JP2004138229A

JP2004138229A - Movement direction conversion structure for internal combustion engine

Info

Publication number: JP2004138229A
Application number: JP2002320381A
Authority: JP
Inventors: Kazuhiro Asayama; 浅山　和博; Tatsuo Iida; 飯田　達雄
Original assignee: Toyota Motor Corp
Current assignee: Toyota Motor Corp
Priority date: 2002-08-23
Filing date: 2002-11-01
Publication date: 2004-05-13

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a movement direction conversion structure for an internal combustion engine, capable of effectively taking out combustion pressure as torque of an output shaft while preventing a top dead-center of a piston from occurring twice and preventing an engine rotating speed effectively operating from being restricted. <P>SOLUTION: The output shaft 15 is installed at a place away from a center line CL of a cylinder 12 and reciprocating linear motion of the piston 13 is converted into rotational motion of the output shaft 15 by the movement direction conversion structure 17. A second link 25 of the structure 17 is connected to the output shaft 15 and a first link 22 so as to transmit a power and is shaken downward while using the output shaft 15 as a fulcrum as the piston 13 is lowered with the combustion pressure. The second link 25 is shaken upward while using the output shaft 15 as the fulcrum and the piston 13 is lifted by rotating a crank member 18. A slide plate 27 and a one-way clutch 28 are installed between the second link 25 and the output shaft 15 so that only one-way shaking of shaking in a vertical direction of the second link 25 is transmitted to the output shaft 15. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストンの往復直線運動を出力軸の回転運動に変換する内燃機関の運動方向変換構造に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
内燃機関では、ピストンの往復直線運動を出力軸であるクランクシャフトの回転運動に変換するための運動方向変換構造として、一般にクランク構造が採用されている。このクランク構造では、シリンダの中心線上にクランクシャフトの回転中心が位置している。クランクシャフトでは、その回転中心から偏心した箇所にクランクピンが設けられている。そして、ピストンとクランクピンとがリンク（コネクティングロッド）によって連結されている。このクランク構造では、ピストンが１往復する間にクランクシャフトが１回転する。ピストンが上死点付近へ移動して、燃料及び空気の混合気が燃焼されるときに、コネクティングロッドの軸線、クランクシャフトの回転中心及びクランクピンが略同一直線上に位置する。このため、燃焼に伴う燃焼圧力をクランクシャフトの回転力（トルク）として有効に取出すことが困難である。これは、一般にトルクは力（この場合、燃焼圧力）とモーメントアーム長との積で表されるところ、上死点ではモーメントアーム長が「０」となるからである。
【０００３】
そこで、例えばクランクシャフトの回転中心をシリンダの中心線から離れた箇所に設けることで、一般的なクランク構造の回転中心から偏心させ、ピストン上死点でクランクシャフトの回転中心、クランクピンが略同一直線上に位置しないようにした技術が提案されている（例えば、特許文献１参照）。この技術によると、上死点付近のモーメントアーム長が、前述した一般的なクランク構造のモーメントアーム長よりも長くなり、前記燃焼圧力をクランクシャフトのトルクとして取出すことが可能となる。
【０００４】
また、上記クランクシャフトを偏心させることに加えて、コネクティングロッドにばね機構を設け、クランクシャフト及びピストンを連結したり切り離したりする技術も提案されている（例えば、特許文献２参照）。
【０００５】
【特許文献１】
特開平６−３０７２５６号公報
【特許文献２】
特表２００１−５００９４４号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、クランクシャフトのトルクを大きくするには、そのクランクシャフトの回転中心の偏心量を大きくして、上死点付近のモーメントアーム長を長くすることが有効である。しかしながら、特許文献１に記載された技術では、ピストンとクランクシャフトとがコネクティングロッドによって連結されている。このため、偏心量を過度に大きくすると、クランクシャフトの回転やピストンの往復動が滑らかに行われなくなるおそれがある。また、特許文献１に記載された技術では、ピストンが１往復する間に上死点が２度発生して燃焼に悪影響を及ぼすおそれもある。従って、偏心量を大きく設定するにも限度があり、結果として燃焼圧力をトルクとして有効に取出すには十分でない。
【０００７】
また、特許文献２に記載された技術では、前述したようにばね機構によりクランクシャフト及びピストンを連結したり切り離したりする。このため、偏心量を大きくしても、ピストンを滑らかに往復動させることが可能となり、また、ピストンが１往復する間に上死点が２度発生する不具合を回避することが可能となる。反面、ばね機構の追加に伴う新たな問題が発生する。それは、ばね機構にはばねに加わる慣性質量により固有共振周波数が存在することから、その周波数での共振を回避しようとすると、有効に作動する機関回転速度域が限られることである。従って、広範囲な機関回転速度域において、ばね機構を確実に作動させることが困難である。
【０００８】
本発明はこのような実情に鑑みてなされたものであって、その目的は、ピストンの上死点が２度発生したり、有効に作動する機関回転速度が限られたりすることなく、機関の燃焼圧力をトルクとして有効に取出すことのできる内燃機関の運動方向変換構造を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について記載する。
請求項１に記載の発明では、機関本体のシリンダにおけるピストンの往復直線運動を、前記機関本体において、前記シリンダの中心線から離れた箇所に回転自在に支持された出力軸の回転運動に変換する構造であって、一端部が前記ピストンに連結された第１リンクと、前記出力軸及び前記第１リンクの他端部に動力伝達可能に連結され、前記機関本体での燃焼圧力による前記ピストンの下降に伴い前記出力軸を支点として下方へ揺動する第２リンクと、前記ピストンを上昇させるべく前記出力軸を支点として前記第２リンクを上方へ揺動させる上昇機構と、前記第２リンクの揺動を前記出力軸に伝達する揺動伝達部と、前記揺動伝達部により前記出力軸に伝達される前記第２リンクの揺動を一方向に拘束する伝達方向拘束部とを備えている。
【００１０】
上記の構成によれば、機関本体の燃焼圧力によりピストンが下降すると、その下降が第１リンクを介して第２リンクに伝達され、同第２リンクが出力軸を支点として下方へ揺動する。この第２リンクは、上昇機構から力を受けることで、出力軸を支点として上方へ揺動する。この揺動が第１リンクを介してピストンに伝達され、同ピストンが上昇する。このようにしてピストンの往復直線運動及び上昇機構の作用により第２リンクが上下に揺動する。この第２リンクの揺動は揺動伝達部を介して出力軸に伝達される。ただし、その伝達の過程で、出力軸に伝達される第２リンクの揺動が一方向に拘束される。従って、出力軸はピストンが１往復する間に一方向へ所定角度（３６０度未満）ずつ回転することとなる。
【００１１】
ここで、出力軸がシリンダの中心線から離れた箇所に位置していることから、ピストンが上死点まで移動したとき、第２リンクの軸線はシリンダの中心線に交差する。そのため、上死点付近であってもモーメントアーム長が「０」とならず、燃焼圧力を出力軸の回転力（トルク）として取出すことができる。この上死点付近のモーメントアーム長を長くするには、シリンダの中心線に対する出力軸の偏心量を大きくすることが有効である。この点、請求項１に記載の発明では、一般的なクランクシャフトを出力軸とせず、新たに出力軸を設けている。しかも、この出力軸に連結された第２リンクを回転させるのではなく、揺動させるようにしている。このため、出力軸の偏心量を大きく設定することが可能となり、モーメントアーム長を長くして出力軸のトルクを大きくすること、すなわち燃焼圧力を有効に取出すことができる。
【００１２】
加えて、出力軸の回転のために第２リンクを回転させなくてもよいため、前記のように偏心量を大きく設定しても、ピストンの滑らかな往復動が損なわれるおそれがないし、また、ピストンが１往復する間に上死点が２度発生するおそれもない。さらに、ばね機構を用いていないため、ばねを用いることによる不具合、すなわち共振を回避するために有効に作動する機関回転速度が限定される不具合の心配もない。
【００１３】
請求項２に記載の発明では、請求項１に記載の発明において、前記上昇機構は、前記機関本体に回転自在に支持され、かつその回転中心から偏心した箇所にクランクピンを有するクランク部材を備え、前記第２リンクは、前記出力軸及び前記クランクピンの一方に対し回転自在に連結され、他方に対しスライド可能に連結されているものとする。
【００１４】
上記の構成によれば、ピストンの下降により第２リンクが出力軸を支点として下方へ揺動すると、この揺動にともないクランク部材が回転中心を中心として所定方向へ回転する。ピストンが下死点に達すると、クランク部材ではクランクピンが回転中心の下方に位置する。クランク部材は、ピストンが下死点に達した後も、慣性により回転し続けようとする。この回転がクランクピンを介して第２リンクに伝達され、同第２リンクが出力軸を支点として上方へ揺動する。この揺動は、第１リンクを介してピストンに伝達され、同ピストンが上昇する。すなわち、燃焼圧力により下降したピストンがクランクピンの回転により上昇する。これに伴いピストンが連続して往復直線運動を行い、また、第２リンクが連続して上下に揺動する。このように、簡単な構成でありながら、第２リンクを確実に上方へ揺動させてピストンを上昇させることができる。
【００１５】
なお、クランク部材が回転すると、その位相に応じてクランクピンと出力軸との間隔が変化するが、その変化は、第２リンクが揺動しながら、出力軸又はクランクピンに対しスライドすることによって吸収される。
【００１６】
請求項３に記載の発明では、請求項２に記載の発明において、前記クランクピンは前記第２リンクに回転自在に連結され、前記出力軸は、前記第２リンクに形成された第１スライド溝にスライド可能に配置されているものとする。
【００１７】
上記の構成によれば、クランクピンが第２リンクに回転自在に連結されていることから、クランク部材の回転に伴い出力軸とクランクピンとの間隔が変化しても、クランクピンと第２リンクとの位置関係は変わらない。一方、出力軸が第１スライド溝に配置されていることから、クランク部材の回転に伴い前記間隔が変化する場合、第２リンクは、第１スライド溝の出力軸との位置関係を変えながら出力軸を支点として揺動する。
【００１８】
このように請求項３に記載の発明によると、簡単な構造でありながら、出力軸とクランクピンとの間隔の変化を吸収しつつ出力軸を回転させることができる。請求項４に記載の発明では、請求項２に記載の発明において、前記出力軸は前記第２リンクに回転自在に連結され、前記クランクピンは、前記第２リンクに形成された第２スライド溝にスライド可能に配置されているものとする。
【００１９】
上記の構成によれば、出力軸が第２リンクに回転自在に連結されていることから、クランク部材の回転に伴い出力軸とクランクピンとの間隔が変化しても、出力軸と第２リンクとの位置関係は変わらない。一方、クランクピンが第２スライド溝に配置されていることから、クランク部材の回転に伴い前記間隔が変化する場合、第２リンクは、第２スライド溝のクランクピンとの位置関係を変えながら揺動する。
【００２０】
このように請求項４に記載の発明によると、簡単な構造でありながら、出力軸とクランクピンとの間隔の変化を吸収しつつその出力軸を回転させることができる。
【００２１】
また、第２リンクの揺動中心がその揺動に伴い移動しないことから、揺動中心と重心との間隔が、同第２リンクの揺動に拘らず常に一定となり、第２リンクの揺動に伴い発生する振動が一定の特性を示すようになる。このため、バランスシャフト等を用いることで比較的容易に振動を抑制することが可能となる。
【００２２】
請求項５に記載の発明では、請求項２〜４のいずれかに記載の発明において、さらに、前記クランク部材の回転中心からの前記出力軸の偏心量を変更する偏心量変更手段を備えるものとする。
【００２３】
上記の構成によれば、偏心量変更手段により偏心量が大きくされるに従い第２リンクの揺動角度が小さくなる。これに伴い出力軸の回転角度が小さくなり、減速比が大きくなる。このように偏心量の変更により減速比が可変となるため、運動方向変換構造は減速機としての機能を発揮する。
【００２４】
また、偏心量が大きくなるに従いモーメントアーム長が長くなるが、これに加えて、揺動に伴うモーメントアーム長の変化量が少なくなる。従って、燃焼圧力を出力軸のトルクとして効率よく取出すことができる。
【００２５】
請求項６に記載の発明では、請求項４又は５に記載の発明において、前記第２スライド溝について、前記出力軸とは反対側の端部は開放されているものとする。
【００２６】
上記の構成によれば、第２リンク外のクランクピンを、開放部分を通じて第２スライド溝内に差込むことが可能となる。同様に、第２スライド溝内のクランクピンを、開放部分を通じて第２リンク外へ取出すことが可能となる。
【００２７】
