JP2004044776A

JP2004044776A - Pin connection structure

Info

Publication number: JP2004044776A
Application number: JP2002363228A
Authority: JP
Inventors: Ryosuke Hiyoshi; 日吉　亮介; Kenji Ushijima; 牛嶋　研史; Yoshiaki Tanaka; 田中　儀明; Shunichi Aoyama; 青山　俊一; Katsuya Mogi; 茂木　克也; Naoki Takahashi; 高橋　直樹
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2002-05-16
Filing date: 2002-12-16
Publication date: 2004-02-12
Anticipated expiration: 2022-12-16
Also published as: JP4075600B2

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To partially make large an axial width of individual pin boss parts 23, 31 to which a large load is applied while inhibiting the whole axial width of the pin bosses 23, 31 of two links 11, 13 and to effectively enhance strength of a bearing part. <P>SOLUTION: The pin connection structure has a connection pin 12 axially inserted through a first pin boss part 21 of an upper link 11 and a second pin boss part 31 of a lower link 13. A relative rotation angle of both links 11, 13 is restricted to a predetermined angle or less. Each of the pin boss parts 21, 31 partially has wide width parts 23, 33 of long axial width. These wide width parts 23, 33 are axially and partially overlapped. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、連結ピンが挿通する２つのリンクの相対回転角度が所定の回転角度以下に制限されているピン連結構造に関し、特に内燃機関の複リンク式の可変圧縮比機構に好適なピン連結構造の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関の機関圧縮比を変更可能な複リンク式のピストン−クランク機構として、本出願人は特願２０００−３１６０２０号に記載された可変圧縮比機構を以前に提案している。この可変圧縮比機構は、クランクピンに取り付けられるロアリンクと、このロアリンクと内燃機関のピストンとを連繋するアッパリンクと、一端がロアリンクに連結されたコントロールリンクと、を有し、このコントロールリンクの他端の支持位置を変化させることにより、機関圧縮比を連続的に変更可能である。２つのリンク、例えばアッパリンク（又はコントロールリンク）とロアリンクには、略円筒状をなすピンボス部が形成されていて、これらのピンボス部を連結ピンが挿通している。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
一般的に、各ピンボス部の軸方向幅は周方向に一定である。従って、ピンボス部の強度を向上するために、その軸方向幅を広くすると、その分、１つの連結ピンが挿通する複数のピンボス部全体の軸方向幅（典型的には、軸方向両側に位置するピンボス部の軸方向両端間の距離）も長くなって、内燃機関等への搭載性の低下を招く。特に、上述した可変圧縮比機構を備える内燃機関では、回転するクランクシャフトのカウンタウエイト近傍の狭いスペースに上記複数のピンボス部を配置しなければならず、その配置スペースが小さく制限されており、かつ、機関の燃焼圧力に基づく大きな燃焼荷重やリンクの慣性荷重などに耐え得るように、ピンボス部や連結ピンに高い強度が要求される。
【０００４】
ところで、上記の可変圧縮比機構では、その構造上、連結ピンにより連結されるアッパリンク（又はコントロールリンク）とロアリンクとの相対的な回転角度は所定角度（例えば５０〜６０°）以下に制限されている。また、ピンボス部と連結ピンとが対向する軸受部分のうち、ピストンへの燃焼圧力に基づく大きな燃焼荷重が作用する周方向範囲も限定されている。本発明は、これらの点に着目してなされたものであり、複数のピンボス部全体の軸方向幅の抑制化と、燃焼荷重のような大きな荷重に対するピンボス部の強度向上並びに連結ピンの曲げ応力の低減化と、を高いレベルで両立し得る新規なピン連結構造を提供することを主たる目的としている。
【０００５】
【課題を解決するための手段】
本発明に係る可変圧縮比機構は、内燃機関の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、このロアリンクと内燃機関のピストンとを連繋するアッパリンクと、一端がロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を有し、上記コントロールリンクの他端の支持位置を変化させることにより、機関圧縮比を変更することができる。第１リンクとしてのアッパリンク又はコントロールリンクには第１ピンボス部が設けられ、第２リンクとしてのロアリンクには第２ピンボス部が設けられ、これら第１ピンボス部及び第２ピンボス部の双方を連結ピンが軸方向に挿通している。上記可変圧縮比機構の構造上、上記アッパリンク又はコントロールリンクとロアリンクとの相対回転角度は所定の回転角度（例えば５０〜６０°）以下に制限されている。
【０００６】
上記第１ピンボス部は、軸方向幅が異なる幾つかの周方向部分、詳しくは、第１幅狭部と、この幅狭部よりも軸方向幅の長い第１幅広部と、を有している。同様に、上記第２ピンボス部は、軸方向幅が異なる幾つかの周方向部分、詳しくは、第２幅狭部と、この第２幅狭部よりも軸方向幅が長い第２幅広部と、を有している。これら第１幅広部と第２幅広部とは軸方向に部分的にオーバーラップしている。
【０００７】
【発明の効果】
本発明によれば、第１ピンボス部及び第２ピンボス部の全体的な軸方向幅を抑制しつつ、燃焼荷重のような特定の荷重に対するピンボス部の強度向上並びに連結ピンの曲げ応力の低減化を図ることができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、図示実施例に基づいて本発明を詳細に説明する。図１は、本発明に係るピン連結構造を適用したリンク機構の一例として、複リンク式のピストン−クランク機構である内燃機関の可変圧縮比機構を示している。シリンダブロック５に形成されたシリンダ６内には、ピストン１が摺動可能に配設されている。ピストン１は、その上方に画成される燃焼室から燃焼圧力を受ける。クランクシャフト３は、クランク軸受ブラケット７によってシリンダブロック５に回転可能に支持されている。
【０００９】
上記の可変圧縮比機構は、クランクシャフト３のクランクピン４に回転可能に取り付けられるロアリンク１３と、このロアリンク１３とピストン１とを連繋するアッパリンク１１と、一端がロアリンク１３に連結されるコントロールリンク１５と、機関圧縮比を変更するときに、コントロールリンク１５の他端の支持位置（揺動支点）１６を、固定体としてのシリンダブロック５に対して変位・移動させる支持位置可変手段と、を有している。ピストン１とアッパリンク１１とはピストンピン２によって相対的に揺動可能に連結されている。アッパリンク１１とロアリンク１３とは第１連結ピン１２によって連結されている。ロアリンク１３とコントロールリンク１５とは第２連結ピン１４によって連結されている。第１連結ピン１２と第２連結ピン１４とはクランクピン４を挟んで互いにほぼ反対側に配置されている。
【００１０】
