の内燃機関の複リンク機
   構。
3. 【請求項３】 上記ピストンピン中心と、ピストンピン
   直交方向のピストン下端部との上下方向距離をＬとし クランクシャフトの回転方向を正とし、 上記ピストンピン往復線と、上記ピストンピン中心と上
   記リンク連結中心とを結ぶ線と、のなす角度の中で、ピ
   ストン往復動作に伴う最小値をθとし、 上記ピストンピン往復線に対する上記ピストン中心線の
   オフセット量をＯｆとした場合、 ０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ が成り立つことを特徴とする請求項１又は２に記載の内
   燃機関の複リンク機構。
4. 【請求項４】 上記ピストンピン往復線に対するピスト
   ン重心のオフセット量をＯｇとした場合、 ０≦Ｏｇ≦Ｌ×ｔａｎθ が成り立つことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関
   の複リンク機構。
5. 【請求項５】 ピストン下部に設けられるスカート部と
   シリンダとの間のクリアランスが、ピストン上部に設け
   られるランド部とシリンダとの間のクリアランスよりも
   大きく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複リンク機構。
6. 【請求項６】 燃焼室内の圧縮比を変化させるために、
   上記複リンク機構の姿勢を変化させる可変圧縮比機構を
   備えた内燃機関であって、 少なくとも機関負荷が最大になるリンク配置の時に、上
   記ピストンピン中心がピストン中心線よりも右側に配置
   される一方、上記リンク連結中心がピストンピン往復線
   よりも左側に配置されることを特徴とする請求項１〜５
   のいずれかに記載の内燃機関の複リンク機構。