従って、クランク部材に対する第２リンクの組付けに際しては、開放部分からクランクピンが第２スライド溝内に入り込むように第２リンクをクランク部材の径方向へ移動させる。また、第２リンクの取外しに際しては、前記組付けの場合と逆方向へ第２リンクを移動させる。このように、第２リンクをクランク部材の径方向へ移動させるという簡単な作業を行うだけで、第２リンクをクランク部材に取付けたり、クランク部材から取外したりすることができ、組付け作業性及びメンテナンス性が向上する。
【００２８】
請求項７に記載の発明では、請求項４〜６のいずれかに記載の発明において、前記出力軸は、前記機関本体において前記第２リンクの揺動中心から離れた箇所に回転自在に支持され、前記伝達方向拘束部は前記出力軸の外側に設けられており、前記揺動伝達部は、前記第２リンクの揺動に伴い回転する駆動ギヤと、前記駆動ギヤに噛合わされた状態で前記伝達方向拘束部の外側に設けられた被動ギヤとを備えるものとする。
【００２９】
上記の構成によれば、第２リンクの揺動は駆動ギヤ、被動ギヤ及び伝達方向拘束部を通じて出力軸に伝達される。この伝達の過程で、出力軸に伝達される第２リンクの揺動が、伝達方向拘束部により一方向に拘束される。
【００３０】
ここで、両ギヤの歯数等を適宜設定することにより、駆動ギヤの回転速度よりも被動ギヤの回転速度を高くする、すなわち増速することが可能である。この増速により、一旦減速された出力軸の回転速度を回復させることができる。
【００３１】
一方、伝達方向拘束部に加わるトルクは増速率に反比例して減少する。このため、伝達方向拘束部の小型化（小容量化）を図ることが可能となる。また、第２リンクの揺動中心となる軸には、その第２リンクの揺動に伴うトルクが加わらない。そのため、この軸の小径化を図ることができる。
【００３２】
請求項８に記載の発明では、請求項４〜７のいずれかに記載の発明において、前記第２リンクには、前記第２スライド溝内に露出し、かつ前記クランク部材の回転に伴い前記クランクピンが移動する際にそのクランクピンに直接又は間接的に接触する第１ローラが支持されているものとする。
【００３３】
上記の構成によれば、クランク部材の回転に伴い第２スライド溝内におけるクランクピンの位置が変化する際、クランクピンは第２リンクに支持された第１ローラに直接又は間接的に転がり接触する。この転がり接触に伴い発生する摩擦は、クランクピンが第２スライド溝の壁面を滑り接触する場合の摩擦よりも小さい。従って、第２スライド溝内におけるクランクピンの位置関係が変化する際の摩擦損失を小さくすることができる。
【００３４】
請求項９に記載の発明では、請求項４〜７のいずれかに記載の発明において、前記第１リンクの他端部は前記クランクピンに連結されており、前記第１リンクの前記クランクピン近傍には、前記クランク部材の回転に伴い前記クランクピンが移動する際に前記第２スライド溝に接触する第２ローラが支持されているものとする。
【００３５】
上記の構成によれば、クランク部材の回転に伴い第２スライド溝内におけるクランクピンの位置が変化する際、第１リンクのクランクピン近傍に支持された第２ローラが第２スライド溝の壁面を転がり接触する。この転がり接触に伴い発生する摩擦は、クランクピンが第２スライド溝の壁面を滑り接触する場合の摩擦よりも小さい。従って、前述した請求項８に記載の発明と同様に、第２スライド溝内におけるクランクピンの位置関係が変化する際の摩擦損失を小さくすることができる。
【００３６】
請求項１０に記載の発明では、請求項４〜９のいずれかに記載の発明において、前記第２スライド溝は直線状をなし、前記出力軸及び前記クランクピンを通る線に対し平行となるように又は交差するように形成されているものとする。
【００３７】
上記の構成によれば、クランク部材の回転に伴いクランクピンと第２スライド溝（第２リンク）とが接触する箇所が、出力軸及び前記クランクピンを通る線上に第２スライド溝を形成した場合と異なる。これに伴い、第２リンクの揺動速度等の揺動特性が、出力軸及び前記クランクピンを通る線上に第２スライド溝を形成した場合とは異なったものとなる。換言すると、第２スライド溝が直線状をなしている場合には、その第２スライド溝を、前記出力軸及び前記クランクピンを通る線に対し平行にしたり、交差（傾斜）させたりすることで、揺動特性を適宜に設定することが可能となる。
【００３８】
特に、第２スライド溝を、出力軸及びクランクピンを通る線に対し交差（傾斜）させた場合、次の効果も期待できる。第２スライド溝を傾斜させることにより、第２リンクにおいて、第２スライド溝よりも下側の幅を広くし、上側の幅を狭くする。こうすると、第１リンクを通じて大きな力が加わる第２リンクの下側部分の強度を、同第２リンクの大きさを変えることなく高めることができる。その結果、第２リンクをコンパクトに形成し、軽量化及び振動抑制を図ることが可能となる。
【００３９】
請求項１１に記載の発明では、請求項４〜１０のいずれかに記載の発明において、前記第２スライド溝は、曲線部及び屈曲部の少なくとも一方を有するものとする。
【００４０】
上記の構成によれば、クランク部材の回転に伴いクランクピンと第２スライド溝（第２リンク）とが接触する箇所が、出力軸及び前記クランクピンを通る線上に第２スライド溝を形成した場合と異なる。これに伴い、第２リンクの揺動速度等の揺動特性が、出力軸及び前記クランクピンを通る線上に第２スライド溝を形成した場合とは異なったものとなる。換言すると、第２スライド溝に、曲線部及び屈曲部の少なくとも一方を設定することで、前記請求項１０に記載の発明と同様に、揺動特性を適宜に設定することが可能となる。
【００４１】
請求項１２に記載の発明では、請求項４〜１１のいずれかに記載の発明において、前記第１リンクの他端部は前記クランクピンに連結されており、さらに、前記ピストンが上死点の直前位置へ移動したときに、前記第２リンクの上方への揺動を規制する揺動規制手段と、前記第１リンクの他端部及び前記クランクピン間に設けられた偏心軸とを備えるものとする。
【００４２】
上記の構成によれば、ピストンが上死点の直前位置へ移動すると、第２リンクの上方への揺動が揺動規制手段によって規制される。一方、クランク部材は慣性により回転をし続けようとし、クランクピンが第２スライド溝の壁面に接近する。その後も、クランク部材が回転を続けようとするが、第２リンクの揺動が規制されている状況では、クランクピンの移動が規制される。この場合、偏心軸が回転してクランク部材の回転を可能にする。そして、偏心軸の回転に伴い、その偏心軸の回転中心が、偏心軸回転前の回転中心よりも上方へ移動する。この移動に伴い通常（揺動規制手段による規制のない場合）よりも第１リンクが押上げられる。結果として、揺動規制手段による規制がない場合に比べ、上死点でのピストンの位置が高くなって、圧縮比が増加する。
【００４３】
請求項１３に記載の発明では、請求項１２に記載の発明において、さらに、前記揺動規制手段による揺動規制位置を変更するための揺動規制位置変更手段を備えるものとする。
【００４４】
上記の構成によれば、第２リンクの揺動規制位置を揺動規制位置変更手段によって変更することで、その規制時の第２リンクの傾斜角度を変えることができる。これに伴いピストンの上死点位置を変えて、圧縮比を調整することが可能となる。
【００４５】
請求項１４に記載の発明では、請求項４〜８，１０，１１，１３のいずれかに記載の発明において、前記第１リンクの他端部は、前記第２リンクの前記クランクピンとは異なる箇所で軸により連結されているものとする。
【００４６】
ここで、第１リンクの他端部をクランクピンに連結した場合には、そのクランクピンに対し、クランク部材の回転に伴う慣性力に加え、ピストン及び第１リンクの慣性力が作用する。一般に、慣性力は速度の２乗に比例することから、内燃機関の高回転速度域では慣性力が特に大きくなる。そして、この慣性力の増大に従って、クランクピンが大きな力で第２スライド溝に押え付けられながら移動するため、フリクションロスが増加し、トルク増幅効果を損なうおそれがある。
【００４７】
これに対し、請求項１４に記載の発明では、第１リンクの他端部が第２リンクにおいてクランクピンとは異なる箇所に連結されている。このことから、クランクピンには、ピストン及び第１リンクの慣性力が直接作用しない。クランクピンにはクランク部材の慣性力のみしか作用しなくなり、クランクピンの第２スライド溝に対する押え付け力が小さくなる。その結果、クランクピンが第２スライド溝を移動する際に発生するフリクションロスを抑えることができ、内燃機関の高回転速度域までトルク増幅効果を有効に発揮させることが可能となる。
【００４８】
請求項１５に記載の発明では、請求項２〜１４のいずれかに記載の発明において、さらに、前記機関本体に対する前記クランク部材の支持位置を変更するための第１支持位置変更手段を備えるものとする。
【００４９】
上記の構成によれば、例えば、機関本体に対するクランク部材の支持位置をピストンの往復動方向へ変位させると、第２リンクの揺動角度範囲が同方向へずれる。これに伴い第１リンクの移動範囲及びピストンの往復動範囲がともに同方向へずれる。その結果、ピストンの上死点位置が変わって圧縮比が変化する。
【００５０】
また、機関本体に対するクランク部材の支持位置を、ピストンの往復動方向と直交する方向、例えば出力軸から離れる側へ変位させると、第２リンクの揺動角度範囲が狭まる。そのため、ピストンのストロークが短くなって排気量が減少する。これとは逆に、クランク部材の支持位置を出力軸に近づく側へ変位させると、第２リンクの揺動角度範囲が拡大する。そのため、ピストンのストロークが長くなって排気量が増大する。
【００５１】
クランク部材を、ピストンの往復動方向に対し斜めに交差する方向へ変位させると、圧縮比と排気量の両方が同時に変化する。
従って、第１支持位置変更手段によってクランク部材の支持位置を変更することで、圧縮比及び排気量の少なくとも一方を調整することが可能となる。
【００５２】
請求項１６に記載の発明では、請求項１〜１５のいずれかに記載の発明において、さらに、前記第１リンクの前記第２リンクに対する支持位置を変更するための第２支持位置変更手段を備えるものとする。
【００５３】
上記の構成によれば、第２リンクに対する第１リンクの支持位置を例えばピストンの往復動方向へ変位させると、第１リンクの移動範囲及びピストンの往復動範囲が同方向へずれる。その結果、ピストンの上死点位置が変わって圧縮比が変化する。
【００５４】
また、第２リンクに対する第１リンクの支持位置を、ピストンの往復動方向と直交する方向、例えば出力軸から離れる側へ変位させると、第１リンクの移動量及びピストンのストロークが多くなって排気量が増加する。これとは逆に、第２リンクに対する第１リンクの支持位置を出力軸に近づく側へ変位させると、第１リンクの移動量及びピストンのストロークがともに少なくなって排気量が減少する。
【００５５】
なお、第２リンクに対する第１リンクの支持位置を、ピストンの往復動方向に対し斜めに交差する方向へ変位させると、圧縮比と排気量の両方が同時に変化する。
【００５６】
従って、第２支持位置変更手段によって第１リンクの支持位置を変更することで、圧縮比及び排気量の少なくとも一方を調整することが可能となる。
請求項１７に記載の発明では、請求項１〜１６のいずれかに記載の発明において、さらに、前記出力軸に対する前記第２リンクの支持位置を変更するための第３支持位置変更手段を備えるものとする。
【００５７】
上記の構成によれば、出力軸に対する第２リンクの支持位置を、例えばピストンの往復動方向へ変位させると、第１リンクの移動範囲及びピストンの往復動範囲が同方向へずれる。その結果、ピストンの上死点位置が変わって圧縮比が変化する。
【００５８】
また、出力軸に対する第２リンクの支持位置を、ピストンの往復動方向と直交する方向のうち、例えば出力軸とクランクピンとの間隔が狭くなる方向へ変位させると、第１リンクの移動量及びピストンのストロークが多くなって排気量が増加する。これとは逆方向へ前記支持位置を変位させると、第１リンクの移動量及びピストンのストロークがともに少なくなって排気量が減少する。
【００５９】
なお、出力軸に対する第２リンクの支持位置を、ピストンの往復動方向に対し斜めに交差する方向へ変位させると、圧縮比及び排気量の両方が同時に変化する。
【００６０】
従って、出力軸に対する第２リンクの支持位置を第３支持位置変更手段によって変更することで、圧縮比及び排気量の少なくとも一方を調整することが可能となる。
【００６１】
請求項１８に記載の発明では、請求項４〜１７のいずれかに記載の発明において、前記第２リンクは、リンク本体と、前記リンク本体に回転自在に支持され、かつ前記第２スライド溝を有する回転体とを備えており、さらに、前記回転体を回転させて前記リンク本体に対する前記第２スライド溝の傾斜角度を変更する角度変更手段を備えるものとする。
【００６２】
上記の構成によれば、第２リンクにおける第２スライド溝の位置及び方向（傾き）を変更すると、第２リンクの揺動角度が変化し、ピストンの上死点位置が変化する。これに伴いピストンのストロークが変化し、圧縮比及び排気量が変化する。例えば、第２スライド溝の傾斜角度を大きくするに従い第２リンクの揺動角度が拡大してピストンのストロークが増加し、上死点位置が高くなる。その結果、圧縮比及び排気量がともに増大する。
【００６３】
従って、角度変更手段によって回転体を回転させ、リンク本体に対する第２スライド溝の傾斜角度及び位置を変更することで、圧縮比及び排気量を調整することが可能となる。
【００６４】
請求項１９に記載の発明では、請求項４〜１８のいずれかに記載の発明において、さらに、前記クランク部材は、その回転中心と前記クランクピンとの間隔を変更する間隔変更手段を備えるものとする。
【００６５】
上記の構成によれば、クランク部材における回転中心とクランクピンとの間隔、すなわちクランクピンの偏心量が変化すると、第２リンクの揺動角度が変わり、ピストンの上死点位置が変わる。これに伴いピストンの上死点位置及びストロークが変化し、圧縮比及び排気量が変化する。例えば、前記間隔を大きくして、クランクピンを回転中心から遠ざけると、ピストンの上死点位置が高くなりストロークが増加し、圧縮比及び排気量がともに増大する。これとは逆に、前記間隔を小さくしてクランクピンを回転中心に近づけると、ピストンの上死点位置が低くなりストロークが減少し、圧縮比及び排気量がともに減少する。
【００６６】
従って、間隔変更手段によってクランク部材の回転中心及びクランクピンの間隔を変更することで、圧縮比及び排気量を調整することが可能となる。
請求項２０に記載の発明では、請求項２〜１９のいずれかに記載の発明において、さらに、機関始動時に前記第２リンクの揺動方向とは逆方向への回転力を前記クランク部材に付与する回転付与手段を備えるものとする。
【００６７】
ここで、トルク増幅効果をより引き出すためには、内燃機関の膨張行程において伝達方向拘束部をできるだけ素早くロックさせ、上死点付近の高い燃焼圧力を出力軸に伝達することが重要である。そのためには、第２リンクの揺動加速度を高め、第２リンクの揺動速度を出力軸の回転速度に速く追いつかせることが要求される。この際、可動部（クランク部材）の慣性力が、第２リンクの揺動加速度増加の妨げになる。従って、クランク部材の慣性力を如何に小さくするかがポイントとなる。
【００６８】
上死点直後に第２リンクを所定角度揺動させる場合のクランク部材の回転角度は、クランク部材を第２リンクの揺動方向と同一方向へ回転させるよりも、逆方向へ回転させた方が小さくてすむ。換言すると、クランク部材を逆方向へ回転させた方が角加速度が小さく、慣性力が小さくなる。
【００６９】