上記の支持位置可変手段は、クランクシャフト３の斜め下方をクランクシャフト３と平行に気筒列方向へ延びる制御軸１８と、この制御軸１８に偏心して固定又は一体形成された円形の偏心カム１９と、制御軸１８を回転駆動するアクチュエータ（図示省略）と、を有している。偏心カム１９の外周面には、コントロールリンク１５の他端が揺動可能に取り付けられている。制御軸１８は、上記のクランク軸受ブラケット７と制御軸受ブラケット８とによってシリンダブロック５側に回転可能に支持されている。機関圧縮比を変更する際には、周知のエンジン制御部から上記のアクチュエータへ駆動信号を出力して、制御軸１８を回転駆動する。これにより、コントロールリンク１５の揺動支点１６となる偏心カム１９の中心位置がシリンダブロック５に対して変位・移動し、コントロールリンク１５によるロアリンク１３の運動拘束条件が変化し、クランク角に対するピストン１のストローク特性、特にその上死点位置が変化して、機関圧縮比が変化する。
【００１１】
この可変圧縮比機構によれば、制御軸１８を無段階に回動・保持することにより、機関圧縮比を連続的（無段階）に変更でき、かつ、その可変幅も大きい。また、比較的スペースに余裕のあるクランクシャフト３の斜め下方に制御軸１８を配置しているため、機関搭載性に優れており、例えば既存の内燃機関にも大きな変更を加えることなく適用可能である。更に、クランクシャフト３の斜め下方で、かつ、オイルパンの直ぐ上方に、制御軸１８を配置できるため、偏心カム１９とコントロールリンク１５との摺動部分を含めた制御軸１８周囲の潤滑を行い易い。
【００１２】
図２〜１７を参照して、本発明の第１実施例を説明する。この第１実施例では、第１連結ピン１２によるアッパリンク（第１リンク）１１とロアリンク（第２リンク）１３とのピン連結構造に本発明を適用している。
【００１３】
図２〜４にも示すように、アッパリンク１１の下端には略円筒状をなす第１ピンボス部２１が形成されている。第１ピンボス部２１は、軸方向幅が周方向に沿って一定ではなく、その周方向一部を構成する幾つかの部分、詳しくは、一定の軸方向幅ｂを有する第１幅狭部２２と、この第１幅狭部２２よりも軸方向幅の長い（広い）一定の軸方向幅ａを有する第１幅広部２３と、これら第１幅狭部２２と第１幅広部２３とを結ぶ一対の第１傾斜部２４と、により構成されている。第１傾斜部２４は、その軸方向端面が軸直交面に対する傾斜面となっていて、第１幅広部２３から第１幅狭部２２へ向けて徐々に軸方向幅が狭くなっている。
【００１４】
図５〜７にも示すように、ロアリンク１３は、幾つかの部材をボルト２５，２６，２７により結合した組立体となっていて、詳しくは、クランクピン４を回転可能に支持する主軸受部材２８と、この主軸受部材２８を軸方向に挟み込む一対の板状部材２９、等により大略構成されている。各板状部材２９には、上記の第１連結ピン１２が挿通する略円筒状の第２ピンボス部３１と、上記の第２連結ピン１４が挿通する略円筒状の第３ピンボス部３５と、がそれぞれ形成されている。このように、クランクピン４に対する軸受部分を備えた主軸受部材２８と、連結ピン１２，１４に対する軸受部分を備えた板状部材２９と、を別体とすることにより、一方の軸受部分の曲げ変形が他の軸受部分へ悪影響を与えることを抑制・回避することができる。
【００１５】
図８及び図９にも示すように、第２ピンボス部３１は、軸方向幅が周方向で一定ではなく、その周方向一部分を構成する幾つかの部分、詳しくは、一定の軸方向幅ｄを有する第２幅狭部３２と、この第２幅狭部３２よりも軸方向幅の長い（広い）一定の軸方向幅ｃを有する第２幅広部３３と、これら第２幅狭部３２と第２幅広部３３とを結ぶ一対の第２傾斜部３４と、により構成されている。第２傾斜部３４は、その軸方向端面が軸直交面に対して傾斜面となっていて、第２幅広部３３から第２幅狭部３２へ向かって徐々に軸方向幅が狭くなっている。
【００１６】
第１連結ピン１２は、第１ピンボス部２１と、この第１ピンボス部２１の軸方向両側に配置される２つの第２ピンボス部３１と、を軸方向に挿通して、アッパリンク１１とロアリンク１３とを連結している。ここで、可変圧縮比機構の構造上、アッパリンク１１とロアリンク１３との相対回転角度（ロアリンク１３に対するアッパリンク１１の揺動角度）は、所定の回転角度に制限されている。この実施例では、リンク１１，１３の相対回転角度が、高圧縮比の設定状態で約５５°、低圧縮比の設定状態で約５０°に制限されている。図示していないが、第１連結ピン１２は、適宜な手法、例えばワッシャやスナップリングを用いたフルフロート式構造あるいは圧入固定により、第２ピンボス部３１に対して軸方向に抜け止めされている。
【００１７】
第１幅広部２３は、第２幅狭部３２よりも周方向長さが短く設定されており、ピストン１の位置や制御軸１８の回転位置にかかわらず、常に第２幅狭部３２と軸方向に実質的に隙間無く隣接・対向している。第２幅広部３３は、第１幅狭部２２よりも周方向長さが短く設定されており、ピストン１の位置や制御軸１８の回転位置にかかわらず、常に第１幅狭部２２と軸方向に実質的に隙間無く隣接・対向している。従って、第１幅広部２３と各第２幅広部３３とは、所定の軸方向幅ΔＤだけ軸方向にオーバーラップしている（図９参照）。すなわち、ピストン１へ作用する燃焼圧力に基づく燃焼荷重が作用する方向から見て、第１幅広部２３と各第２幅広部３３とが部分的に重なり合っている。
【００１８】
ピンボス部２１，３１の内周面と第１連結ピン１２の外周面との軸受部分には、主として、ピストン１へ作用する燃焼圧力に起因する燃焼荷重と、アッパリンク１１やロアリンク１３などの慣性荷重と、が作用する。特に、圧縮上死点近傍では大きな燃焼荷重が作用するとともに、膨張下死点近傍では上記の燃焼荷重と実質的に同方向へ膨張慣性荷重が作用する。このように大きな燃焼荷重や膨張慣性荷重が第１幅広部２３及び第２幅広部３３と第１連結ピン１２との接触部分に作用するように、図８及び図９に示すように、燃焼荷重（及び膨張慣性荷重）の作用方向に対して第１幅広部２３及び第２幅広部３３が配置されている。
【００１９】
図１０は、最大燃焼荷重が作用する圧縮上死点近傍でのリンク配置を示している。揺動中心線５３は、ロアリンク１３に対するアッパリンク１１の揺動角度５４の中央線に相当する。これら揺動中心線５３及び揺動角度５４は、可変圧縮比機構を構成するリンク要素の寸法・レイアウトに応じて予め所定値に設定されている。第１連結ピン１２から第１ピンボス部２１へ作用する最大燃焼荷重の作用方向４５は、アッパリンク１１の両端のリンク連結点、すなわちピストンピン２の軸心と第１連結ピン１２の軸心とを結ぶリンク中心線５２に対し、慣性荷重の影響により、クランクピン４の回転方向、すなわちクランクピン４から遠ざかる方向（図１０の時計回り方向）へずれている。
【００２０】
この作用方向４５に対してほぼ対称形状をなすように、第１幅狭部２２，第１幅広部２３及び第１傾斜部２４が形成されている。第１幅広部２３は、上記の作用方向４５と同じ側に形成されており、第１幅狭部２２は上記の方向４５の反対側に形成されており、両者２２，２３は互いに対向配置されている。第１幅狭部２２及び第１幅広部２３は、それぞれ、上記作用方向４５を挟んで周方向両側へほぼ均等に延びている。従って、最大燃焼荷重は第１幅広部２３のほぼ周方向中央部へ作用する。
【００２１】
図示していないが、第２ピンボス部３１においても、上記の第１ピンボス部２１と同様、第２幅狭部３２及び第２幅広部３３が第１連結ピン１２から第２ピンボス部３１へ作用する最大燃焼荷重の作用方向に対してほぼ対称形状をなしており、第２幅広部３３の周方向中央部に最大燃焼荷重が作用するように設定されている。
【００２２】
図１１は、最も大きな慣性荷重が作用するときのリンク配置を簡略的に示している。第１連結ピン１２から第１ピンボス部２１へ作用する最大膨張慣性荷重（慣性荷重と燃焼荷重とを併せた荷重）の作用方向４７は、最も大きな慣性荷重の影響により、リンク中心線５２に対して、上述した最大燃焼荷重の作用方向４５よりも更にクランクピン回転方向（図１１の時計回り方向）へずれている。この最大膨張慣性荷重が第１幅広部２３へ確実に作用するように、第１幅広部２３が充分に広い周方向範囲に延設されている。すなわち、第１幅広部２３は、燃焼荷重や膨張慣性荷重が確実に作用するように、最大燃焼荷重が作用する部分を中央として周方向に広く形成されている。
【００２３】
図１２に示すように、第１幅広部２３は、リンク中心線５２に対して非対称形状をなしており、詳しくは、リンク中心線５２に対してクランクピン４から遠ざかる方向（図の時計回り方向）へ延びる長区間２３ａと、リンク中心線５２からクランクピン４へ近づく方向（図の反時計回り方向）へ延び、上記の長区間２３ａよりも周方向長さが短い短区間２３ｂと、により構成される。上記の長区間２３ａに、径方向に貫通する１つの油孔４０が形成されている。
【００２４】