しかし、内燃機関の始動に際し、クランク部材は常に一定の方向（第２リンクの揺動方向とは逆方向）へ回転するとは限らない。一般的には、ピストンが上死点にある状態で内燃機関が始動された場合、クランク部材の回転中心とクランクピンの中心とを結んだ直線と、回転中心を通る鉛直線とのなす角によりクランク部材の回転方向が決定される。換言すると、鉛直線とクランクピンとの位置関係によって回転方向が決定される。そして、クランク部材は一旦回転を始めると、その方向への回転を続ける。
【００７０】
この点、請求項２０に記載の発明では、停止しているクランク部材が回転を始める機関始動時において、回転付与手段によって、クランク部材に対し第２リンクの揺動方向とは逆方向への回転力が付与される。この付与により、クランク部材が第２リンクの揺動方向とは逆方向に回転を始める。内燃機関の作動中は、クランク部材は前記と同一方向へ回転を続ける。このため、燃焼圧力の最も高い上死点直後にクランク部材の角加速度を小さくして、慣性力を小さくすることができ、第２リンクに大きな角加速度を発生させることができる。これに伴い第２リンクの揺動速度を出力軸の回転速度に速く追いつかせて、伝達方向拘束部を素早くロックさせることが可能となる。その結果、上死点近傍の大きな燃焼圧力を出力軸に伝達して、トルク増幅効果の向上を図ることができる。
【００７１】
請求項２１に記載の発明では、請求項２〜４のいずれかに記載の発明において、さらに、前記出力軸上に一体回転に可能に設けられた第１歯車と、前記第１歯車に噛合わされた状態で前記クランク部材上に回転自在に設けられた第２歯車と、前記クランク部材及び前記第２歯車間に介在され、それらのクランク部材及び第２歯車間での回転伝達を、前記クランク部材の前記第２歯車に対する回転速度が負側であろうとするときに同第２歯車から同クランク部材に行われる回転伝達に拘束する第２伝達方向拘束部とを備えている。
【００７２】
上記の構成によれば、燃焼圧力によってピストンが下降すると、第２リンクが出力軸を支点として下方へ揺動し、クランク部材が回転中心を中心として所定方向へ回転する。このとき、燃焼に伴うエネルギーの一部がクランク部材に蓄えられる。クランク部材は、ピストンが下死点に達した後も、慣性により回転し続けようとする。そして、クランク部材の回転により第２リンクが出力軸を支点として上方へ揺動し、ピストンが上昇する。すなわち、燃焼圧力により下降したピストンがクランク部材の回転により上昇する。
【００７３】
ところで、燃焼圧力によるピストンの下降時には、出力軸の回転速度は基本的にクランク部材の回転速度よりも遅い。これは、ピストンが１往復する期間にクランク部材が１回転するのに対し、出力軸は、第２リンクの揺動により一方向へ所定角度回転するのみで１回転しないからである。第１歯車及び第２歯車についても同様である。クランク部材の回転速度は第２歯車の回転速度よりも高く、従って、第２伝達方向拘束部が非係合状態となり、クランク部材及び第２歯車間で回転伝達が行われない。そのため、仮に第２伝達方向拘束部が係合状態になるものとすると、出力軸の回転がクランク部材に伝達されて、第２リンクの揺動に伴うクランク部材の元々の回転に支障を及ぼすおそれがあるが、請求項２１に記載の発明ではこういった不具合の心配がない。
【００７４】
一方、前述したようにピストン上昇時には、クランク部材はピストン下降時に蓄えたエネルギーをピストンの駆動（上昇）のために消費することで回転を続ける。このため、クランク部材の回転速度は次第に低下する。そして、この低下によりクランク部材の第２歯車に対する回転速度が負側となると、第２伝達方向拘束部が係合状態となり、第２歯車の回転が第２伝達方向拘束部を通じてクランク部材に伝達される。この伝達により、クランク部材が出力軸からエネルギーの供給を受けるため、クランク部材が回転を続けることとなり、ピストンが上昇する。
【００７５】
また、前記のように回転が続けられることからクランク部材としては、必要最小限の強度を確保できる大きさを有するものであればよく、慣性質量を小さくすることが可能となる。そのため、出力軸からクランク部材にエネルギーを供給しないものに比較して、ピストン下降時にクランク部材が蓄えるエネルギーが少なくなり、その分、最終的に出力軸から多くのエネルギーを抽出することが可能となる。
【００７６】
請求項２２に記載の発明では、請求項２１に記載の発明において、前記伝達方向拘束部は、前記第２リンクの前記出力軸に対する回転速度が正側であろうとするとき係合状態となって前記第２リンクの揺動を前記出力軸に伝達するものであり、さらに、前記機関本体の燃焼サイクルが膨張行程であることを検出する膨張行程検出手段と、前記ピストンが上死点に位置していることを検出する上死点検出手段と、前記クランク部材を回転駆動するモータとを備え、前記クランク部材は、前記膨張行程検出手段及び前記上死点検出手段による膨張行程での上死点の検出に応じ、前記モータにより回転駆動されるものとする。
【００７７】
ここで、燃焼サイクルの圧縮行程から膨張行程への移行に際し、ピストンが上死点に位置するときには、第２リンクの揺動方向が切り替わり、その揺動速度が低下する。そして、第２リンクの出力軸に対する揺動（回転）速度が負側になると、伝達方向拘束部が非係合（フリー）状態となって、第２リンクの揺動が出力軸に伝達されない。一方、ピストン１３は燃焼圧力による押下げ力を受けるが、この押下げ力が最も大きくなるのは燃焼直後、すなわちピストンが上死点に位置するときである。
【００７８】
この点、請求項２２に記載の発明では、燃焼サイクルが膨張行程であることが膨張行程検出手段によって検出され、かつピストンが上死点に位置していることが上死点検出手段によって検出されると、クランク部材がモータによって駆動される。この駆動に伴いクランク部材が回転し、第２リンクが揺動させられる。このように、クランク部材の回転をモータによってアシストすることにより、上死点直後の早い時期から、第２リンクの出力軸に対する回転速度が正側となるように同第２リンクを速い速度で揺動させることが可能となる。その結果、第２リンクの揺動が伝達方向拘束部を通じて出力軸に伝達される時期を早くし、燃焼に伴うエネルギーを効果的に出力軸に伝達することができる。
【００７９】
請求項２３に記載の発明では、請求項２２に記載の発明において、さらに、前記モータによる前記クランク部材の回転駆動中に前記伝達方向拘束部が前記係合状態となることを検出する係合状態検出手段を備え、前記モータによる前記クランク部材の回転駆動は、前記係合状態検出手段による前記伝達方向拘束部の係合状態の検出に応じて停止されるものとする。
【００８０】
上記の構成によれば、クランク部材のモータによる回転駆動に伴い伝達方向拘束部が係合状態となり、そのことが係合状態検出手段によって検出されると、前記モータによる回転駆動が停止される。モータが停止されても、ピストンには膨張行程での燃焼に伴う押下げ力が作用するため、伝達方向拘束部の係合状態は維持される。従って、請求項２２に記載の発明において早められた伝達方向拘束部の係合状態を維持しつつ、クランク部材の回転をアシストするためにモータによって消費される電力等のエネルギーを最小限に抑えることが可能となる。
【００８１】
請求項２４に記載の発明では、請求項２３に記載の発明において、前記係合状態検出手段は、前記出力軸を支点とする前記第２リンクの回転の速度を検出するとともに前記出力軸の回転速度を検出し、両回転速度の比較結果に基づき前記伝達方向拘束部の係合状態を検出するものであるとする。
【００８２】
上記の構成によれば、係合状態検出手段では、第２リンクの出力軸を支点とした回転速度（第２リンクの揺動速度）と出力軸の回転速度とがそれぞれ検出される。そして、両回転速度の比較結果に基づき伝達方向拘束部の係合状態が検出される。例えば、前記比較の結果、第２リンクの回転速度が出力軸の回転速度と同一となっている場合に係合状態が検出される。このようにして、伝達方向拘束部の係合状態が検出されるため、請求項２３に記載の発明の効果を確実なものとすることができる。
【００８３】
請求項２５に記載の発明では、請求項２１〜２４のいずれかに記載の発明において、さらに、前記機関本体の燃焼サイクルが圧縮行程であることを検出する圧縮行程検出手段と、前記クランク部材を回転駆動するモータとを備え、前記クランク部材は、前記圧縮行程検出手段による圧縮行程の検出に応じ、前記モータにより回転駆動されるものとする。
【００８４】
ここで、燃焼サイクルが圧縮行程から膨張行程に移る際、ピストンの往復直線運動の速度が減速から加速に切り替わる。この急激な速度変化に起因して、ピストンが揺れ動き、シリンダの壁面に強く当って打音を発したり、シリンダを損傷したりするおそれがある。
【００８５】
この点、請求項２５に記載の発明では、燃焼サイクルの圧縮行程が圧縮行程検出手段によって検出されると、その検出に応じてクランク部材がモータによって回転駆動される。この駆動に伴いクランク部材が回転され、第２リンクが揺動してピストンが上昇させられる。圧縮行程におけるピストンの上昇速度が高められ、続く膨張行程でのピストンの下降速度との速度変化が小さくなる。このように、圧縮行程でクランク部材の回転をモータによってアシストすることにより、圧縮行程と膨張行程でのピストンの急激な速度変化を抑制することができる。その結果、前述したピストンの振動による打音や、シリンダ損傷の抑制を図ることができる。
【００８６】
請求項２６に記載の発明では、請求項２１〜２４のいずれかに記載の発明において、さらに、前記出力軸及び前記クランク部材にそれぞれ回転自在に接続された第３リンクと、前記出力軸を支点として前記第３リンクを所定角度回転させる回転手段とを備えるものとする。
【００８７】
上記構成によれば、回転手段により第３リンクが出力軸を支点として所定角度回転されると、それに伴いクランク部材の位置が変更される。この変更により、第２リンクの揺動範囲及び第１リンクの可動範囲が変化する。このようにして、ピストンの上死点位置を変更して圧縮比を変更することが可能となる。
【００８８】
請求項２７に記載の発明では、請求項２６に記載の発明において、前記機関本体には、共通の軸を前記出力軸とする前記シリンダ及び前記ピストンの組が複数設けられており、前記シリンダ及び前記ピストンの各組は、前記第１〜前記第３のリンク、前記クランク部材、前記揺動伝達部、前記伝達方向拘束部、前記第２伝達方向拘束部、並びに前記第１及び第２の歯車を備えるとともに、前記クランク部材に一体回転可能に設けられた第３歯車と、前記第３歯車に噛合わされた状態で前記第３リンクに回転自在に支持された第４歯車とをそれぞれ備え、さらに、全ての組の前記第３リンクには共通の第４リンクが回転自在に支持されており、前記各第４歯車は前記第４リンクに一体回転可能に設けられているとする。
【００８９】
上記の構成によれば、各組のクランク部材は、第３リンク、第３歯車、第４歯車及び第４リンクを介して相互に連結されている。この連結により、所定のクランク部材の回転位相と他のクランク部材の回転位相との関係は常に一定に保たれる。第２リンク、第１リンク、ピストン等についても同様である。このため、各組の燃焼サイクルの変化を同期させることができる。
【００９０】
また、回転手段により所定の第３リンクが出力軸を支点として所定角度回転されると、その回転は第４リンクを通じて他の第３リンクにも伝達される。この伝達により、全ての第３リンクが一斉に同一角度回転され、全てのクランク部材の位置が一斉に変更される。そのため、請求項２６に記載の発明における効果を全ての組のピストンについて得ることができる。
【００９１】
さらに、第３歯車の歯数に対する第４歯車の歯数の比を変更することにより、第４リンクの回転速度とクランク部材の回転速度との関係を任意に設定することが可能となる。この設定により、第４リンクを、内燃機関の運転に伴い発生する振動を低減するためのバランサとして機能させることが可能である。
【００９２】
請求項２８に記載の発明では、請求項１〜２７のいずれかに記載の発明において、前記ピストン、前記第１リンク、前記第２リンク及び前記上昇機構は、前記第２リンクを揺動させる揺動機構の構成部材として用いられており、さらに、前記シリンダにおける燃焼停止に伴い、前記揺動機構の少なくとも１つの構成部材の作動を停止させる作動停止手段と、前記出力軸に一体回転可能に設けられた回転体とを備えるものとする。
【００９３】
上記の構成によれば、シリンダにおける燃焼が停止されると、第２リンクの揺動機構の構成部材（ピストン、第１リンク、第２リンク、上昇機構）の少なくとも１つの作動が作動停止手段によって停止される。これらの構成部材は相互に連結されているため、前記のように停止されると、その停止が他の構成部材にも及んで、結果として揺動機構の全ての構成部材の作動が停止する。一方、出力軸に伝達される第２リンクの揺動は伝達方向拘束部によって一方向に拘束される。従って、拘束される方向が出力軸の回転方向と逆方向であれば、前記のように第２リンクの揺動が停止しても、出力軸は回転体の慣性質量によって回転し続ける。このため、例えば減速のために混合気の燃焼が停止された場合には、出力軸の回転を止めることなく、揺動機構の各構成部材の作動を止めることができる。これに伴い軸受、摺動部等における無駄な相対運動がなくなり、その結果、揺動機構が作動を続けることによるエネルギー損失を低減させることができる。
【００９４】
請求項２９に記載の発明では、請求項２８に記載の発明において、前記内燃機関は、自動停止条件の成立に応じて前記機関本体の運転が停止され、その停止された運転が自動始動条件の成立に応じて再開されるものであるとする。
【００９５】
上記の構成によれば、内燃機関の運転中に自動停止条件が成立すると、機関本体の運転が自動的に停止される。また、前記自動停止中に自動始動条件が成立すると、機関本体の運転が自動的に再開（始動）される。
【００９６】
ところで、仮に自動停止に伴い出力軸が回転を停止した場合には、回転体等に蓄えられた運動エネルギーが利用されないまま廃棄されてしまう。しかし、請求項２９に記載の発明では前記請求項２８に記載の発明と同様にして、機関本体が自動停止されても回転体が慣性質量によって回転し続ける。このため、前記のように廃棄されていたエネルギーを有効に動力として利用することが可能となる。例えば、自動始動時には、ピストン、第１リンク、第２リンク、上昇機構、揺動伝達部、伝達方向拘束部等を通じて出力軸に伝達される動力に、回転体からの慣性トルクが加わる。その結果、内燃機関が車両に搭載されている場合には、発進時の加速性能を向上させてスムーズな発進を実現できる。
【００９７】
請求項３０に記載の発明では、請求項２８又は２９に記載の発明において、さらに、前記出力軸から前記揺動機構の少なくとも１つの構成部材へ動力を伝達する態様と、前記動力伝達を遮断する態様とを選択的に採る動力伝達断続手段を備えるものとする。
【００９８】
上記の構成によれば、シリンダでの燃焼が停止されると、揺動機構の各構成部材の作動が作動停止手段によって一旦停止される。しかし、出力軸は回転体の慣性質量によって回転し続ける。
【００９９】
一方、作動停止手段による作動停止が終了されて、揺動機構の各構成部材の作動が可能となった状態で、出力軸の回転が動力伝達断続手段によって揺動機構の少なくとも１つの構成部材に伝達されると、その伝達が他の構成部材にも及ぶ。第２リンクが出力軸を支点として上方へ揺動させられ、その揺動が第１リンクを介してピストンに伝達される。
【０１００】
従って、例えば請求項２９に記載の発明のように、前記燃焼停止が自動停止を目的として行われる場合には、前記動力伝達断続手段の動力伝達によってピストンを上昇させれば、一般的に機関始動のために搭載されているスタータ（始動装置）を使用せずに機関本体を自動始動させることが可能となる。
【０１０１】