図１３（ａ）及び図１４（ａ），（ｃ）は、第１，第２ピンボス部２１’，３１’の軸方向幅が全周にわたって一定である比較例のピン連結構造を簡略的に示しており、図１３（ｂ）及び図１４（ｂ），（ｄ）は、本実施例のピン連結構造を簡略的に示している。
【００２５】
第１，第２ピンボス部全体の軸方向幅（両側の第２ピンボス部の軸方向端面間の距離）Ｌ１，Ｌ２、すなわちピンボス部全体の軸方向配置スペースは、クランクシャフト３のカウンタウエイト１７（図１参照）等との干渉を避けるなどの理由により短く制限されている。しかしながら、比較例では、燃焼荷重や膨張慣性荷重が作用するピンボス部の軸方向幅（軸受面積）を本実施例と同じだけ確保しようとすると、ピンボス部全体の軸方向幅Ｌ１が本実施例の軸方向幅Ｌ２に比して大幅に長くなってしまう。具体的には、上述した第１ピンボス部２１と第２ピンボス部３１とが軸方向にオーバーラップする距離（ΔＤ×２）の分、比較例の軸方向寸法が長くなってしまう。本実施例では、大きな燃焼荷重や膨張慣性荷重が作用するピンボス部２１，３１の幅広部２３，３３の軸方向幅を短くすることなく、ピンボス部全体の軸方向幅Ｌ２を短かくすることができる。言い換えると、ピンボス部２１，３１全体の軸方向寸法Ｌ２を増加することなく、個々のピンボス部２１，３１の軸方向幅を部分的に長くして、その強度を有効に向上することができる。従って、ピンボス部全体の軸方向幅の抑制化による機関搭載性の向上と、大きな荷重に対するピンボス部２１，３１の強度向上と、を高いレベルで両立することができる。
【００２６】
図１４を参照して、燃焼荷重や膨張慣性荷重が作用するときの第１連結ピン１２の曲げ応力について考察する。本実施例では、第１幅広部２３及び第２幅広部３３から第１連結ピン１２には互いに反対向きの燃焼荷重や膨張慣性荷重が作用するため、図１４の（ｄ）の符号３６に示すように、両者２３，３３がオーバーラップする部分で荷重が打ち消し合うことになり、比較例に比して第１連結ピン１２の曲げ応力が著しく抑制される。従って、第１連結ピン１２の小径化，軽量化が可能となる。また、第１連結ピン１２の曲げ応力が小さくなることから、ピンボス部２１，３１に対する第１連結ピン１２の片当り現象も抑制され、第１連結ピン１２とピンボス部２１，３１との軸受部分のフリクションも著しく低減される。
【００２７】
なお、図８に示すように、第１連結ピン１２から第１ピンボス部２１へ作用する排気慣性荷重の作用方向は、上述した燃焼荷重や膨張慣性荷重の作用方向とほぼ逆向きとなる。従って、排気慣性荷重は第１連結ピン１２と幅狭部２２，３２との接触部分に作用することとなる。このため、上述したような曲げ応力の低減効果は得られない。しかしながら、この排気慣性荷重は上記の燃焼荷重に比して充分に小さく、排気慣性荷重に基づく曲げ応力も燃焼荷重に基づく曲げ応力に比して充分に小さいため、実用上問題となることはない。
【００２８】
図１０に示すように、この可変圧縮比機構にあっては、最大燃焼荷重が作用するとき、アッパリンク１１はロアリンク１３に対してクランクピン４から最も離れる方向（図１０の時計回り方向）へ揺動した姿勢となっている。第１幅広部２３はリンク中心線５２に対して非対称形状であり、かつ、リンク中心線５２に対して最大燃焼荷重の作用方向４５と同方向に延びる長区間２３ａの周方向長さが相対的に長く設定されている。このような設定により、第１幅広部２３とロアリンク１３の第２ピンボス部３１との干渉を回避しつつ、第１幅広部２３を周方向に充分に長くすることが可能となっている。
【００２９】
このように第１幅広部２３の周方向長さを充分に長くしている関係で、ロアリンク１３側の第２幅広部３３の周方向長さが上記第１幅広部２３に比して短くなっている。但し、図５〜７にも示すように、ロアリンク１３の略円筒形をなす第２ピンボス部３１の周囲には、軸直交方向に延びるリブ３７等が一体的に付帯形成されているため、アッパリンク１１に比してピンボス部近傍の強度・剛性が元々高く、その応力集中が問題になるおそれはほとんどない。従って、第２幅広部３３の周方向長さを大きな燃焼荷重が作用する短い範囲に限定し、その周方向長さを充分に短くすることにより、ロアリンク１３の軽量化を図ることができる。
【００３０】
第１幅広部２３の長区間２３ａは、最大燃焼荷重や最大膨張慣性荷重のような大きな荷重が作用するため、最も潤滑性能が要求される。この長区間２３ａに油孔４０が形成されているため、効果的な潤滑を行うことができる。また、油孔４０は、軸方向幅の長い第１幅広部２３に形成されているため、その径を比較的大きく設定しても、油孔４０周りの強度不足を招くおそれはない。更に、図５にも示すように、油孔４０がクランクピン４に対してほぼ反対側で、かつ、ほぼ鉛直上方へ向けて開口するように設定されているため、この油孔４０へ良好に潤滑油を導入させることができる。
【００３１】
また、図５に示すように、第１ピンボス部２１の第１幅狭部２２又は第１傾斜部２４と、第２ピンボス部３１の第２幅狭部３２又は第２傾斜部３４と、が軸方向に互いに対向する部分に、第１連結ピン１２の外周面に臨んだ空間４２が形成される。この空間４２を通して、第１連結ピン１２とピンボス部２１，３１との軸受部分に良好に潤滑油が導入されるため、その潤滑性が更に向上する。
【００３２】
図１５（ａ）及び図１６，１７の特性（ａ）は、ピストンピンとクランクピンとを一本のコンロッドで連繋した単リンク式のピストン−クランク機構に対応している。図１５（ｂ）及び図１６，１７の特性（ｂ）は、本実施例に係る可変圧縮比機構を採用した複リンク式のピストン−クランク機構に対応している。図１６の縦軸は、ピストン往復軸線に対するアッパリンク（コンロッド）の揺動角を表している。
【００３３】
単リンク機構では、構造上の制約により、上死点近傍のピストン最大加速度の大きさ（絶対値）が下死点近傍のピストン最小加速度の大きさよりも不可避的に大きくなる。本実施例の複リンク機構では、主に燃焼の改善及び高次振動成分の低減化を図るために、ピストンストロークをできるだけ単振動に近づけてために、単リンク機構に比して、上死点近傍のピストン最大加速度の絶対値がΔａ２減少するとともに、下死点近傍のピストン最小加速度がΔａ１増加しており、かつ、ピストン上死点近傍のピストン速度がピストン下死点近傍のピストン速度よりも遅くなっている。このため、単リンク機構に比して、下死点近傍で作用する膨張慣性荷重が増加するとともに、上死点近傍で作用する排気慣性荷重が低減する。また、図１５に示すように、膨張慣性荷重が作用するときの揺動角α２が単リンク機構の揺動角α１に比して大きくなる。このため、膨張慣性荷重に起因してピンボス部へ作用する圧縮荷重が単リンク機構に比して大きくなるが、この圧縮荷重が作用する第１幅広部２３の軸方向幅が相対的に長くなっているため、その軸受面圧及び曲げ応力を充分に抑制することができる。一方、強度的に不利な第１幅狭部２２に作用することとなる下死点近傍の排気慣性荷重に起因する引張り荷重を、単リンク式の構造に比して充分に小さくすることができる。
【００３４】
図１８及び図１９は、本発明の第２実施例に係る可変圧縮比機構のピン連結構造を示している。なお、この第２実施例では上記の第１実施例と異なる部分について主に説明し、重複する説明を適宜省略する。
【００３５】
図１８，１９及び図１等を参照して、基本的には上記の第１実施例と同様、クランクシャフト３のクランクピン４に組み付けられるロアリンク１３Ａと、このロアリンク１３Ａとピストン１とを連繋するアッパリンク１１Ａと、制御軸１８の偏心カム１９とロアリンク１３Ａとを連繋するコントロールリンク１５Ａと、を有し、制御軸１８を回転駆動することによりロアリンク１３Ａの運動拘束条件を変化させて、機関圧縮比を変更・制御することができる。
【００３６】
アッパリンク１１Ａの両端には、ピストンピン２の軸受面６１ａが形成されたピストンピン軸受部６１と、第１連結ピン１２が挿通するピン孔６２ａが形成されたアッパリンクピンボス部６２と、がそれぞれ形成されている。コントロールリンク１５Ａの両端には、第２連結ピン１４が挿通するピン孔６３ａが形成されたコントロールリンクピンボス部６３と、偏心カム１９に嵌合する軸受面６４ａが形成された偏心カム軸受部６４と、がそれぞれ形成されている。ロアリンク１３Ａには、クランクピン２の軸受面６５ａが形成された主軸受部６５と、第１連結ピン１２が挿通するピン孔が形成された第１ロアリンクピンボス部６６と、第２連結ピン１４が挿通するピン孔が形成された第２ロアリンクピンボス部６７と、が形成されている。
【００３７】
アッパリンクピンボス部６２は、略板状をなす第１ロアリンクピンボス部６６を軸方向両側から挟み込むような二股形状・クレビス形状をなしている。つまりアッパリンクピンボス部６２は、ピン孔６２ａが形成された一対の側壁間に第１ロアリンクピンボス部６６を受容する略Ｕ字状の溝が形成されている。このアッパリンク１１Ａは、略円筒状をなすピストンピン軸受部６１から二股形状のアッパリンクピンボス部６２へ向けて徐々に厚肉化されている。
【００３８】
コントロールリンクピンボス部６３は、略板状をなす第２ロアリンクピンボス部６７を軸方向両側から挟み込むような二股形状・クレビス形状をなしている。つまり、コントロールリンクピンボス部６３は、ピン孔６３ａが形成された一対の側壁間に第２ロアリンクピンボス部６７を受容する略Ｕ字状の溝が形成されている。このコントロールリンク１５Ａは、偏心カム軸受部６４から二股形状のコントロールリンクピンボス部６３へ向けて徐々に厚肉化されている。
【００３９】
ロアリンク１３Ａは、上記第１実施例のような複数の部品をボルトにより結合した組立体ではなく、主軸受部６５及びピンボス部６６，６７が一部品として一体的に形成された簡素な構造となっている。このロアリンク１３Ａは、主軸受部６５の軸受強度を確保しつつリンク機構全体の軸方向寸法を抑制するために、第１ロアリンクピンボス部６６及び第２ロアリンクピンボス部６７が、ほぼ一定の軸方向寸法である主軸受部６５に比して薄肉化されており、かつ、主軸受部６５の軸方向中央部に一体的に接続している。
【００４０】
第１ロアリンクピンボス部６６及び第２ロアリンクピンボス部６７は、それぞれ第１実施例の第１ピンボス部２１に相当し、つまり、軸方向幅が周方向に沿って一定ではなく、その周方向一部を構成する幾つかの部分、詳しくは、一定の軸方向幅を有する第１幅狭部２２と、この第１幅狭部２２よりも軸方向幅の長い（広い）一定の軸方向幅を有する第１幅広部２３と、これら第１幅狭部２２と第１幅広部２３とを結ぶ一対の第１傾斜部２４と、により構成されている。第１傾斜部２４は、その軸方向端面が軸直交面に対する傾斜面となっていて、第１幅広部２３から第１幅狭部２２へ向けて徐々に軸方向幅が狭くなっている。
【００４１】
また、アッパリンクピンボス部６２及び後コントロールリンクピンボス部６３は、それぞれ第１実施例の第２ピンボス部３１に相当し、つまり、軸方向幅が周方向で一定ではなく、その周方向一部分を構成する幾つかの部分、詳しくは、一定の軸方向幅を有する第２幅狭部３２と、この第２幅狭部３２よりも軸方向幅の長い（広い）一定の軸方向幅を有する第２幅広部３３と、これら第２幅狭部３２と第２幅広部３３とを結ぶ一対の第２傾斜部３４と、により構成されている。第２傾斜部３４は、その軸方向端面が軸直交面に対して傾斜面となっていて、第２幅広部３３から第２幅狭部３２へ向かって徐々に軸方向幅が狭くなっている。
【００４２】
第１幅広部２３は第２幅狭部３２と対向し、第２幅広部３３は第１幅狭部２２と対向している。そして、第１幅広部２３と第２幅広部３３とは、所定の軸方向幅だけ軸方向にオーバーラップしている。従って、上記の第１実施例と同様、幅広部２３，３３のオーバーラップによる強度の向上と軸方向幅の抑制化との両立等を図ることができる。
【００４３】
次に、この第２実施例の特徴的な構成及び作用効果について、上記の第１実施例と比較しつつ説明する。
【００４４】
第１実施例のロアリンク１３は、アッパリンク１１からの荷重がクランクピン軸受面の軸方向両端部へ集中しないように、ピンボス部２１，３１が形成された板状部材２９とクランクピンの軸受部材２８とを別部材としている。これに対し、第２実施例では、アッパリンクピンボス部６２が二股形状であるため、アッパリンク１１Ａの往復慣性荷重が大きくなるものの、アッパリンクからロアリンク側へ作用する燃焼荷重や慣性荷重は、第１ロアリンクピンボス部６６を経由してクランクピン軸受面６５ａの軸方向中央部へ入力する。従って、第１ロアリンクピンボス部６６を二股形状ではなく板状として形状の簡素化・軽量化等を図りつつ、クランクピン軸受面６５ａの軸方向両端部への荷重の集中（いわゆる片当り）を招くことがなく、このクランクピン軸受面６５ａの潤滑性にも優れている。
【００４５】
同様に、この第２実施例ではコントロールリンクピンボス部６３を二股形状とし、第２ロアリンクピンボス部６７を板状としているため、ロアリンク１３Ａの形状の簡素化・軽量化等を図りつつ、コントロールリンク１５Ａから作用する荷重がクランクピン軸受面６５ａの軸方向両端部に集中することがなく、潤滑性にも優れている。但し、アッパリンクピンボス部６２と同様、コントロールリンクピンボス部６３を二股形状としたため、コントロールリンク１５Ａ自体の重量は増加する。しかしながら、コントロールリンク１５Ａは、燃焼荷重を受けるアッパリンクに比してロアリンクへ作用する荷重が小さく、また、アッパリンクに比してピストン往復移動に伴う動きが緩慢で慣性荷重も小さいため、重量増加による悪影響は少ない。
【００４６】
このようにロアリンクピンボス部６６，６７を簡素な板状としたため、ピンボス部６６，６７を主軸受部６５へ一体的に接続することができる。従って、第１実施例のようにロアリンクが複数の部品をボルトにより結合した組立体である場合に比して、形状が簡素なために加工が容易で、組立作業性に優れ、かつ、軽量化を図ることができる。
【００４７】
但し、図１８，１９のようにロアリンク１３Ａを完全に一部品として一体形成すると、このロアリンク１３Ａをクランクピンに後から組み付けることができなくなるため、例えば主軸受部６５を半割構造としてもよい。
【００４８】
以上のように本発明を具体的な図示実施例に基づいて説明してきたが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、その趣旨・範囲を逸脱しない範囲で、種々の変形・変更が可能である。例えば、上記第１実施例ではアッパリンクとロアリンクとの連結部分に本発明を適用しているが、コントロールリンクとロアリンクとの連結部分に本発明を同じように適用することもできる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１実施例に係るピン連結構造を適用した内燃機関の可変圧縮比機構を示す概略構成図。
【図２】上記実施例のアッパリンクの第１ピンボス部近傍を示す正面図。
【図３】上記アッパリンクの第１ピンボス部近傍を示す側面図。
【図４】上記アッパリンクの第１ピンボス部近傍を示す斜視図。
【図５】上記アッパリンクを組み付けた状態のロアリンクを示す斜視図。
【図６】同じく上記アッパリンクを組み付けた状態のロアリンクを示す斜視図。
【図７】上記ロアリンクを単体で示す斜視図。
【図８】燃焼荷重及び排気慣性荷重の作用方向を示す説明図。
【図９】燃焼荷重の作用方向を示す説明図。
【図１０】最大燃焼荷重が作用するときのリンク配置を示す構成図。
【図１１】最大膨張慣性荷重が作用するときのリンク配置を示す構成図。
【図１２】上記第１ピンボス部の第１幅広部の長区間及び短区間の配置を示す構成図。
【図１３】比較例に係るピン連結構造（ａ）及び本実施例に係るピン連結構造（ｂ）を簡略的に示す構成図。
【図１４】比較例（ａ），（ｃ）及び本実施例（ｂ），（ｄ）に係る第１連結ピンの曲げ応力を示す作用説明図。
【図１５】単リンク式（ａ）及び複リンク式（ｂ）のピストン−クランク機構を示す作用説明図。
【図１６】単リンク式（ａ）及び複リンク式（ｂ）のピストン−クランク機構におけるコンロッド及びアッパリンクの揺動角を示す特性図。
【図１７】単リンク式（ａ）及び複リンク式（ｂ）のピストン−クランク機構におけるピストン加速度を示す特性図。
【図１８】本発明の第２実施例に係る可変圧縮比機構のピン連結構造を示す斜視図。
【図１９】同じく第２実施例に係る可変圧縮比機構のピン連結構造を示す斜視図。
【符号の説明】
１１，１１Ａ…アッパリンク
１２…第１連結ピン
１３，１３Ａ…ロアリンク
１４…第２連結ピン
１５，１５Ａ…コントロールリンク
１８…制御軸（支持位置可変手段）
１９…偏心カム（支持位置可変手段）
２１…第１ピンボス部
２２…第１幅狭部
２３…第１幅広部
２３ａ…長区間
２３ｂ…短区間
３１…第２ピンボス部
３２…第２幅狭部
３３…第２幅広部
４０…油孔[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a pin connection structure in which a relative rotation angle of two links through which a connection pin is inserted is limited to a predetermined rotation angle or less, and particularly to a pin connection structure suitable for a double-link variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine. Regarding improvement.