また、前記燃焼停止が例えば減速を目的として行われる場合には、前記動力伝達断続手段の動力伝達によってピストンを上昇させれば、ピストンの強制的な往復動が可能となり、これに伴いポンピングロス、摩擦損失等が発生し、いわゆるエンジンブレーキがかかる。このため、制動の信頼性を向上させることができる。
【０１０２】
請求項３１に記載の発明では、請求項３０に記載の発明において、前記上昇機構は、前記機関本体に回転自在に支持されたクランク部材を備え、前記動力伝達断続手段は、回転自在に支持されたローラと、前記ローラを前記出力軸及び前記クランク部材の両外周面に接触させる接触位置と、前記ローラを前記出力軸及び前記クランク部材の少なくとも一方の外周面から離間させる離間位置との間で移動させるアクチュエータとを備えるものとする。
【０１０３】
上記の構成によれば、アクチュエータが作動すると、ローラが接触位置と離間位置との間で移動させられる。接触位置では、ローラが出力軸の外周面とクランク部材の外周面とに接触し、出力軸の回転がローラ及びクランク部材を通じて揺動機構に伝達される。離間位置では、ローラが出力軸及びクランク部材の少なくとも一方の外周面から離間し、出力軸から揺動機構への動力伝達が遮断される。このように、ローラにアクチュエータを駆動連結するという簡単な構成で動力伝達断続手段を実現することができる。
【０１０４】
請求項３２に記載の発明では、請求項２８〜３１のいずれかに記載の発明において、前記内燃機関に組合わされる変速機の入力軸は前記出力軸により構成されているものとする。
【０１０５】
上記の構成によれば、第２リンクから出力軸に伝達される揺動は伝達方向拘束部によって一方向に拘束される。第２リンクの反対方向の揺動は出力軸に伝達されない。この伝達方向拘束部の作用は、内燃機関の動力を変速機の入力軸に伝達したりその伝達を遮断したりする駆動系のクラッチの作用に相当する。従って、出力軸に変速機の入力軸を兼ねさせることで、通常出力軸と入力軸との間に配設される駆動系のクラッチを省略することが可能となり、その分、構成の簡略化及び軽量化を図ることができる。
【０１０６】
【発明の実施の形態】
（第１実施形態）
以下、本発明を具体化した第１実施形態について図１〜図４に従って説明する。
【０１０７】
図１及び図２に示すように、内燃機関の機関本体１１はシリンダ（気筒）１２を有しており、このシリンダ１２内にピストン１３が上下方向への往復直線運動可能に収容されている。シリンダ１２においてピストン１３の上側には、燃料及び空気の混合気を燃焼するための燃焼室１４が設けられている。ピストン１３は、燃焼室１４での燃焼に伴い発生する圧力（燃焼圧力）を受けて下降する。機関本体１１のシリンダ１２よりも下方において、シリンダ１２の中心線ＣＬから側方へ大きく離れた箇所には、出力軸１５が軸受１６により回転自在に支持されている。そして、内燃機関では、ピストン１３の往復直線運動を出力軸１５の回転運動に変換する運動方向変換構造１７が採用されている。
【０１０８】
運動方向変換構造１７は、クランク部材１８、第１リンク２２、第２リンク２５、揺動伝達部及び伝達方向拘束部を備えている。クランク部材１８はピストン１３よりも下方において、軸受１９により機関本体１１に回転自在に支持されている。ここで、クランク部材１８の回転中心Ｃ１は、図１に示すようにシリンダ１２の中心線ＣＬ上に位置してもよいし、また、図２に示すように、中心線ＣＬから離れた箇所に位置してもよい。クランク部材１８は、その回転中心Ｃ１から偏心した箇所にクランクピン２１を有している。このクランクピン２１は、クランク部材１８の回転に伴い回転中心Ｃ１の周りを公転する。
【０１０９】
第１リンク２２は、一般にコネクティングロッド（コンロッド）と呼ばれているものに相当する。第１リンク２２の一端部（上端部）はピン２３によりピストン１３に連結されている。また、第１リンク２２の他端部（下端部）は軸受２４を介してクランクピン２１に連結されている。
【０１１０】
第２リンク２５は、出力軸１５及び第１リンク２２に動力伝達可能に連結されている。詳しくは、第２リンク２５の出力軸１５側（図１の左側）には長孔からなる第１スライド溝２６が形成されており、出力軸１５がこの第１スライド溝２６に挿通されている。第１スライド溝２６の全体は、出力軸１５の中心及びクランクピン２１の中心を通る線と合致している。また、第２リンク２５における第１スライド溝２６の反対側の端部は、クランクピン２１に対し軸受２４により回転自在に連結されている。このように、第１実施形態では、第２リンク２５及び第１リンク２２をともにクランクピン２１に連結することで、クランクピン２１を介して第２リンク２５を第１リンク２２に動力伝達可能に連結している。
【０１１１】
第２リンク２５は、クランク部材１８の回転中心Ｃ１とクランクピン２１との間隔ｄ１の２倍（ピストン１３のストロークと同じ）よりも長く形成されている。そのため、ピストン１３の往復直線運動に伴いクランク部材１８が回転すると、第２リンク２５は出力軸１５を支点として上下に揺動する。
【０１１２】
なお、第２リンク２５に第１スライド溝２６を形成したのは、クランク部材１８の回転に伴う出力軸１５及びクランクピン２１の間隔ｄ２の変化を吸収するためである。
【０１１３】
揺動伝達部は、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達するためのものであり、出力軸１５の外側に設けられたスライドプレート２７によって構成されている。スライドプレート２７は、第１スライド溝２６に沿ってスライドするが、第２リンク２５に対して回転しないことが要求される。そのため、第１実施形態ではスライドプレート２７が非円形状に形成されている。
【０１１４】
伝達方向拘束部は、スライドプレート２７により出力軸１５に伝達される第２リンク２５の揺動を一方向に拘束するためのものである。換言すると、伝達方向拘束部は、第２リンク２５の一方向（例えば下方）の揺動のみを出力軸１５に伝達するためのものである。伝達方向拘束部はこういった機能を発揮するものであれば特に限定されないが、第１実施形態では伝達方向拘束部としてワンウェイクラッチ２８が用いられている。ワンウェイクラッチ２８としては、例えばスプラグ式、ローラ式、さらにエンゲージ式等と呼ばれる一般的なものを用いることができる。いずれのタイプでも、ワンウェイクラッチ２８は、インナレース、アウタレース及び係合部材を備えている。そして、インナレースが出力軸１５に固定され、アウタレースがスライドプレート２７に固定されている。
【０１１５】
係合部材は、アウタレース及びインナレース間に配置されている。係合部材は、第２リンク２５が下方へ揺動し、かつその第２リンク２５の出力軸１５に対する揺動（回転）速度が正側であろうとする場合にのみ、インナレース及びアウタレースに噛合ってロック状態となり、第２リンク２５から出力軸１５に下方への揺動（時計回り方向の回転）を伝達する。また、係合部材は、前述とは異なる場合、例えば第２リンク２５が上方へ揺動した場合、インナレース及びアウタレースに噛合わなくなってフリー状態となり、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達しない。
【０１１６】
上記のようにして運動方向変換構造１７が構成されている。この運動方向変換構造１７においては、燃焼圧力によって下降したピストン１３を上昇させるための機構（上昇機構）が必要となる。第１実施形態では、クランク部材１８がこの上昇機構として機能する。すなわち、クランク部材１８はピストン１３の下降に伴い回転するが、ピストン１３が下死点付近に達した後も慣性力により回転を続ける。この回転に伴うクランクピン２１の公転により、第２リンク２５が出力軸１５を支点として上方へ揺動させられる。また、クランクピン２１の公転が第１リンク２２を介してピストン１３に伝達され、同ピストン１３が押上げられる。
【０１１７】
上記運動方向変換構造１７によれば、混合気の燃焼に伴い発生する燃焼圧力によりピストン１３が下降すると、その下降が第１リンク２２を介して第２リンク２５に伝達され、同第２リンク２５が出力軸１５を支点として下方へ揺動する。この揺動に伴いクランク部材１８が所定方向へ回転し、クランクピン２１が回転中心Ｃ１の周りを公転する。ピストン１３が下死点付近に達すると、クランク部材１８ではクランクピン２１が回転中心Ｃ１の下方に位置する。クランク部材１８はピストン１３が下死点に達した後も、慣性により回転し続けようとする。この回転がクランクピン２１を介して第２リンク２５に伝達され、同第２リンク２５が出力軸１５を支点として上方へ揺動する。このように第２リンク２５は、上昇機構（クランク部材１８）から力を受けることで、出力軸１５を支点として上方へ揺動する。この揺動が第１リンク２２を介してピストン１３に伝達され、同ピストン１３が上昇する。このようにして、燃焼圧力により下降したピストン１３がクランクピン２１の回転により上昇する。これに伴いピストン１３が連続して往復直線運動を行い、また、第２リンク２５が連続して上下に揺動する。
【０１１８】
第２リンク２５の揺動は、スライドプレート２７を介して出力軸１５に伝達される。ただし、その伝達過程で、出力軸１５に伝達される第２リンク２５の揺動がワンウェイクラッチ２８によって一方向に拘束される。すなわち、第２リンク２５が下方へ揺動され、かつその第２リンク２５の出力軸１５に対する揺動（回転）速度が正側であろうとする場合に、出力軸１５は第２リンク２５と一体となって回転する。従って、出力軸１５はピストン１３が１往復する間に一方向（時計回り方向）へ所定角度（３６０度未満）ずつ回転する。このようにして、燃焼に伴う燃焼圧力が出力軸１５の回転力（トルク）として取出される。このトルクは、一般には力（この場合、燃焼圧力）とモーメントアーム長ＭＡとの積で表される。モーメントアーム長ＭＡは、出力軸１５に入力される力の方向に対し直交する腕の長さである。
【０１１９】
なお、クランク部材１８が回転すると、その位相に応じてクランクピン２１の中心と出力軸１５の中心との間隔ｄ２が変化する。この際、クランクピン２１が第２リンク２５に回転自在に連結されていることから、前記のように間隔ｄ２が変化しても、クランクピン２１と第２リンク２５との位置関係は変わらない。一方、出力軸１５が第１スライド溝２６に配置されていることから、前記のように間隔ｄ２が変化する場合、第２リンク２５は、第１スライド溝２６の出力軸１５との位置関係を変えながら出力軸１５を支点として揺動する。このように第２リンク２５が揺動しながら出力軸１５に対しスライドすることによって、前記間隔ｄ２の変化が吸収される。
【０１２０】
ここで、図３中の二点鎖線は、一般的なクランク構造を用いた場合（以下、比較例という）のクランクシャフトの回転に対するモーメントアーム長の変化を示している。一般的なクランク構造とは、クランクシャフトの回転中心がシリンダの中心線上に位置するものである。この比較例では、モーメントアーム長はピストンが上死点に位置するとき、最小（「０」）となる。モーメントアーム長はクランクシャフトの回転に従い増加し、そのクランクシャフトが上死点から約９０度回転したときに最大となる。クランクシャフトがさらに回転すると、モーメントアーム長は増加から減少に転ずる。そして、モーメントアーム長はクランクシャフトの回転に従い減少し、ピストンが下死点に達したときに最小（「０」）となる。従って、クランクシャフトの回転に伴うモーメントアーム長の変化量は多い。
【０１２１】
一方、図３中の一点鎖線は、シリンダ１２の中心線ＣＬから所定距離Ｌ離れた箇所に出力軸１５を配置した場合（以下、実施例１という）のモーメントアーム長の変化、より正確には、前記比較例でのモーメントアーム長の最大値を「１．０」とした場合の比率を示している。ここでの所定距離Ｌは、比較例でのクランクシャフトの回転中心とクランクピンとの間隔（ピストンストロークの半分）と同じに設定されている。
【０１２２】
実施例１では、モーメントアーム長はピストン１３が上死点に位置するとき最小となるが、比較例でのモーメントアーム長よりも長い。モーメントアーム長は出力軸１５の回転に従い増加し、その出力軸１５が９０度回転したときに最大（比較例と同程度）となる。さらに出力軸１５が回転すると、モーメントアーム長は増加から減少に転ずる。そして、モーメントアーム長は出力軸１５の回転に従い減少し、ピストン１３が下死点に達したときに最小となる。このときのモーメントアーム長は比較例でのモーメントアーム長よりも長い。従って、出力軸１５の回転に伴うモーメントアーム長の変化量は、比較例のそれよりも少なくなる。
【０１２３】
また、出力軸１５のトルクは、前述したように力とモーメントアーム長との積によって表される。ここでは、燃焼圧力、すなわちシリンダ内圧が力に相当する。このシリンダ内圧は、図３において破線で示すように変化する。すなわち、上死点後、シリンダ内圧は急激に増加した後急激に減少し、その後は緩やかに減少する。そして、このシリンダ内圧とモーメントアーム長との積を計算すると、この積は出力軸１５の回転に伴い図４に示すように変化する。なお、この図４では、前記比較例のトルクの最大値を「１．０」とした場合の比率が示されている。
【０１２４】
この図４からわかるように、二点鎖線で示す比較例では、前述したように燃焼圧力（シリンダ内圧）が最大となる上死点でモーメントアーム長が「０」となることから、出力軸１５から取出すことのできるトルクは非常に小さい。しかも、上死点後もモーメントアーム長がゆっくり増加することから、トルクもゆっくりと増加する。
【０１２５】
これに対し、一点鎖線で示す実施例１では、モーメントアーム長が上死点付近で既に長く、しかも上死点後も増加する。このことからトルクは上死点直後から急激に増加する。しかもこのときのトルクは、比較例よりも大きくなる。計算によると、実施例１の平均トルクは、比較例の平均トルクの４０％程度増加する。
【０１２６】
さらに、上死点付近のモーメントアーム長を長くするには、クランク部材１８の回転中心Ｃ１と出力軸１５の回転中心Ｃ２との間隔、すなわちクランク部材１８からの出力軸１５の偏心量を大きくすることが有効である。
【０１２７】
図３中の実線は、クランク部材１８の回転中心Ｃ１から前記所定距離Ｌの２倍（２Ｌ）離れた箇所に出力軸１５を配置した場合（以下、実施例２という）のモーメントアーム長の変化、より正確には、比較例でのモーメントアーム長の最大値を「１．０」とした場合の比率を示している。実施例２では、モーメントアーム長はピストン１３が上死点に位置するとき最小となる。ただし、この最小値は、実施例１の最小値よりもさらに長い。モーメントアーム長は出力軸１５の回転に従い増加し、その出力軸１５が９０度回転したときに最大となる。ただし、この最大値は比較例及び実施例１の両最大値よりも短い。さらに出力軸１５が回転すると、モーメントアーム長は増加から減少に転ずる。そして、モーメントアーム長は出力軸１５の回転に従い減少し、ピストン１３が下死点に達したときに最小となるが、やはり実施例１よりも長い。従って、出力軸１５の回転に伴うモーメントアーム長の変化量は、前記実施例１よりもさらに少なくなる。
【０１２８】
また、図４中の実線は、実施例２におけるトルクの変化を示している。先に説明したように、実施例２では上死点付近でのモーメントアーム長が実施例１よりも長い。このことから、トルクは上死点直後から実施例１よりもさらに急激に増加する。しかも、このときのトルクは実施例１よりも大きくなる。このように、偏心量ｄ３を大きくした実施例２では、燃焼圧力が最大となる上死点付近で、その燃焼圧力をトルクとして出力軸１５からより一層有効に取出すことができる。計算によると、実施例２の平均トルクは、比較例の平均トルクの５０％程度増加する。
【０１２９】
上記第１実施形態によれば、以下の効果が得られる。