[0002]
[Prior art]
As a double-link type piston-crank mechanism capable of changing the engine compression ratio of an internal combustion engine, the present applicant has previously proposed a variable compression ratio mechanism described in Japanese Patent Application No. 2000-316020. The variable compression ratio mechanism has a lower link attached to a crankpin, an upper link connecting the lower link to a piston of an internal combustion engine, and a control link having one end connected to the lower link. By changing the support position of the other end of the link, the engine compression ratio can be continuously changed. The two links, for example, the upper link (or the control link) and the lower link are formed with pin bosses having a substantially cylindrical shape, and the connecting pins are inserted through these pin bosses.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
Generally, the axial width of each pin boss is constant in the circumferential direction. Accordingly, when the axial width is increased to improve the strength of the pin boss, the axial width of the entire plurality of pin bosses through which one connecting pin is inserted (typically, the position on both sides in the axial direction) is increased. (The distance between both ends in the axial direction of the pin boss portion) becomes longer, which causes a decrease in mountability to an internal combustion engine or the like. In particular, in the internal combustion engine having the above-described variable compression ratio mechanism, the plurality of pin bosses must be arranged in a narrow space near the counterweight of the rotating crankshaft, and the arrangement space is limited to a small amount, and In order to withstand a large combustion load based on the combustion pressure of the engine and an inertial load of the link, a high strength is required for the pin boss portion and the connecting pin.
[0004]
By the way, in the above variable compression ratio mechanism, the relative rotation angle between the upper link (or control link) and the lower link connected by the connecting pin is limited to a predetermined angle (for example, 50 to 60 °) or less. Have been. Further, in a bearing portion where the pin boss portion and the connecting pin face each other, a circumferential range in which a large combustion load based on a combustion pressure on the piston acts is also limited. The present invention has been made by paying attention to these points, suppressing the axial width of the plurality of pin bosses as a whole, improving the strength of the pin bosses against a large load such as a combustion load, and the bending stress of the connecting pin. It is a main object of the present invention to provide a novel pin connection structure that can achieve a high level of compatibility with a reduction in the number of pins.
[0005]
[Means for Solving the Problems]
A variable compression ratio mechanism according to the present invention includes a lower link rotatably attached to a crankpin of a crankshaft of an internal combustion engine, an upper link connecting the lower link to a piston of the internal combustion engine, and one end connected to the lower link. And the control position of the other end of the control link is changed to change the engine compression ratio. The upper link or the control link as the first link is provided with a first pin boss portion, and the lower link as the second link is provided with a second pin boss portion. Both the first pin boss portion and the second pin boss portion are provided. The connecting pin is inserted in the axial direction. Due to the structure of the variable compression ratio mechanism, the relative rotation angle between the upper link or control link and the lower link is limited to a predetermined rotation angle (for example, 50 to 60 °) or less.
[0006]
The first pin boss portion has several circumferential portions having different axial widths, more specifically, a first narrow portion, and a first wide portion having an axial width longer than the narrow portion. I have. Similarly, the second pin boss portion includes several circumferential portions having different axial widths, more specifically, a second narrow portion, and a second wide portion having an axial width longer than the second narrow portion. ,have. The first wide portion and the second wide portion partially overlap in the axial direction.
[0007]
【The invention's effect】
According to the present invention, while suppressing the overall axial width of the first pin boss portion and the second pin boss portion, the strength of the pin boss portion with respect to a specific load such as a combustion load is improved, and the bending stress of the connecting pin is reduced. Can be achieved.
[0008]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, the present invention will be described in detail based on illustrated embodiments. FIG. 1 shows a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine, which is a double-link type piston-crank mechanism, as an example of a link mechanism to which the pin connection structure according to the present invention is applied. The piston 1 is slidably disposed in a cylinder 6 formed in the cylinder block 5. Piston 1 receives combustion pressure from a combustion chamber defined above it. The crankshaft 3 is rotatably supported on the cylinder block 5 by a crank bearing bracket 7.
[0009]
The variable compression ratio mechanism has a lower link 13 rotatably attached to the crank pin 4 of the crankshaft 3, an upper link 11 connecting the lower link 13 and the piston 1, and one end connected to the lower link 13. Position changing means for displacing and moving the control link 15 and the support position (oscillation fulcrum) 16 at the other end of the control link 15 when changing the engine compression ratio with respect to the cylinder block 5 as a fixed body. And The piston 1 and the upper link 11 are connected by a piston pin 2 so as to be relatively swingable. The upper link 11 and the lower link 13 are connected by a first connection pin 12. The lower link 13 and the control link 15 are connected by a second connecting pin 14. The first connection pin 12 and the second connection pin 14 are arranged on substantially opposite sides of the crank pin 4.
[0010]
The above-mentioned supporting position changing means includes a control shaft 18 extending obliquely below the crankshaft 3 in the cylinder row direction parallel to the crankshaft 3, and a circular eccentric cam 19 eccentrically fixed to or integrally formed with the control shaft 18. And an actuator (not shown) for driving the control shaft 18 to rotate. The other end of the control link 15 is swingably attached to the outer peripheral surface of the eccentric cam 19. The control shaft 18 is rotatably supported on the cylinder block 5 side by the crank bearing bracket 7 and the control bearing bracket 8. When changing the engine compression ratio, a drive signal is output from the well-known engine control unit to the actuator, and the control shaft 18 is driven to rotate. As a result, the center position of the eccentric cam 19 serving as the pivot 16 of the control link 15 is displaced / moved with respect to the cylinder block 5, and the motion constraint condition of the lower link 13 by the control link 15 changes. The stroke characteristic of No. 1 in particular, its top dead center position changes, and the engine compression ratio changes.
[0011]
According to this variable compression ratio mechanism, by rotating and holding the control shaft 18 steplessly, the engine compression ratio can be changed continuously (steplessly) and the variable width is large. Further, since the control shaft 18 is disposed diagonally below the crankshaft 3 which has a relatively large space, it is excellent in engine mountability, and can be applied to, for example, existing internal combustion engines without major changes. is there. Further, since the control shaft 18 can be disposed diagonally below the crankshaft 3 and directly above the oil pan, lubrication around the control shaft 18 including the sliding portion between the eccentric cam 19 and the control link 15 is performed. easy.
[0012]
A first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the first embodiment, the present invention is applied to a pin connection structure between an upper link (first link) 11 and a lower link (second link) 13 using a first connection pin 12.
[0013]
As shown in FIGS. 2 to 4, a first pin boss 21 having a substantially cylindrical shape is formed at a lower end of the upper link 11. The first pin boss portion 21 has a width in the axial direction that is not constant along the circumferential direction, but includes some portions constituting a part in the circumferential direction, specifically, a first narrow portion 22 having a constant axial width b. And a first wide portion 23 having a constant axial width a longer (wider) than the first narrow portion 22 in the axial direction, and connecting the first narrow portion 22 and the first wide portion 23. And a pair of first inclined portions 24. The first inclined portion 24 has an axial end face inclined with respect to the axis orthogonal surface, and the axial width gradually decreases from the first wide portion 23 to the first narrow portion 22.
[0014]
As shown in FIGS. 5 to 7, the lower link 13 is an assembly in which several members are connected by bolts 25, 26, and 27, and more specifically, a main bearing that rotatably supports the crankpin 4. It is roughly constituted by a member 28 and a pair of plate-like members 29 sandwiching the main bearing member 28 in the axial direction. Each plate-like member 29 includes a substantially cylindrical second pin boss portion 31 through which the first connection pin 12 is inserted, a substantially cylindrical third pin boss portion 35 through which the second connection pin 14 is inserted, Are formed respectively. As described above, the main bearing member 28 having the bearing portion for the crankpin 4 and the plate-like member 29 having the bearing portion for the connecting pins 12 and 14 are separated from each other, whereby the bending of one of the bearing portions is performed. It is possible to suppress and avoid that the deformation adversely affects other bearing portions.
[0015]
As shown in FIGS. 8 and 9, the axial width of the second pin boss portion 31 is not constant in the circumferential direction, but is a part of the circumferential portion, specifically, a constant axial width d. A second wide portion 33 having a constant axial width c that is longer (wider) in the axial direction than the second narrow portion 32; A pair of second inclined portions 34 connecting the second wide portions 33 to each other. The second inclined portion 34 has an axial end surface inclined with respect to the axis orthogonal surface, and the axial width gradually decreases from the second wide portion 33 toward the second narrow portion 32. .