（１）出力軸１５をシリンダ１２の中心線ＣＬから離れた箇所に配置している。このことから、ピストン１３が上死点付近に位置するとき、第２リンク２５の軸線がシリンダ１２の中心線ＣＬに交差する。このため、上死点直後から長いモーメントアーム長ＭＡを確保できる。
【０１３０】
（２）上記（１）に関連するが、上死点で既にモーメントアーム長ＭＡが十分長いため、燃焼圧力が最大となる上死点付近で、その燃焼圧力をトルクとして出力軸１５から有効に取出すことができる。
【０１３１】
（３）一般的なクランクシャフトを出力軸とせず、新たに出力軸１５を設けている。しかも、出力軸１５に連結された第２リンク２５を回転させるのではなく、揺動させるようにしている。このため、出力軸１５の偏心量ｄ３を大きく設定することが可能となる。実際、偏心量ｄ３を大きくする方向には、機関本体１１において運動方向変換構造１７の搭載の許す限り何ら制約がない。そして、偏心量ｄ３の増大に伴い、モーメントアーム長を長くして出力軸１５のトルクを大きくすること、すなわち燃焼圧力をトルクとして有効に取出すことができる。
【０１３２】
（４）出力軸１５の回転のために、第２リンク２５を回転させるのではなく揺動させている。このため、前記のように偏心量ｄ３を大きく設定しても、特許文献１とは異なりピストン１３の滑らかな往復動が損なわれるおそれがない。また、特許文献１とは異なり、ピストン１３が１往復する間に上死点が２度発生するおそれもない。さらに、特許文献２とは異なりばね機構を用いていないため、ばねを用いることによる不具合、すなわち共振を回避するために有効に作動する機関回転速度が限定される不具合の心配もない。
【０１３３】
（５）機関本体１１にクランク部材１８を回転自在に支持し、そのクランクピン２１を第２リンク２５に回転自在に連結している。このように簡単な構成で上昇機構を成立させ、ピストン１３の下降に伴い下方へ揺動した第２リンク２５を上方へ揺動させて、前記ピストン１３を確実に上昇させることができる。
【０１３４】
（６）クランクピン２１を第２リンク２５に回転自在に連結し、出力軸１５を、第２リンク２５の第１スライド溝２６にスライド可能に配置している。このように簡単な構造でありながら、第２リンク２５が揺動しながら出力軸１５に対しスライドすることによって、クランク部材１８の回転に伴う間隔ｄ２の変化を吸収しつつ、出力軸１５を確実に回転させることができる。
【０１３５】
（７）ピストン１３、第１リンク２２、クランク部材１８及びそれらの関係については、従来のクランク構造を有する内燃機関におけるピストン、コネクティングロッド、クランクシャフトをそのまま流用することができる。
【０１３６】
（第２実施形態）
次に、本発明の第２実施形態を図５及び図６に従って説明する。第２実施形態では、クランク部材１８の回転中心Ｃ１に対する出力軸１５の偏心量ｄ３を変更するための手段（偏心量変更手段）がさらに設けられている。偏心量変更手段としては、例えばスライド機構３１を用いることができる。スライド機構３１は、モータ、油圧シリンダ等のアクチュエータを備えており、このアクチュエータの作動により、クランク部材１８を出力軸１５に接近及び離間させることが可能である。
【０１３７】
前述した以外の構成は第１実施形態と同様である。このため、第１実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第２実施形態では、スライド機構３１が作動されると、クランク部材１８が出力軸１５に近づけられたり、出力軸１５から遠ざけられたりして、偏心量ｄ３が変化する。
【０１３８】
ここで、クランク部材１８の回転速度と出力軸１５の回転速度との関係、例えば両回転速度の比（減速比、減速率）は第２リンク２５の揺動角度で決まる。また、この揺動角度は、クランク部材１８の回転中心Ｃ１に対する出力軸１５の偏心量ｄ３を変更することで、任意の角度に調整可能である。
【０１３９】
図６は、偏心量ｄ３と揺動角度との関係、及び偏心量と減速率との関係を示している。この図６から明らかなように、スライド機構３１により偏心量ｄ３を大きくするに従い第２リンク２５の揺動角度が小さくなる。これに伴い出力軸１５の回転角度が小さくなり、減速比（減速率）が大きくなる。
【０１４０】
上記第２実施形態によれば、前述した（１）〜（７）に加え、次の効果が得られる。
（８）機関本体１１におけるクランク部材１８の位置を変更するためのスライド機構３１を設けている。そのため、スライド機構３１にてクランク部材１８を移動させることにより偏心量ｄ３を変更し、揺動角度及び減速比を調整することができ、運動方向変換構造１７を減速機として機能させることができる。
【０１４１】
また、第１実施形態で既に説明したように偏心量ｄ３が多くなるに従いモーメントアーム長ＭＡが長くなる。加えて、クランク部材１８の回転角度に対するモーメントアーム長ＭＡの変化量が少なくなる（前述した図３の実施例１、実施例２参照）。このため、上死点付近の高い燃焼圧力を効率よくトルクに変換して、出力軸１５から大きなトルクを取出すことができる。従って、第２実施形態の運動方向変換構造１７は、大きなトルクが要求されて減速が必要な場合に適している。
【０１４２】
（第３実施形態）
次に、本発明の第３実施形態を図７に従って説明する。第３実施形態では、出力軸１５が第２リンク２５に回転自在に連結され、クランクピン２１が第２リンク２５に形成された第２スライド溝３５にスライド可能に配置されている。すなわち、出力軸１５及びクランクピン２１のうち第２リンク２５に回転自在に連結されている部材と、スライド可能に連結されている部材とが、第１実施形態と第３実施形態とで逆になっている。
【０１４３】
第３実施形態では、ワンウェイクラッチ２８のアウタレースが第２リンク２５に固定され、インナレースが出力軸１５に固定されている。従って、アウタレースは、伝達方向拘束部として機能するだけでなく、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達する揺動伝達部としても機能する。また、第２スライド溝３５の全体は、出力軸１５及びクランクピン２１を通る線Ｌ１と合致している。
【０１４４】
前述した以外の構成は第１実施形態と同様である。このため、第１実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第３実施形態では、出力軸１５が第２リンク２５に回転自在に連結されていることから、クランク部材１８の回転に伴い出力軸１５とクランクピン２１との間隔ｄ２が変化しても、出力軸１５と第２リンク２５との位置関係は変わらない。一方、クランクピン２１が第２スライド溝３５に配置されていることから、クランク部材１８の回転に伴い間隔ｄ２が変化する場合、第２リンク２５は、第２スライド溝３５のクランクピン２１との位置関係を変えながら揺動する。
【０１４５】
上記第３実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７）に加え、次の効果が得られる。
（９）出力軸１５を第２リンク２５に回転自在に連結し、クランクピン２１を第２リンク２５の第２スライド溝３５にスライド可能に配置している。このように簡単な構造でありながら、第２リンク２５を揺動させながらクランクピン２１に対しスライドさせることによって、クランク部材１８の回転に伴う間隔ｄ２の変化を吸収しつつ、出力軸１５を確実に回転させることができる。
【０１４６】
（１０）出力軸１５を第２リンク２５に回転自在に連結している。このため、第２リンク２５の揺動中心は出力軸１５の回転中心Ｃ２と同じである。一方、第２リンク２５の重心は常に一定である。従って、振動発生の根源である第２リンク２５の位置、すなわち、揺動中心（回転中心Ｃ２）と重心との関係（間隔）が、同第２リンク２５の揺動に拘らず常に一定となる。その結果、第２リンク２５の揺動に伴い発生する振動が一定となる。このため、バランスシャフト等を用いることで比較的容易に振動を低減することが可能となる。換言すると、振動対策が容易になる。
【０１４７】
（第４実施形態）
次に、本発明の第４実施形態を図８に従って説明する。第４実施形態では、第２スライド溝３５において、出力軸１５とは反対側の端部（図８の右端部）が開放されている。この開放により、第２リンク２５の端部に開放部４１が形成されている。
【０１４８】
前述した以外の構成は第３実施形態と同様である。このため、第３実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
なお、第２スライド溝３５を開放させたのは次の理由による。一般的なクランク構造では、クランクシャフトは気筒配列方向に細長く、しかも回転中心から偏心した箇所にクランクピンを有するという複雑な形状をなしている。そのため、前記クランクシャフトをクランク部材１８として用いた場合、仮に第２スライド溝３５が開放形状でなく閉じられた長孔から構成されているとすると、次のような不具合が考えられる。
【０１４９】
第２リンク２５を組付ける際、クランク部材１８が第２スライド溝３５内に入り込むように、第２リンク２５をクランク部材１８の一方の端に被せる。そして、第２リンク２５をクランク部材１８の形状に合わせて向きを変えながら、そのクランク部材１８の長さ方向における所定の位置まで移動させなければならない。また、メンテナンスのためにクランク部材１８から第２リンク２５を取出す場合には、前記と逆の作業が要求される。従って、組付け作業及び取出し作業が大変である。また、第２リンク２５の移動の際のクランク部材１８との干渉を避けるために、第２スライド溝３５の幅を大きく設定することも考えられるが、第２リンク２５が大型化し、搭載性悪化、重量増加、振動増加等を招く。そこで、第２スライド溝３５を開放することで、こういった不具合を解消するようにしている。
【０１５０】
すなわち、第２スライド溝３５の開放により、第２リンク２５外のクランクピン２１を、開放部４１を通じて第２スライド溝３５内に差込むことが可能となる。同様に、第２スライド溝３５内のクランクピン２１を、開放部４１を通じて第２リンク２５外へ取出すことが可能となる。従って、クランク部材１８に対する第２リンク２５の組付けに際しては、開放部４１からクランクピン２１が第２スライド溝３５内に入り込むように第２リンク２５をクランク部材の径方向へ移動させる。また、第２リンク２５の取出しに際しては、前記組付けの場合と逆方向へ第２リンク２５を移動させる。
【０１５１】
上記第４実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０）に加え、次の効果が得られる。
（１１）第２スライド溝３５の出力軸１５とは反対側の端部を開放している。このため、第２リンク２５をクランク部材１８の径方向へ移動させるという簡単な作業を行うだけで、第２リンク２５をクランク部材１８に取付けたり、クランク部材１８から取出したりすることができ、組付け作業性及びメンテナンス性が向上する。
【０１５２】
また、第２リンク２５をクランク部材１８の長さ方向へ移動させなくてもすむため、クランク部材１８との干渉を考慮して第２スライド溝３５の幅を大きく設定しなくてもよい。結果として、第２スライド溝３５の拡幅に伴う各種不具合である第２リンク２５の大型化、搭載性悪化、重量増加、振動増加等を解消できる。
【０１５３】
（第５実施形態）
次に、本発明の第５実施形態を図９及び図１０に従って説明する。第５実施形態では、機関本体１１のシリンダ１２よりも下方において、シリンダ１２の中心線ＣＬから側方へ大きく離れた箇所に軸４６が固定されており（図１０参照）、この軸４６に第２リンク２５が回転自在に支持されている。なお、ここでは軸４６を支点として第２リンク２５が回転できる構成であればよい。従って、軸４６を軸受等により機関本体１１に回転自在に支持し、第２リンク２５を軸４６に固定してもよい。
【０１５４】
また、出力軸１５は前記軸４６とは別に設けられている。詳しくは、出力軸１５は、機関本体１１のうち、第２リンク２５の揺動中心（この場合、軸４６）から離れた箇所において、軸受４７により回転自在に支持されている。ワンウェイクラッチ２８は出力軸１５の外周に配置されている。さらに、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達する揺動伝達部として、第２リンク２５の外周のうち、軸４６の近傍部分に駆動ギヤ４８が形成されるとともに、ワンウェイクラッチ２８の外周に被動ギヤ４９が設けられている。そして、これら駆動ギヤ４８及び被動ギヤ４９が互いに噛合わされている。なお、ワンウェイクラッチ２８のアウタレースは被動ギヤ４９に固定され、インナレースは出力軸１５に固定されている。
【０１５５】
前述した以外の構成は第３実施形態と同様である。このため、第３実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第５実施形態では、第２リンク２５の揺動が駆動ギヤ４８、被動ギヤ４９及びワンウェイクラッチ２８を通じて出力軸１５に伝達される。この伝達の過程で、出力軸１５に伝達される第２リンク２５の揺動がワンウェイクラッチ２８によって一方向に拘束される。この拘束の結果、出力軸１５が一方向に回転する。
【０１５６】
上記第５実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０）に加え、次の効果が得られる。
（１２）駆動ギヤ４８及び被動ギヤ４９の歯数等を適宜設定することにより、駆動ギヤ４８の回転速度よりも被動ギヤ４９の回転速度を高くする、すなわち増速することが可能である。この増速により、一旦減速された出力軸１５の回転速度を回復させることができる。
【０１５７】
一方、ワンウェイクラッチ２８に加わるトルクは増速率に反比例して減少する。このため、前記のように歯数等の設定によって出力軸１５を増速させることで、ワンウェイクラッチ２８の小型化（小容量化）を図ることが可能となる。また、軸４６には、第２リンク２５の揺動に伴うトルクが実質的に加わらなくなるため、この軸４６の小径化を図ることができる。
【０１５８】
（１３）駆動ギヤ４８を第２リンク２５の外周に形成し、第２リンク２５を増速のためのギヤとしても機能させるようにしている。このため、駆動ギヤ４８を第２リンク２５とは別に設けた場合よりも部品点数が少なくてすむ。
【０１５９】
（第６実施形態）
次に、本発明の第６実施形態を図１１に従って説明する。第６実施形態では、第２リンク２５に第１ローラ５１，５２が設けられている。詳しくは、第２スライド溝３５のクランクピン２１側の端部が開放されている。この開放により、第２リンク２５において第２スライド溝３５の上側には上アーム部５３が形成され、下側には前記上アーム部５３よりも長い下アーム部５４が形成されている。上アーム部５３の先端部（図１１の右端部）は、クランク部材１８の回転中心Ｃ１よりも出力軸１５側に位置している。また、下アーム部５４の先端部（図１１の右端部）は、回転中心Ｃ１を挟んで出力軸１５とは反対側に位置している。そして、上アーム部５３の先端部には軸５５により第１ローラ５１が回転自在に支持され、下アーム部５４の先端部には軸５６により第１ローラ５２が回転自在に支持されている。これら両第１ローラ５１，５２の一部は第２スライド溝３５内に露出しており、クランク部材１８の回転に伴いクランクピン２１が回転中心Ｃ１の周りを公転する際に、クランクピン２１（正確には軸受２４）に転がり接触する。
【０１６０】
前述した以外の構成は基本的には第４実施形態と同様である。このため、第４実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。なお、図１５では、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達する機構として第５実施形態で説明したもの（駆動ギヤ４８、被動ギヤ４９等）が図示されているが、第４実施形態で説明したものが用いられてもよい。