[0016]
The first connecting pin 12 passes through the first pin boss portion 21 and the two second pin boss portions 31 arranged on both sides in the axial direction of the first pin boss portion 21 in the axial direction, and connects the upper link 11 and the lower link. The link 13 is connected. Here, due to the structure of the variable compression ratio mechanism, the relative rotation angle between the upper link 11 and the lower link 13 (the swing angle of the upper link 11 with respect to the lower link 13) is limited to a predetermined rotation angle. In this embodiment, the relative rotation angles of the links 11 and 13 are limited to about 55 ° when the high compression ratio is set and to about 50 ° when the low compression ratio is set. Although not shown, the first connecting pin 12 is prevented from coming off in the axial direction with respect to the second pin boss portion 31 by an appropriate method, for example, by a full float type structure using a washer or a snap ring or by press-fitting. .
[0017]
The first wide portion 23 is set to have a shorter circumferential length than the second narrow portion 32, and is always connected to the second narrow portion 32 regardless of the position of the piston 1 or the rotational position of the control shaft 18. Adjacent / opposed with substantially no gap in the direction. The second wide portion 33 is set to have a shorter circumferential length than the first narrow portion 22, and is always connected to the first narrow portion 22 regardless of the position of the piston 1 or the rotational position of the control shaft 18. Adjacent / opposed with substantially no gap in the direction. Accordingly, the first wide portion 23 and each of the second wide portions 33 overlap in the axial direction by a predetermined axial width ΔD (see FIG. 9). That is, when viewed from the direction in which the combustion load based on the combustion pressure acting on the piston 1 is applied, the first wide portion 23 and each of the second wide portions 33 partially overlap.
[0018]
The bearing portion between the inner peripheral surfaces of the pin boss portions 21 and 31 and the outer peripheral surface of the first connection pin 12 mainly has a combustion load caused by a combustion pressure acting on the piston 1 and a combustion load such as the upper link 11 and the lower link 13. And inertial load. In particular, a large combustion load acts near the compression top dead center, and an expansion inertia load acts substantially in the same direction as the above combustion load near the expansion bottom dead center. As shown in FIGS. 8 and 9, the combustion load or the expansion inertia load acts on the contact portion between the first wide portion 23 and the second wide portion 33 and the first connection pin 12. The first wide portion 23 and the second wide portion 33 are arranged in the direction of action of (and the expansion inertia load).
[0019]
FIG. 10 shows a link arrangement near the compression top dead center where the maximum combustion load acts. The swing center line 53 corresponds to the center line of the swing angle 54 of the upper link 11 with respect to the lower link 13. The swing center line 53 and the swing angle 54 are set to predetermined values in advance according to the dimensions and layout of the link elements constituting the variable compression ratio mechanism. The operating direction 45 of the maximum combustion load acting on the first pin boss portion 21 from the first connection pin 12 is determined by the link connection points at both ends of the upper link 11, that is, the axis of the piston pin 2 and the axis of the first connection pin 12. Due to the effect of the inertial load, the link center line 52 connecting to the link center line 52 is shifted in the direction of rotation of the crank pin 4, that is, in the direction away from the crank pin 4 (clockwise direction in FIG. 10).
[0020]
The first narrow portion 22, the first wide portion 23, and the first inclined portion 24 are formed so as to be substantially symmetrical with respect to the action direction 45. The first wide portion 23 is formed on the same side as the above-described working direction 45, and the first narrow portion 22 is formed on the opposite side of the above-described direction 45, and the two 22, 23 are arranged to face each other. ing. The first narrow portion 22 and the first wide portion 23 extend substantially equally to both sides in the circumferential direction with the action direction 45 interposed therebetween. Accordingly, the maximum combustion load acts on the substantially wide central portion of the first wide portion 23.
[0021]
Although not shown, also in the second pin boss portion 31, similarly to the first pin boss portion 21, the second narrow portion 32 and the second wide portion 33 act on the second pin boss portion 31 from the first connection pin 12. The shape is substantially symmetrical with respect to the direction in which the maximum combustion load acts, and is set such that the maximum combustion load acts on the central portion in the circumferential direction of the second wide portion 33.
[0022]
FIG. 11 schematically shows the link arrangement when the largest inertial load is applied. The direction 47 of the maximum expansion inertia load (the load combining the inertial load and the combustion load) acting on the first pin boss portion 21 from the first connection pin 12 is different from the link center line 52 due to the largest inertial load. As a result, it is further deviated in the crankpin rotation direction (clockwise direction in FIG. 11) than the above-described maximum combustion load acting direction 45. In order to ensure that the maximum expansion inertia load acts on the first wide portion 23, the first wide portion 23 extends in a sufficiently wide circumferential range. That is, the first wide portion 23 is formed so as to be wide in the circumferential direction with the portion where the maximum combustion load acts as the center so that the combustion load and the expansion inertia load act reliably.
[0023]
As shown in FIG. 12, the first wide portion 23 has an asymmetric shape with respect to the link center line 52, and more specifically, in a direction away from the crank pin 4 with respect to the link center line 52 (clockwise direction in the drawing). ), And a short section 23b extending from the link center line 52 in a direction approaching the crankpin 4 (counterclockwise direction in the figure) and having a circumferential length shorter than the long section 23a. Is done. One oil hole 40 penetrating in the radial direction is formed in the long section 23a.
[0024]
FIGS. 13 (a), 14 (a) and 14 (c) schematically show a pin connection structure of a comparative example in which the axial widths of the first and second pin boss portions 21 'and 31' are constant over the entire circumference. 13 (b) and FIGS. 14 (b) and 14 (d) schematically show the pin connection structure of the present embodiment.
[0025]
The axial width of the entire first and second pin bosses (the distance between the axial end surfaces of the second pin bosses on both sides) L1 and L2, that is, the axial arrangement space of the entire pin boss is the counterweight 17 of the crankshaft 3 ( It is limited for short reasons, for example, to avoid interference with FIG. However, in the comparative example, if the axial width (bearing area) of the pin boss portion on which the combustion load or the expansion inertia load acts is to be ensured as much as the present embodiment, the axial width L1 of the entire pin boss portion is equal to that of the present embodiment. This is significantly longer than the axial width L2. Specifically, the axial dimension of the comparative example becomes longer by the distance (ΔD × 2) at which the first pin boss 21 and the second pin boss 31 overlap in the axial direction. In the present embodiment, it is possible to reduce the axial width L2 of the entire pin boss portion without reducing the axial width of the wide portions 23, 33 of the pin boss portions 21, 31 to which a large combustion load or expansion inertia load acts. it can. In other words, the axial width of each of the pin boss portions 21 and 31 can be partially increased without increasing the axial dimension L2 of the entire pin boss portions 21 and 31, and the strength thereof can be effectively improved. Therefore, it is possible to achieve both a high level of improvement in engine mountability by suppressing the axial width of the entire pin boss portion and an improvement in the strength of the pin boss portions 21 and 31 against a large load.
[0026]
Referring to FIG. 14, the bending stress of the first connecting pin 12 when a combustion load or an expansion inertia load is applied will be considered. In this embodiment, since a combustion load and an expansion inertia load in opposite directions act on the first connecting pin 12 from the first wide portion 23 and the second wide portion 33, the first connecting pin 12 is indicated by reference numeral 36 in FIG. Thus, the loads cancel each other out at the portion where the two 23 and 33 overlap, and the bending stress of the first connecting pin 12 is significantly suppressed as compared with the comparative example. Therefore, the diameter and the weight of the first connection pin 12 can be reduced. In addition, since the bending stress of the first connecting pin 12 is reduced, the one-side contact of the first connecting pin 12 with respect to the pin boss portions 21 and 31 is also suppressed, and a bearing portion between the first connecting pin 12 and the pin boss portions 21 and 31 is formed. Is also significantly reduced.
[0027]
As shown in FIG. 8, the direction of the action of the exhaust inertia load acting on the first pin boss portion 21 from the first connecting pin 12 is substantially opposite to the direction of the action of the combustion load and the expansion inertia load described above. Therefore, the exhaust inertia load acts on the contact portion between the first connecting pin 12 and the narrow portions 22 and 32. For this reason, the effect of reducing the bending stress as described above cannot be obtained. However, this exhaust inertial load is sufficiently small as compared with the combustion load described above, and the bending stress based on the exhaust inertial load is sufficiently small as compared with the bending stress based on the combustion load, so that there is no practical problem. .