【０１６１】
上記構成の第６実施形態では、クランク部材１８の回転に伴い第２スライド溝３５内におけるクランクピン２１の位置が変化する場合、そのクランクピン２１は、下アーム部５４に支持された第１ローラ５２、及び上アーム部５３に支持された第１ローラ５１に対し、軸受２４を介してそれぞれ間接的に転がり接触する。
【０１６２】
上記第６実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９）〜（１３）に加え、次の効果が得られる。
（１４）第２リンク２５に、第２スライド溝３５内に露出する第１ローラ５１，５２を支持し、クランク部材１８の回転に伴いクランクピン２１が回転中心Ｃ１の周りを公転する際に、第１ローラ，５２をクランクピン２１に転がり接触させるようにしている。この転がり接触に伴い発生する摩擦は、第１ローラ５１，５２がなく、クランクピン２１が第２スライド溝３５の壁面を滑り接触する場合の摩擦よりも小さい。このため、第２スライド溝３５内においてクランクピン２１の位置関係が変化する際の摩擦損失を小さくすることができる。
【０１６３】
（第７実施形態）
次に、本発明の第７実施形態を図１２に従って説明する。第７実施形態では、クランクピン２１に連結された第１リンク２２の下端部に第２ローラ６１，６２が設けられている。詳しくは、第１リンク２２のクランクピン２１との連結部分の上部近傍には、軸６３により第２ローラ６１が回転自在に支持されている。同様に、前記連結部分の下部には、軸６４により第２ローラ６２が回転自在に支持されている。
【０１６４】
前述した以外の構成は基本的には第４実施形態と同様である。このため、第４実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。なお、図１５では、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達する機構として第５実施形態で説明したもの（駆動ギヤ４８、被動ギヤ４９等）が図示されているが、第４実施形態で説明したものが用いられてもよい。
【０１６５】
上記構成の第７実施形態では、クランク部材１８の回転に伴いクランクピン２１が回転中心Ｃ１の周りを公転すると、第２スライド溝３５内におけるクランクピン２１の位置が変化する。そして、第２ローラ６１は、第２スライド溝３５の上側の壁面、すなわち上アーム部５３に転がり接触する。また、第２ローラ６２は、第２スライド溝３５の下側の壁面、すなわち下アーム部５４に転がり接触する。
【０１６６】
上記第７実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９）〜（１３）に加え、次の効果が得られる。
（１５）第１リンク２２の下端部のクランクピン２１近傍に第２ローラ６１，６２を支持し、クランク部材１８の回転に伴いクランクピン２１が回転中心Ｃ１の周りを公転する際に第２ローラ６１，６２が第２スライド溝３５に転がり接触するようにしている。この転がり接触に伴い発生する摩擦は、クランクピン２１が第２スライド溝３５の壁面を滑り接触する場合の摩擦よりも小さい。従って、前述した第６実施形態と同様に、第２スライド溝３５内においてクランクピン２１の位置関係が変化する際の摩擦損失を小さくすることができる。
【０１６７】
（第８実施形態）
次に、本発明の第８実施形態を図１３に従って説明する。第８実施形態では、第２スライド溝３５の形状、傾き等が第４実施形態と異なっている。具体的には、第２スライド溝３５の大部分（以下、この部分を本体部６６という）は直線状をなし、出力軸１５の中心及びクランクピン２１の中心を通る線Ｌ１に対し斜めに交差している。また、第２スライド溝３５において開放部４１近くの部分（以下、屈曲部６７という）は、本体部６６の軸線に対しても前記線Ｌ１に対しても斜めに交差している。また、前記のように第２スライド溝３５の形状、傾き等を変更したことにより、第２リンク２５では、第２スライド溝３５よりも下側の部分（下アーム部５４）の幅が、上側の部分（上アーム部５３）の幅よりも広くなっている。
【０１６８】
前述した以外の構成は第４実施形態と同様である。このため、第４実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記第８実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９）〜（１１）に加え、次の効果が得られる。
【０１６９】
（１６）本体部６６及び屈曲部６７を、出力軸１５及びクランクピン２１を通る線Ｌ１に対し斜めに交差させている。このため、クランク部材１８の回転に伴いクランクピン２１と第２スライド溝３５（第２リンク２５）とが接触する箇所は、前記線Ｌ１上に第２スライド溝３５を形成した場合と異なる。これに伴い、第２リンク２５の揺動速度等の揺動特性を、線Ｌ１上に第２スライド溝３５を形成した場合とは異ならせることができる。
【０１７０】
上記の効果は、第２スライド溝３５を本体部６６のみ又は屈曲部６７のみによって構成した場合でも得られるが、両者６６，６７を組合わせることで、前記揺動特性を幅広いバリエーションで設定することが可能となり、揺動特性の設計の自由度が増す。
【０１７１】
（１７）第２リンク２５における開放部４１の位置を変えずに（第４実施形態での位置と同じ）、第２スライド溝３５の大部分を占める本体部６６を、出力軸１５及びクランクピン２１を通る線Ｌ１に対し斜めに交差させている。このため、第２リンク２５において、第２スライド溝３５よりも下側部分（下アーム部５４）の幅が広くなり、上側部分（上アーム部５３）の幅が狭くなる。従って、第１リンク２２を通じて特に大きな力が加わる第２リンク２５の下側部分（下アーム部５４）の強度を、同第２リンク２５の大きさをさほど変えることなく高めることができる。その結果、第２リンク２５をコンパクトに形成し、軽量化及び振動抑制を図ることが可能となる。
【０１７２】
（第９実施形態）
次に、本発明の第９実施形態を図１４〜図１６に従って説明する。これらの図のうち図１４及び図１６（ａ），（ｂ）はピストン１３の上死点位置を変更する原理を説明するためのものであり、要部のみが図示されている。第９実施形態では、ピストン１３が上死点の直前位置へ移動したときに、第２リンク２５がそれ以上上方へ揺動するのを規制するための機構と、その規制位置を変更するための機構とが設けられている。
【０１７３】
前者の機構は１つ以上の位置決めリンクを含んでおり、ここでは、図１５に示すように、第１位置決めリンク７１及び第２位置決めリンク７２の２つが用いられている。第１位置決めリンク７１の上端部は、軸７３によって第２リンク２５に回転自在に連結されている。また、第２位置決めリンク７２の下端部は軸７５に連結されている。両位置決めリンク７１，７２は軸７４によって相互に連結されている。そして、両位置決めリンク７１，７２及び軸７３〜７５によって揺動規制手段が構成されている。
【０１７４】
後者の機構としては、例えば、モータ、油圧シリンダ等のアクチュエータによって、軸７５をピストン１３の往復動方向（図の上下方向）へ移動させるスライド機構７７を用いることができる。そして、このスライド機構７７によって揺動規制位置変更手段が構成されている。
【０１７５】
さらに、クランクピン２１と、そのクランクピン２１に対する第１リンク２２の連結部分（下端部）との間には偏心軸７６が設けられている。偏心軸７６はクランクピン２１の周りを回転自在であり、また第１リンク２２に対しても回転自在である。
【０１７６】
前述した以外の構成は、基本的には第４実施形態と同様である。このため、第４実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。なお、図１５では、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達する機構として第５実施形態で説明したもの（駆動ギヤ４８、被動ギヤ４９等）が図示されているが、第４実施形態で説明したものが用いられてもよい。
【０１７７】
上記構成の第９実施形態では、第２リンク２５の揺動にともない両位置決めリンク７１，７２のなす角度が変化して、軸７３及び軸７５の間隔が変化する。そして、ピストン１３が上死点直前まで上昇したとき、両位置決めリンク７１，７２のなす角度が平角（１８０°）となって両位置決めリンク７１，７２が一直線状になる。このとき、軸７３及び軸７５の間隔が最大となり、第２リンク２５が両位置決めリンク７１，７２によって引張られ、第２リンク２５の上方への揺動が規制される。また、スライド機構７７によって軸７５の上下位置が変更されると、両位置決めリンク７１，７２が一直線状になったときの軸７３の上下位置が変わる。これに伴い、両位置決めリンク７１，７２による第２リンク２５の揺動規制位置が変化する。
【０１７８】
ここで、仮に前述した揺動規制手段が設けられていないとすると、上死点の直前になっても第２リンク２５の揺動が規制されない。このため、図１４に示すように、上死点ではピストン１３からの圧縮反力により、第１リンク２２の軸線、クランクピン２１及び偏心軸７６の回転中心Ｃ３が一直線状となる。
【０１７９】
これに対し、第９実施形態では、ピストン１３が上死点の直前位置まで上昇すると、両位置決めリンク７１，７２が前述したように一直線状になり、図１６（ａ）に示すように、第２リンク２５の上方への揺動が強制的に規制される。一方、第２リンク２５の上方への揺動が規制されても、クランク部材１８は慣性により回転を続けようとし、クランクピン２１が第２スライド溝３５の上側の壁面に接近する。その後も、クランク部材１８が回転を続けようとするが、第２リンク２５の揺動が規制されている状況では、クランクピン２１の移動（公転）が規制される。この場合、ピストン１３からの下向きの圧縮反力を受けた第１リンク２２によって、偏心軸７６が下方へ押されるため、偏心軸７６がクランクピン２１の周りで、図１６（ａ）の矢印で示す方向へ回転してクランク部材１８の回転を可能にする。そして、偏心軸７６の矢印方向への回転に伴い、図１６（ｂ）に示すように、偏心軸７６の回転中心Ｃ３が、偏心軸７６が回転する前の回転中心Ｃ３の位置よりも斜め上方へ移動する。この移動に伴い、第１リンク２２が揺動規制のない場合（図１４参照）よりも所定高さΔｈ押上げられる。
【０１８０】
上記第９実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９）〜（１３）に加え、次の効果が得られる。
（１８）ピストン１３の上死点直前で第２リンク２５の上方への揺動を規制する機構を設けるとともに、クランクピン２１と第１リンク２２との連結部分に偏心軸７６を設けている。このため、第２リンク２５の上方への揺動が規制された後に偏心軸７６を回転させて第１リンク２２を押上げ、ピストン１３の上死点位置を高くすることにより、圧縮比を高めることが可能となる。圧縮比は、内燃機関の圧縮行程で混合気がどれだけ圧縮されるかを示す指標であり、燃焼室の圧縮前の最大容積と、圧縮後の最小容積との比によって表される。
【０１８１】
（１９）第２リンク２５の揺動規制位置をスライド機構７７によって変更可能にしている。この変更により、規制時の第２リンクの傾斜角度を変えて、ピストンの上死点位置を所望の位置に変えて圧縮比を調整することができる。
【０１８２】
（第１０実施形態）
次に、本発明の第１０実施形態を図１７に従って説明する。第１０実施形態では、第１リンク２２の下端部がクランクピン２１とは異なる箇所に連結されている。詳しくは、第２リンク２５において、第２スライド溝３５を挟んで出力軸１５とは反対側の箇所（図１７の右端）に軸８１が設けられており、第１リンク２２の下端部がこの軸８１により第２リンク２５に連結されている。
【０１８３】
このような構成を採ったのは次の理由による。第１リンク２２の下端部をクランクピン２１に連結した場合には、そのクランクピン２１に対し、クランク部材１８の回転に伴う慣性力に加え、ピストン１３及び第１リンク２２の慣性力が作用する。一般に、慣性力は速度の２乗に比例することから、内燃機関の高回転速度域では慣性力が特に大きくなる。そして、この慣性力の増大に従って、クランクピン２１が大きな力で第２スライド溝３５に押え付けられながら回転中心Ｃ１の周りを公転するため、フリクションロスが増加し、トルク増幅効果を損なうおそれがある。そこで、この不具合を解消するために、前記のように第１リンク２２の下端部をクランクピン２１とは異なる箇所に連結している。
【０１８４】
前述した以外の構成は第３実施形態と同様である。このため、第３実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１０実施形態では、ピストン１３及び第１リンク２２の慣性力は軸８１を介して第２リンク２５に作用するが、クランクピン２１には直接作用しない。クランクピン２１にはクランク部材１８の慣性力のみしか作用しなくなり、クランクピン２１の第２スライド溝３５に対する押え付け力が小さくなる。
【０１８５】
上記第１０実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０）に加え、次の効果が得られる。
（２０）第１リンク２２の下端部を第２リンク２５においてクランクピン２１とは異なる箇所に連結している。このため、クランクピン２１の第２スライド溝３５に対する押え付け力を小さくして、クランクピン２１が第２スライド溝３５内をスライドする際に発生するフリクションロスを最小限に抑えることができ、内燃機関の高回転速度域までトルク増幅効果を有効に発揮させることが可能となる。
【０１８６】
（第１１実施形態）
次に、本発明の第１１実施形態を図１８に従って説明する。第１１実施形態では、機関本体１１に対するクランク部材１８の支持位置を変更するための機構が設けられている。具体的には、クランク部材１８は、クランクユニット８６に回転自在に支持されている。このクランクユニット８６は、スライド機構８８に駆動連結されている。スライド機構８８は、モータ、油圧シリンダ等のアクチュエータを備えており、このアクチュエータの作動によりクランクユニット８６を上下方向、水平方向等へ変位させることが可能である。そして、クランクユニット８６及びスライド機構８８によって第１支持位置変更手段が構成されている。
【０１８７】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１１実施形態では、スライド機構８８によってクランクユニット８６を例えば上方又は下方へ変位させると、第２リンク２５の揺動角度範囲が上方又は下方へずれる。これに伴い第１リンク２２の移動範囲及びピストン１３の往復動範囲が上方又は下方へずれる。その結果、ピストン１３の上死点位置が変わって圧縮比が変化する。
【０１８８】
また、スライド機構８８によってクランクユニット８６を水平方向、例えば出力軸１５から離れる側（図１８の右側）へ変位させると、第２リンク２５の上下量が減少し、揺動角度範囲が狭まる。そのため、ピストン１３のストロークが短くなって、排気量が減少する。これとは逆に、クランクユニット８６を出力軸１５に近づく側（図１８の左側）へ変位させると、第２リンク２５の揺動角度範囲が拡大する。そのため、ピストン１３のストロークが長くなって、排気量が増大する。排気量は、ピストンが下死点から上死点に移動したときに排除する容積である。
【０１８９】
なお、スライド機構８８によってクランクユニット８６を斜め方向（斜め上方、斜め下方）へ変位させると、圧縮比と排気量の両方が同時に変化する。
上記第１１実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
【０１９０】
（２１）運動方向変換構造１７にクランクユニット８６及びスライド機構８８を追加している。このため、スライド機構８８によってクランクユニット８６を変位させ、機関本体１１に対するクランク部材１８の支持位置を変更することが可能である。これに伴いピストン１３の上死点位置やストロークを変化させ、圧縮比及び排気量の少なくとも一方を調整することが可能となる。
【０１９１】
（第１２実施形態）
次に、本発明の第１２実施形態を図１９に従って説明する。第１２実施形態では、第１リンク２２の下端部の第２リンク２５に対する支持位置を変更するための機構が設けられている。具体的には、第２リンク２５において、第２スライド溝３５を挟んだ出力軸１５の反対側にはスライド機構９１が組込まれている。スライド機構８８はモータ、油圧シリンダ等のアクチュエータを備えており、このアクチュエータの作動により軸８１を上下方向、水平方向等へ変位させることが可能である。モータをアクチュエータとして用いる場合、ボールねじと組合わせることが有効であり、こうするとモータによってボールねじを回転させることで、軸８１を変位させることができる。そして、このスライド機構９１によって第２支持位置変更手段が構成されている。
【０１９２】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１２実施形態では、スライド機構９１によって、軸８１を例えば上方又は下方へ変位させると、第１リンク２２の移動範囲及びピストン１３の往復動範囲が上方又は下方へずれる。その結果、ピストン１３の上死点位置が変わって圧縮比が変化する。
【０１９３】
また、スライド機構９１によって軸８１を水平方向、例えば出力軸１５から離れる側（図１９の右側）へ変位させると、第１リンク２２の移動量及びピストン１３のストロークが多くなって排気量が増加する。これとは逆に、軸８１を出力軸１５に近づく側（図１９の左側）へ変位させると、第１リンク２２の移動量及びピストン１３のストロークがともに少なくなって排気量が減少する。
【０１９４】
なお、スライド機構９１によって軸８１を斜め方向（斜め上方、斜め下方）へ変位させると、圧縮比と排気量の両方が同時に変化する。
上記第１２実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
【０１９５】
（２２）第２リンク２５にスライド機構９１を追加している。このため、スライド機構９１によって軸８１を変位させ、第２リンク２５に対する第１リンク２２の支持位置を変更することが可能である。これに伴いピストン１３の上死点位置やストロークを変化させ、圧縮比及び排気量の少なくとも一方を調整することが可能となる。
【０１９６】
（第１３実施形態）
次に、本発明の第１３実施形態を図２０に従って説明する。第１３実施形態では、出力軸１５に対する第２リンク２５の支持位置を変更するための機構が設けられている。詳しくは、機関本体１１にはスライドユニット９６と、このスライドユニット９６の位置を変更するためのスライド機構９７とが組込まれている。スライド機構９７はモータ、油圧シリンダ等のアクチュエータを備えており、このアクチュエータの作動によりスライドユニット９６を上下方向や水平方向へ変位させることが可能である。
【０１９７】
スライドユニット９６は一対の支持壁９８を備えている。各支持壁９８の内側には、凹状の曲面９９ａを有する軸受プレート９９が固定されている。また、第２リンク２５の両端部は円弧状に形成されている。そして、この円弧状の両端部において、第２リンク２５が両軸受プレート９９に揺動可能に支持されている。第２スライド溝３５にクランクピン２１が挿入されている点、第１リンク２２の下端部が軸８１によって第２リンク２５に連結されている点は第１０実施形態と同様である。
【０１９８】
さらに、第１３実施形態では、第２リンク２５に第３スライド溝１００が形成されている。一方、出力軸１５の外周にはワンウェイクラッチ２８を介してスライドプレート１０１が設けられており、このスライドプレート１０１が第３スライド溝１００にスライド可能に配置されている。これらの第３スライド溝１００、スライドプレート１０１等の関係は、第１実施形態における第１スライド溝２６、スライドプレート２７等の関係に類似している。
【０１９９】
そして、前述したスライドユニット９６、スライド機構９７、軸受プレート９９、スライドプレート１０１等によって第３支持位置変更手段が構成されている。
【０２００】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１３実施形態では、ピストン１３の下降及びクランク部材１８の回転が第２リンク２５に伝達されると、その第２リンク２５は両軸受プレート９９の曲面９９ａ上を滑りながら、出力軸１５を支点として上下に揺動する。この第２リンク２５の一方の揺動は、スライドプレート１０１及びワンウェイクラッチ２８を介して出力軸１５に伝達される。この伝達により出力軸１５が一方向へ回転する。
【０２０１】
これに加え、スライド機構９７の作動によりスライドユニット９６をスライドさせると、両軸受プレート９９及び第２リンク２５がスライドユニット９６とともに変位する。これに対し、出力軸１５の位置は変わらない。そのため、前記スライドユニット９６のスライドにより、出力軸１５に対する第２リンク２５の支持位置が変化し、出力軸１５と第１リンクの下端部（軸８１）との間隔が変わる。これに伴い圧縮比及び排気量が変化する。
【０２０２】
例えば、第３スライド溝１００が上下方向へ延びるものである場合、スライドユニット９６を上方又は下方へスライドさせると、第１リンク２２の移動範囲及びピストン１３の往復動範囲が上方又は下方へずれる。その結果、ピストン１３の上死点位置が変わって圧縮比が変化する。
【０２０３】
また、第３スライド溝１００が水平方向へ延びるものである場合、スライドユニット９６を例えば図２０の右方へスライドさせると、出力軸１５及び軸８１の間隔が拡がり、第１リンク２２の移動量及びピストン１３のストロークがともに多くなって排気量が増加する。これとは逆に、スライドユニット９６を図２０の左方へスライドさせると、出力軸１５及び軸８１の間隔が狭まり、第１リンク２２の移動量及びピストン１３のストロークがともに少なくなって排気量が減少する。
【０２０４】
なお、スライド機構９７によってスライドユニット９６を斜め方向（斜め上方、斜め下方）へ変位させると、圧縮比及び排気量の両方が同時に変化する。
第１３実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
【０２０５】
（２３）運動方向変換構造１７にスライドユニット９６、スライド機構９７、軸受プレート９９、スライドプレート１０１等を追加している。そのため、スライド機構９７によってスライドユニット９６を変位させ、出力軸１５に対する第２リンク２５の支持位置を変更することが可能である。これに伴い出力軸１５及び軸８１の間隔を変えて、ピストン１３の上死点位置やストロークを変化させ、圧縮比及び排気量の少なくとも一方を調整することが可能となる。
【０２０６】
（第１４実施形態）
次に、本発明の第１４実施形態を図２１に従って説明する。第１４実施形態では、第２リンク２５に対し第２スライド溝３５の傾きを調整するための機構が設けられている。詳しくは、第２リンク２５は、円形の孔１０６を有するリンク本体１０７と、第２スライド溝３５を有する回転プレート１０８とを備えている。回転プレート１０８は回転体を構成するものであり、孔１０６に対し回転自在に嵌合されている。回転プレート１０８の一部は孔１０６から厚み方向に露出しており、この露出部分において回転プレート１０８の外周にギヤ１０９が形成されている。
【０２０７】
さらに、第２リンク２５にはモータ１１０が固定されており、その回転軸に取付けられたウォームギヤ１１１が回転プレート１０８外周のギヤ１０９に噛合っている。そして、これらのギヤ１０９，モータ１１０及びウォームギヤ１１１によって角度変更手段が構成されている。この角度変更手段では、モータ１１０に対する通電を制御することによりウォームギヤ１１１を回転させると、回転プレート１０８が回転する。この回転に伴い第２スライド溝３５の位相が変化して、傾斜角度が変化する。なお、第２スライド溝３５には、他の実施形態と同様、クランク部材１８のクランクピン２１が回転自在及びスライド自在に挿入されている。
【０２０８】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１４実施形態では、第２リンク２５における第２スライド溝３５の傾きが変化すると、第２リンク２５の揺動角度が変化し、ピストン１３の上死点位置が変化する。これに伴いピストン１３のストロークが変化し、圧縮比及び排気量が変化する。
【０２０９】
例えば、第２スライド溝３５の傾斜角度を大きくするに従い第２リンク２５の揺動角度が拡大してピストン１３のストロークが増加し、上死点位置が高くなる。その結果、圧縮比及び排気量がともに増大する。
【０２１０】
上記第１４実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
（２４）第２リンク２５の一部を、第２スライド溝３５を有する回転プレート１０８によって構成し、この回転プレート１０８を回転させるために、ギヤ１０９、モータ１１０、ウォームギヤ１１１等を追加している。そのため、モータ１１０の通電制御によって回転プレート１０８を回転させ、リンク本体１０７に対する第２スライド溝３５の傾斜角度を変更することで、第２リンク２５の揺動角度を変えて、圧縮比及び排気量を調整することが可能となる。
【０２１１】
（第１５実施形態）
次に、本発明の第１５実施形態を図２２に従って説明する。第１５実施形態では、クランク部材１８の回転中心Ｃ１とクランクピン２１との間隔ｄ４を変更するための機構が設けられている。詳しくは、クランク部材１８にはスライド機構１１６が組込まれており、このスライド機構１１６にクランクピン２１が取付けられている。スライド機構１１６は間隔変更手段を構成するものであり、モータ、油圧シリンダ等のアクチュエータを備えており、このアクチュエータの作動によりクランクピン２１をクランク部材１８の径方向へ変位させることが可能となっている。モータをアクチュエータとして用いる場合、ボールねじと組合わせることが有効であり、こうするとモータによってボールねじを回転させることで、クランクピン２１を変位させることができる。
【０２１２】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１５実施形態では、クランク部材１８における回転中心Ｃ１とクランクピン２１との間隔ｄ４、すなわちクランクピン２１の偏心量が変化すると、第２リンク２５の揺動角度が変わり、ピストン１３の上死点位置が変わる。これに伴いピストン１３のストロークが変化し、圧縮比及び排気量が変化する。
【０２１３】
例えば、前記間隔ｄ４を大きくして、クランクピン２１を回転中心Ｃ１から遠ざけると、ピストン１３の上死点位置が高くなりストロークが増加し、圧縮比及び排気量がともに増大する。これとは逆に、前記間隔ｄ４を小さくしてクランクピン２１を回転中心Ｃ１に近づけると、ピストン１３の上死点位置が低くなりストロークが減少し、圧縮比及び排気量がともに減少する。
【０２１４】
上記第１５実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
（２５）クランク部材１８にスライド機構１１６を追加し、このスライド機構１１６にクランクピン２１を連結している。そのため、スライド機構１１６によってクランク部材１８の回転中心Ｃ１及びクランクピン２１の間隔ｄ４を変更することで、ピストン１３の上死点位置及びストロークを変更して圧縮比及び排気量を調整することが可能となる。
【０２１５】
（第１６実施形態）
次に、本発明の第１６実施形態を図２３〜図２６に従って説明する。第１６実施形態では、機関始動に際し、第２リンク２５の揺動方向とは逆方向へ回転力をクランク部材１８に付与する機構が付加されている。詳しくは、クランク部材１８の外周にはギヤ１２１が形成されている。また、機関本体１１においてクランク部材１８の近傍には、セルモータ等のモータ１２２が配置されている。モータ１２２の回転軸にはウォームギヤ１２３が取付けられており、このウォームギヤ１２３がクランク部材１８のギヤ１２１に噛合わされている。モータ１２２は機関始動時において、クランク部材１８が第２リンク２５の揺動方向（この場合反時計回り方向）へ回転するよう通電制御される。なお、始動後、ウォームギヤ１２３をギヤ１２１から後退させる機構（図示略）が設けられている。そして、前述したギヤ１２１、モータ１２２、ウォームギヤ１２３、後退機構等によって回転付与手段が構成されている。
【０２１６】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。なお、図２４〜図２６は第１６実施形態の作動原理を説明するためのものであり、モータ１２２，ウォームギヤ１２３等の図示が省略されている。
【０２１７】
上記のような構成を採用したのは次の理由による。トルク増幅効果をより多く引き出すためには、内燃機関の膨張行程においてワンウェイクラッチ２８をできるだけ素早くロックさせ、ピストン１３の上死点付近の高い燃焼圧力を出力軸１５に伝達することが重要である。そのためには、第２リンク２５の揺動加速度を高めて出力軸１５の回転速度に速く追いつかせることが要求される。この際、可動部（クランク部材１８）の慣性力が、第２リンク２５の揺動加速度増加の妨げになる。従って、クランク部材１８の慣性力を如何に小さくするかがポイントとなる。
【０２１８】
ここで、図２４はピストン１３が上死点に位置するとき状態を示している。この状態を基準として、第２リンク２５をある一定の角度揺動させる場合のクランク部材１８の回転角度αは、図２５に示すように、クランク部材１８を第２リンク２５の揺動方向と同一方向（時計回り方向）へ回転させるよりも、図２６に示すように逆方向（反時計回り方向）へ回転させた方が小さくてすむ。換言すると、第２リンク２５の揺動方向に対しクランク部材１８を逆方向へ回転させた方が角加速度が小さく、慣性力が小さくなる。
【０２１９】
しかし、機関始動に際し、クランク部材１８は常に一定の方向（第２リンク２５の揺動方向とは逆方向）へ回転するとは限らない。一般的には、図２４に示すように、ピストン１３が上死点にある状態で内燃機関が始動された場合、クランク部材１８の回転中心Ｃ１とクランクピン２１の中心とを結んだ直線Ｌ２と、回転中心Ｃ１を通る鉛直線Ｌ３とのなす角βによりクランク部材１８の回転方向が決定される。換言すると、鉛直線Ｌ３とクランクピン２１との位置関係によって回転方向が決定される。図２５に示すように、クランクピン２１が、鉛直線Ｌ３を挟んだ出力軸１５とは反対側（図２５の右側）に位置していれば、クランク部材１８は時計回り方向へ回転する。また、図２６に示すように、クランクピン２１が鉛直線Ｌ３よりも出力軸１５側（図２６の左側）に位置していれば、クランク部材１８は反時計回り方向へ回転する。そして、クランク部材１８は一旦回転を始めると、機関作動中はその方向へ回転し続ける。そこで、第１６実施形態では、機関始動時にクランク部材１８に第２リンク２５の揺動方向とは逆方向の回転力を強制的に付与して、クランク部材１８の回転方向を決定するようにしている。
【０２２０】
従って、第１６実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