[0028]
As shown in FIG. 10, in this variable compression ratio mechanism, when the maximum combustion load is applied, the upper link 11 is farthest from the crank pin 4 with respect to the lower link 13 (clockwise direction in FIG. 10). It is in a swinging posture. The first wide portion 23 has an asymmetric shape with respect to the link center line 52, and the circumferential length of a long section 23 a extending in the same direction as the acting direction 45 of the maximum combustion load with respect to the link center line 52 is relatively large. Is set to long. With such a setting, it is possible to make the first wide portion 23 sufficiently long in the circumferential direction while avoiding interference between the first wide portion 23 and the second pin boss portion 31 of the lower link 13.
[0029]
As described above, since the circumferential length of the first wide portion 23 is sufficiently long, the circumferential length of the second wide portion 33 on the lower link 13 side is shorter than that of the first wide portion 23. Has become. However, as shown in FIGS. 5 to 7, a rib 37 extending in a direction perpendicular to the axis is integrally formed around the second pin boss portion 31 having a substantially cylindrical shape of the lower link 13. The strength and rigidity in the vicinity of the pin boss portion are originally higher than those of the upper link 11, and there is almost no possibility that the stress concentration becomes a problem. Therefore, the weight of the lower link 13 can be reduced by limiting the circumferential length of the second wide portion 33 to a short range in which a large combustion load acts, and sufficiently reducing the circumferential length.
[0030]
In the long section 23a of the first wide portion 23, since a large load such as a maximum combustion load and a maximum expansion inertia load is applied, the lubrication performance is required most. Since the oil hole 40 is formed in the long section 23a, effective lubrication can be performed. Further, since the oil hole 40 is formed in the first wide portion 23 having a long axial direction width, even if the diameter is set to be relatively large, there is no danger of insufficient strength around the oil hole 40. Further, as shown in FIG. 5, the oil hole 40 is set so as to open substantially on the opposite side to the crankpin 4 and almost vertically upward. Lubricating oil can be introduced.
[0031]
As shown in FIG. 5, the first narrow portion 22 or the first inclined portion 24 of the first pin boss portion 21 and the second narrow portion 32 or the second inclined portion 34 of the second pin boss portion 31 are formed. A space 42 facing the outer peripheral surface of the first connection pin 12 is formed in a portion facing each other in the axial direction. Since the lubricating oil is favorably introduced into the bearing portion between the first connecting pin 12 and the pin boss portions 21 and 31 through the space 42, the lubricity is further improved.
[0032]
The characteristics (a) in FIG. 15 (a) and FIGS. 16 and 17 correspond to a single-link type piston-crank mechanism in which a piston pin and a crankpin are connected by a single connecting rod. The characteristics (b) of FIG. 15 (b) and FIGS. 16 and 17 correspond to the double-link type piston-crank mechanism employing the variable compression ratio mechanism according to the present embodiment. The vertical axis in FIG. 16 represents the swing angle of the upper link (connecting rod) with respect to the piston reciprocating axis.
[0033]
In the single link mechanism, the magnitude (absolute value) of the piston maximum acceleration near the top dead center is inevitably larger than the magnitude of the piston minimum acceleration near the bottom dead center due to structural restrictions. In the multiple link mechanism of the present embodiment, the top dead center is lower than that of the single link mechanism in order to make the piston stroke as simple as possible in order to improve the combustion and reduce the higher-order vibration components. The absolute value of the nearby piston maximum acceleration decreases by Δa2, the minimum piston acceleration near bottom dead center increases by Δa1, and the piston speed near the piston top dead center is lower than the piston speed near the piston bottom dead center. It's getting late. Therefore, as compared with the single link mechanism, the expansion inertia load acting near the bottom dead center increases, and the exhaust inertia load acting near the top dead center decreases. Further, as shown in FIG. 15, the swing angle α2 when the expansion inertia load is applied becomes larger than the swing angle α1 of the single link mechanism. For this reason, the compression load acting on the pin boss portion due to the expansion inertia load becomes larger than that of the single link mechanism, but the axial width of the first wide portion 23 on which the compression load acts becomes relatively long. Therefore, the bearing surface pressure and the bending stress can be sufficiently suppressed. On the other hand, the tensile load due to the exhaust inertial load near the bottom dead center, which acts on the first narrow portion 22 which is disadvantageous in strength, can be sufficiently reduced as compared with the single link type structure. .
[0034]
FIGS. 18 and 19 show the pin connection structure of the variable compression ratio mechanism according to the second embodiment of the present invention. In the second embodiment, portions different from the first embodiment will be mainly described, and redundant description will be omitted as appropriate.
[0035]
Referring to FIGS. 18, 19 and 1 and the like, basically, as in the first embodiment, a lower link 13A assembled to the crank pin 4 of the crankshaft 3, and the lower link 13A and the piston 1 are assembled. It has an upper link 11A to be linked, and a control link 15A to link the eccentric cam 19 of the control shaft 18 and the lower link 13A, and changes the motion constraint condition of the lower link 13A by rotating the control shaft 18. Thus, the engine compression ratio can be changed and controlled.
[0036]
At both ends of the upper link 11A, a piston pin bearing portion 61 in which a bearing surface 61a of the piston pin 2 is formed, and an upper link pin boss portion 62 in which a pin hole 62a through which the first connection pin 12 is inserted are formed. Is formed. At both ends of the control link 15A, a control link pin boss portion 63 in which a pin hole 63a through which the second connection pin 14 is inserted is formed, and an eccentric cam bearing portion 64 in which a bearing surface 64a to be fitted to the eccentric cam 19 is formed. , Are respectively formed. The lower link 13A includes a main bearing portion 65 having a bearing surface 65a of the crankpin 2, a first lower link pin boss portion 66 having a pin hole through which the first connection pin 12 is inserted, and a second connection pin. And a second lower link pin boss portion 67 in which a pin hole through which the first through-hole 14 is inserted is formed.
[0037]
The upper link pin boss portion 62 has a bifurcated shape and a clevis shape that sandwich the first lower link pin boss portion 66 having a substantially plate shape from both sides in the axial direction. That is, the upper link pin boss 62 has a substantially U-shaped groove formed between the pair of side walls where the pin holes 62a are formed to receive the first lower link pin boss 66. The upper link 11A is gradually thickened from a substantially cylindrical piston pin bearing 61 toward a bifurcated upper link pin boss 62.
[0038]
The control link pin boss portion 63 has a bifurcated shape and a clevis shape that sandwich the second lower link pin boss portion 67 having a substantially plate shape from both sides in the axial direction. That is, the control link pin boss 63 has a substantially U-shaped groove for receiving the second lower link pin boss 67 between a pair of side walls on which the pin holes 63a are formed. The control link 15A is gradually thickened from the eccentric cam bearing portion 64 to the forked control link pin boss portion 63.
[0039]
The lower link 13A has a simple structure in which the main bearing portion 65 and the pin boss portions 66, 67 are integrally formed as one component, instead of an assembly in which a plurality of components are joined by bolts as in the first embodiment. Has become. In the lower link 13A, the first lower link pin boss portion 66 and the second lower link pin boss portion 67 are substantially constant in order to suppress the axial dimension of the entire link mechanism while securing the bearing strength of the main bearing portion 65. It is thinner than the main bearing 65, which is an axial dimension, and is integrally connected to the axial center of the main bearing 65.
[0040]
The first lower link pin boss portion 66 and the second lower link pin boss portion 67 each correspond to the first pin boss portion 21 of the first embodiment, that is, the width in the axial direction is not constant along the circumferential direction, but in the circumferential direction. Several parts constituting a part, specifically, a first narrow portion 22 having a constant axial width, and a constant axial width longer (wider) than the first narrow portion 22 in the axial direction. , And a pair of first inclined portions 24 connecting the first narrow portion 22 and the first wide portion 23. The first inclined portion 24 has an axial end face inclined with respect to the axis orthogonal surface, and the axial width gradually decreases from the first wide portion 23 to the first narrow portion 22.
[0041]
The upper link pin boss portion 62 and the rear control link pin boss portion 63 respectively correspond to the second pin boss portion 31 of the first embodiment, that is, the axial width is not constant in the circumferential direction, but forms a part in the circumferential direction. The second narrow portion 32 has a constant axial width, and the second narrow portion 32 has a longer (wider) axial width than the second narrow portion 32. It is constituted by a wide portion 33 and a pair of second inclined portions 34 connecting the second narrow portion 32 and the second wide portion 33. The second inclined portion 34 has an axial end surface inclined with respect to the axis orthogonal surface, and the axial width gradually decreases from the second wide portion 33 toward the second narrow portion 32. .
[0042]
The first wide portion 23 faces the second narrow portion 32, and the second wide portion 33 faces the first narrow portion 22. The first wide portion 23 and the second wide portion 33 overlap in the axial direction by a predetermined axial width. Accordingly, as in the first embodiment, it is possible to achieve both improvement in strength due to the overlap of the wide portions 23 and 33 and suppression of the axial width.
[0043]
Next, the characteristic configuration and operation and effect of the second embodiment will be described in comparison with the first embodiment.
[0044]
The lower link 13 of the first embodiment includes a plate-shaped member 29 having pin bosses 21 and 31 formed thereon and a crankpin bearing so that the load from the upper link 11 does not concentrate on both axial ends of the crankpin bearing surface. The member 28 is a separate member. On the other hand, in the second embodiment, since the upper link pin boss portion 62 has a forked shape, the reciprocating inertial load of the upper link 11A increases, but the combustion load and the inertial load acting from the upper link to the lower link side are: The input is made to the central portion in the axial direction of the crank pin bearing surface 65a via the first lower link pin boss portion 66. Therefore, while the first lower link pin boss portion 66 is formed in a plate shape instead of a forked shape to simplify and reduce the weight, the concentration of a load (so-called one-sided contact) on both ends in the axial direction of the crankpin bearing surface 65a is reduced. Without inviting, the lubrication of the crankpin bearing surface 65a is also excellent.
[0045]
Similarly, in the second embodiment, the control link pin boss 63 has a bifurcated shape, and the second lower link pin boss 67 has a plate-like shape. The load applied from the link 15A does not concentrate on both axial ends of the crankpin bearing surface 65a, and the lubrication is excellent. However, similarly to the upper link pin boss portion 62, the control link pin boss portion 63 has a forked shape, so that the weight of the control link 15A itself increases. However, the control link 15A has a smaller load acting on the lower link than the upper link that receives the combustion load, and has a slower inertia load due to the slower movement of the piston due to the reciprocating movement of the piston than the upper link. The adverse effect of the increase is small.
[0046]
Since the lower link pin bosses 66 and 67 have a simple plate shape as described above, the pin bosses 66 and 67 can be integrally connected to the main bearing 65. Therefore, as compared with the case where the lower link is an assembly in which a plurality of parts are connected by bolts as in the first embodiment, the shape is simple, so that the processing is easy, the assembly workability is excellent, and the weight is light. Can be achieved.
[0047]
However, if the lower link 13A is formed integrally as a single component as shown in FIGS. 18 and 19, the lower link 13A cannot be assembled to the crankpin later. Good.
[0048]
As described above, the present invention has been described based on the specific illustrated embodiments. However, the present invention is not limited to the above embodiments, and various modifications and changes may be made without departing from the spirit and scope of the present invention. Is possible. For example, in the first embodiment, the present invention is applied to the connecting portion between the upper link and the lower link, but the present invention can be similarly applied to the connecting portion between the control link and the lower link.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a variable compression ratio mechanism of an internal combustion engine to which a pin connection structure according to a first embodiment of the present invention is applied.
FIG. 2 is a front view showing the vicinity of a first pin boss portion of the upper link of the embodiment.
FIG. 3 is a side view showing the vicinity of a first pin boss portion of the upper link.
FIG. 4 is a perspective view showing the vicinity of a first pin boss portion of the upper link.
FIG. 5 is a perspective view showing a lower link in a state where the upper link is assembled.
FIG. 6 is a perspective view showing a lower link in a state where the upper link is assembled.
FIG. 7 is a perspective view showing the lower link alone.
FIG. 8 is an explanatory diagram showing directions of action of a combustion load and an exhaust inertia load.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing an action direction of a combustion load.
FIG. 10 is a configuration diagram showing a link arrangement when a maximum combustion load is applied.
FIG. 11 is a configuration diagram showing a link arrangement when a maximum expansion inertia load is applied.
FIG. 12 is a configuration diagram showing an arrangement of a long section and a short section of a first wide portion of the first pin boss.
FIG. 13 is a configuration diagram schematically showing a pin connection structure (a) according to a comparative example and a pin connection structure (b) according to the present embodiment.
FIG. 14 is an operation explanatory view showing bending stress of the first connecting pin according to Comparative Examples (a) and (c) and Examples (b) and (d).
FIG. 15 is an operation explanatory view showing a piston-crank mechanism of a single link type (a) and a double link type (b).
FIG. 16 is a characteristic diagram showing swing angles of a connecting rod and an upper link in a piston-crank mechanism of a single link type (a) and a multiple link type (b).
FIG. 17 is a characteristic diagram showing piston acceleration in a single link type (a) and a multiple link type (b) piston-crank mechanism.
FIG. 18 is a perspective view showing a pin connection structure of a variable compression ratio mechanism according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 19 is a perspective view showing a pin connection structure of the variable compression ratio mechanism according to the second embodiment.
[Explanation of symbols]
11, 11A ... upper link
12 First connection pin
13, 13A ... lower link
14 Second connecting pin
15, 15A ... control link
18. Control shaft (support position variable means)
19: Eccentric cam (variable support position means)
21: First pin boss
22 first narrow part
23 1st wide part
23a ... Long section
23b ... short section
31: second pin boss
32: second narrow portion
33 ... second wide part
40 ... oil hole

Claims

A lower link rotatably attached to a crankpin of a crankshaft of the internal combustion engine, an upper link connecting the lower link to a piston of the internal combustion engine, a control link having one end connected to the lower link, and an engine compression ratio. When changing, it is applied to a variable compression ratio mechanism having a support position variable means for changing a support position of the other end of the control link, and
A first pin boss provided on the upper link or the control link, a second pin boss provided on the lower link, and a connection pin for inserting both the first pin boss and the second pin boss in the axial direction; In the pin connection structure having a relative rotation angle between the upper link or control link and the lower link is limited to a predetermined rotation angle or less,
A first narrow portion constituting a part of the first pin boss portion in a circumferential direction;
A first wide portion that forms a part of the first pin boss portion in a circumferential direction, and has a larger axial width than the first narrow portion;
A second narrow portion forming a part of the second pin boss in the circumferential direction;
A second wide portion that constitutes a part of the second pin boss in the circumferential direction, and has a larger axial width than the second narrow portion;
A pin connection structure, wherein the first wide portion and the second wide portion partially overlap in the axial direction.

The pin connection structure according to claim 1, wherein a combustion load based on a combustion pressure acting on the piston is set so as to act on a contact portion between the first wide portion and the second wide portion and the connection pin.

The first wide portion includes a short section extending in a circumferential direction from a link center line connecting link connection points at both ends of the upper link or the control link, and a short section extending from the link center line in a direction opposite to the short section. The pin connection structure according to claim 1, comprising a long section having a longer circumferential length than the long section.

The pin connection structure according to claim 3, further comprising an oil hole radially extending through the long section of the first wide portion.

The pin connection structure according to any one of claims 1 to 4, wherein in the variable compression ratio mechanism, a piston speed near a piston top dead center is set lower than a piston speed near a piston bottom dead center.

An upper link pin boss formed on the upper link and a first lower link pin boss formed on the lower link are connected by the first connection pin;
The pin connection structure according to any one of claims 1 to 5, wherein the upper link pin boss portion has a forked shape sandwiching the first lower link pin boss portion.

A control link pin boss formed on the control link and a second lower link pin boss formed on the lower link are connected by the second connection pin;
The pin connection structure according to any one of claims 1 to 6, wherein the control link pin boss has a forked shape sandwiching the second lower link pin boss.

The lower link has a main bearing portion through which a crank pin is inserted, a first lower link pin boss through which a first connection pin is inserted, and a second lower link pin boss through which a second connection pin is inserted,
The pin connection structure according to any one of claims 1 to 7, wherein the first lower link pin boss portion and the second lower link pin boss portion are integrally connected to the main bearing portion.

A first link having a substantially cylindrical first pin boss portion, a second link having a substantially cylindrical second pin boss portion, and a connecting pin for passing both the first pin boss portion and the second pin boss portion in the axial direction. Wherein the relative rotation angle between the first pin boss portion and the second pin boss portion is limited to a predetermined rotation angle or less.
A first narrow portion constituting a part of the first pin boss portion in a circumferential direction;
A first wide portion that forms a part of the first pin boss portion in a circumferential direction, and has a larger axial width than the first narrow portion;
A second narrow portion forming a part of the second pin boss in the circumferential direction;
A second wide portion that constitutes a part of the second pin boss in the circumferential direction, and has a larger axial width than the second narrow portion;
The first wide portion is axially adjacent to and opposed to the second narrow portion, the second wide portion is axially adjacent to and opposed to the first narrow portion,
A pin connecting structure for a link mechanism, wherein the first wide portion and the second wide portion partially overlap in the axial direction.