（２６）停止しているクランク部材１８が回転を始める機関始動時において、クランク部材１８に対し第２リンク２５の揺動方向とは逆方向への回転力を付与するようにしている。このため、燃焼圧力の最も高い上死点直後にクランク部材１８の慣性力を小さくし、第２リンク２５に大きな角加速度を発生させることができる。これに伴い第２リンク２５の揺動速度を出力軸１５の回転速度に速く追いつかせて、ワンウェイクラッチ２８を素早くロックさせることが可能となる。その結果、上死点近傍の大きな燃焼圧力を出力軸１５に伝達して、トルク増幅効果の向上を図ることができる。
【０２２１】
（第１７実施形態）
次に、本発明の第１７実施形態を図２７に従って説明する。第１７実施形態では、出力軸１５上に第１歯車１４１が一体回転可能に取付けられている。また、クランク部材１８上には、その回転中心Ｃ１を自身の回転中心として回転し得る第２歯車１４２が設けられている。これらの第１歯車１４１及び第２歯車１４２の歯数、径、ピッチ等は、両歯車１４１，１４２が相互に噛合うように設定されている。クランク部材１８と第２歯車１４２との間には、第２ワンウェイクラッチ１４３が第２伝達方向拘束部として介在されている。第２ワンウェイクラッチ１４３は、クランク部材１８の第２歯車１４２に対する回転速度が負側であろうとするときに係合（ロック）状態となり、それ以外のときには非係合（フリー）状態となる。係合状態では、第２歯車１４２の回転がクランク部材１８に伝達される。このように、第２ワンウェイクラッチ１４３は、クランク部材１８及び第２歯車１４２間での回転伝達を、上記回転速度の関係が満たされた場合の第２歯車１４２からクランク部材１８への回転伝達に制限（拘束）する。
【０２２２】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
なお、第１〜第１６実施形態では説明を省略したが、内燃機関が、混合気が燃焼室１４内に吸入されて燃焼ガスが排出されるまでの期間、すなわち１燃焼サイクルの間にピストン１３が２往復して４つの行程を行うタイプの機関、いわゆる４サイクル機関である場合、運動方向変換構造１７は次のように作動する。４つの行程は、周知のように、吸入行程、圧縮行程、爆発行程（膨張行程）及び排気行程である。吸入行程では、ピストン１３の下降により燃焼室１４内に負圧が発生し、この負圧により燃焼室１４内に混合気が吸入される。圧縮行程では、ピストン１３が上昇して混合気が圧縮される。爆発行程（膨張行程）では、圧縮された混合気の爆発・燃焼に伴い発生する圧力によりピストン１３が押下げられる。排気行程では、押下げられたピストン１３が再び上昇して燃焼ガスが燃焼室１４外へ排出される。上記の４行程は、吸気ポートに燃料を噴射するポート噴射式の内燃機関についてのものである。燃焼室１４に燃料を直接噴射する筒内噴射式の内燃機関についても、燃料の噴射タイミング、及び混合気の形成タイミング等が若干異なるものの、基本的に前記ポート噴射式内燃機関と同様の４行程が行われる。
【０２２３】
上記構成の第１７実施形態によると、機関本体１１の膨張行程では、燃焼圧力によるピストン１３の下降に伴い第２リンク２５が出力軸１５を支点として下方へ揺動する。この揺動にともないクランク部材１８が回転中心Ｃ１を中心として所定方向へ回転する。このとき、燃焼に伴うエネルギーの一部がクランク部材１８に蓄えられる。クランク部材１８は、ピストン１３が下死点に達した後も、慣性により回転し続けようとする。このとき、クランク部材１８は膨張行程で蓄えたエネルギーを消費する。そして、クランク部材１８の回転がクランクピン２１を介して第２リンク２５に伝達され、この第２リンク２５が出力軸１５を支点として上方へ揺動する。この揺動は、第１リンク２２を介してピストン１３に伝達され、その結果、ピストン１３が上昇する。すなわち、燃焼圧力により下降したピストン１３がクランクピン２１の回転により上昇し、膨張行程から圧縮行程へ移る。このようにしてピストン１３が連続して往復直線運動を行い、また、第２リンク２５が連続して上下に揺動する。この第２リンク２５の揺動は出力軸１５に伝達されるが、その伝達の過程で、出力軸１５に伝達される第２リンク２５の揺動が一方向に拘束される。このとき、出力軸１５に伝達されるエネルギーは、概ね燃焼に伴うエネルギーから前述したクランク部材１８に蓄えられるエネルギーを除いたものである。
【０２２４】
ところで、膨張行程での燃焼圧力によるピストン１３の下降時には、出力軸１５の回転速度は基本的にクランク部材１８の回転速度よりも低い。これは、ピストン１３が１往復する期間にクランク部材１８が１回転するのに対し、出力軸１５は、第２リンク２５の揺動により一方向へ所定角度（３６０度未満）回転するのみで１回転しないからである。出力軸１５に設けられた第１歯車１４１、及び同第１歯車１４１に噛合わされた第２歯車１４２についても同様である。
【０２２５】
クランク部材１８の回転速度は第２歯車１４２の回転速度よりも高く、従って、第２ワンウェイクラッチ１４３が非係合（フリー）状態となり、クランク部材１８及び第２歯車１４２間で回転伝達が行われない。そのため、このとき仮に第２ワンウェイクラッチ１４３が係合状態になるものとすると、出力軸１５の回転がクランク部材１８に伝達されて、第２リンク２５の揺動に伴うクランク部材１８の元々の回転に支障を及ぼすおそれがあるが、第１７実施形態ではこういった不具合の心配がない。
【０２２６】
ここでの支障とは、出力軸１５から両歯車１４１，１４２及び第２ワンウェイクラッチ１４３を介してクランク部材１８に伝達される回転トルクが、ピストン１３、第１リンク２２及び第２リンク２５を介してクランク部材１８に伝達される回転トルクと逆向きの場合に起る。例えば、ピストン１３が下降しているとき、すなわちクランクピン２１が下降しているときに、クランク部材１８がクランクピン２１を上昇させる方向へ回転しようとする場合がこれに該当する。この場合、両回転トルクが相殺し合い、運動方向変換構造１７の作動が停止（ロック）するおそれがある。
【０２２７】
一方、前述したように圧縮行程では、クランク部材１８は、膨張行程で蓄えたエネルギーをピストン１３の駆動（上昇）のために消費することで回転を続ける。この消費により、クランク部材１８の回転速度は次第に低下する。そして、この低下によりクランク部材１８の第２歯車１４２に対する回転速度が負側となると、第２ワンウェイクラッチ１４３が係合（ロック）状態となり、第２歯車１４２の回転が第２ワンウェイクラッチ１４３を通じてクランク部材１８に伝達される。この伝達により、クランク部材１８が出力軸１５からエネルギーの供給を受ける。このため、圧縮行程中（次の膨張行程に移るまで）もクランク部材１８が回転を続けることとなり、ピストン１３が上昇する。
【０２２８】
また、内燃機関が動力源として車両に搭載されている場合には、運動方向変換構造１７は次のように作用する。例えば、減速時等において混合気の燃焼が停止され、第２リンク２５の揺動を通じて出力軸１５に入力されるよりも大きな力が駆動系から出力軸１５に入力された場合、出力軸１５の回転が第１歯車１４１を通じて第２歯車１４２に伝達される。この伝達により第２歯車１４２のクランク部材１８に対する回転速度が正側であろうとし、第２ワンウェイクラッチ１４３が係合状態となる。この係合によりクランク部材１８の回転、第２リンク２５の揺動及びピストン１３の往復動が強制的に行われ、これに伴いポンピングロス、摩擦損失等が発生し、いわゆるエンジンブレーキがかかる。
【０２２９】
上記第１７実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
（２７）出力軸１５上及びクランク部材１８上に歯車１４１，１４２を相互に噛合わせた状態で設けている。また、クランク部材１８及び第２歯車１４２間に、クランク部材１８の第２歯車１４２に対する回転速度が負側であろうとするときにのみ係合状態となる第２ワンウェイクラッチ１４３を介在させている。この構成により、燃焼に伴うエネルギーの略全てを出力軸１５に伝達し、その後に、出力軸１５によってクランク部材１８を駆動するようにしている。
【０２３０】
このため、膨張行程でのピストン１３の下降時には第２ワンウェイクラッチ１４３を非係合（フリー）状態にすることができ、クランク部材１８の回転が出力軸１５の回転の影響を受けて運動方向変換構造１７がロックする不具合を抑制することができる。
【０２３１】
また、圧縮行程では出力軸１５の回転の一部を、第１歯車１４１、第２歯車１４２及び第２ワンウェイクラッチ１４３を通じてクランク部材１８に伝達して、このクランク部材１８の回転を持続させることができる。このため、クランク部材１８としては、必要最小限の強度を確保できる大きさを有するものであればよく、慣性質量を小さくすることができる。その結果、出力軸１５からクランク部材１８にエネルギーを供給しないものに比較して、クランク部材１８が膨張行程で蓄えるエネルギーを最小限に止めることができる。その分、全行程（１燃焼サイクル）を終えた後に、出力軸１５からより多くのエネルギーを抽出及び蓄えることが可能となる。
【０２３２】
さらに、駆動系から出力軸１５への入力を利用してクランク部材１８、第２リンク２５、第１リンク２２、ピストン１３等を強制的に駆動することができ、運動方向変換構造１７にいわゆるエンジンブレーキ機能を発揮させることができる。
【０２３３】
（第１８実施形態）
次に、本発明の第１８実施形態を図２８に従って説明する。第１８実施形態では、燃焼サイクルが膨張行程であることを検出する膨張行程検出手段、及びピストン１３が上死点に位置していることを検出する上死点検出手段として、カムシャフト１４６の回転位相を検出するセンサ１４７が設けられている。
【０２３４】
ここで、カムシャフト１４６について説明する。前記第１〜第１７実施形態では説明を省略したが、機関本体１１には燃焼室１４に連通する吸気ポート及び排気ポート（図示略）と、これらのポートを開閉する吸気弁及び排気弁（図示略）と、これらの吸・排気弁を作動させるカムシャフト１４６とが設けられている。このカムシャフト１４６は、一般的な４サイクル内燃機関と同様、ベルト、チェーン等によってクランクシャフト（ここでは出力軸１５）に駆動連結されている。カムシャフト１４６は、クランクシャフトが２回転する間、すなわち、ピストン１３が２往復して４つの行程が行われる１燃焼サイクルの間に１回転する。従って、カムシャフト１４６が所定の回転位相になる毎に、膨張行程においてピストン１３が上死点に位置することになる。このことを利用し、第１８実施形態では、カムシャフト１４６が所定の回転位相になったことをセンサ１４７が検出することをもって、膨張行程の上死点（膨張行程の始期）を検出するようにしている。
【０２３５】
また、クランク部材１８には、電動モータ１４８の出力軸（図示略）がクランク部材１８の回転中心Ｃ１に一致された状態で連結されている。さらに、電動モータ１４８によるクランク部材１８の回転駆動中に、ワンウェイクラッチ２８が係合（ロック）状態となることを検出する係合状態検出手段として、２種類のセンサ１５１，１５２が設けられている。一方のセンサ１５１は、出力軸１５を支点とする第２リンク２５の回転の速度（回転速度ｎ１）を検出する。すなわち、第２リンク２５は出力軸１５を支点として上下に揺動するが、このうち膨張行程のみを捉えると、第２リンク２５は出力軸１５の周りを所定方向へ回転していることになる。センサ１５１は、このときの第２リンク２５の回転速度ｎ１を揺動速度として検出する。他方のセンサ１５２は、出力軸１５の回転速度ｎ２を検出する。
【０２３６】
さらに、センサ１４７，１５１，１５２の各検出値に基づき電動モータ１４８に対する通電を制御するために、マイクロコンピュータを中心として構成された電子制御装置（ＥＣＵ）１５３が設けられている。ＥＣＵ１５３は、膨張行程の上死点（膨張行程の始期）がセンサ１４７によって検出されると、その検出に応じ電動モータ１４８への通電を開始する。この通電は、センサ１５１，１５２によって第２ワンウェイクラッチ１４３の係合状態が検出されたこと、すなわち、第２リンク２５の回転速度ｎ１と出力軸１５の回転速度ｎ２との一致が検出されたことをもって停止される。
【０２３７】
前述した以外の構成は第１７実施形態と同様である。このため、第１７実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第１８実施形態によると、燃焼サイクルの圧縮行程から膨張行程への移行に際し、ピストン１３が上死点に位置するとき、第２リンク２５の揺動方向が切り替わり、その揺動速度（回転速度ｎ１）が低下する。切替え時には揺動速度（回転速度ｎ１）は一時的に「０」となる。ワンウェイクラッチ２８は、前述したように、第２リンク２５の出力軸１５に対する回転速度が正側であろうとする場合にのみ係合（ロック）状態となる。そのため、前記揺動速度（回転速度ｎ１）の低下に伴い第２リンク２５の揺動が出力軸１５に伝達されない。一方、ピストン１３は燃焼圧力による押下げ力を受けるが、この押下げ力が最も大きくなるのは燃焼直後、すなわちピストン１３が上死点に位置するときである。
【０２３８】
この点、第１８実施形態では、膨張行程の始期（上死点）であることがセンサ１４７によって検出されると、クランク部材１８が電動モータ１４８によって駆動される。すなわち、クランク部材１８の回転が電動モータ１４８によってアシストされる。これに伴いクランク部材１８が回転し、第２リンク２５が揺動する。膨張行程における上死点直後の早い時期から第２リンク２５が出力軸１５の回転速度ｎ２よりも高い揺動速度（回転速度ｎ１）で揺動させられ、ワンウェイクラッチ２８が係合状態となる時期が早まる。
【０２３９】
この係合状態がセンサ１５１，１５２によって検出されると、すなわち、第２リンク２５の回転速度ｎ１が出力軸１５の回転速度ｎ２と同一となっている状態が検出されると、電動モータ１４８への通電停止により、その電動モータ１４８によるクランク部材１８の回転駆動（アシスト）が停止される。しかし、ワンウェイクラッチ２８が係合状態となった直後に電動モータ１４８による回転のアシストが停止されたとしても、ピストン１３には膨張行程での燃焼に伴う押下げ力が作用するため、ワンウェイクラッチ２８の係合状態は維持される。
【０２４０】
上記第１８実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（２７）に加え、次の効果が得られる。
（２８）膨張行程の上死点をセンサ１４７によって検出し、その検出に応じクランク部材１８を電動モータ１４８によって回転駆動することで、クランク部材１８の回転を電動モータ１４８によってアシストして、加速させるようにしている。このため、膨張行程の上死点直後の早い時期から、第２リンク２５の出力軸１５に対する回転速度が正側となるように同第２リンク２５を揺動させてワンウェイクラッチ２８を係合状態にすることができる。その結果、燃焼に伴うエネルギーを、そのエネルギーが最も大きくなる上死点直後に、出力軸１５に効果的に伝達することができる。
【０２４１】
（２９）電動モータ１４８によるクランク部材１８の回転のアシスト中に、ワンウェイクラッチ２８が係合状態になったことをセンサ１５１，１５２によって検出し、その検出に応じて前記アシストを停止するようにしている。このため、アシストによって早められたワンウェイクラッチ２８の係合状態を維持しつつ、回転のアシストのために電動モータ１４８によって消費される電力（エネルギー）を最小限に抑えることができる。
【０２４２】
（３０）第２リンク２５の回転速度ｎ１及び出力軸１５の回転速度ｎ２をそれぞれセンサ１５１，１５２によって検出し、回転速度ｎ１が回転速度ｎ２と同一となっている場合に、ワンウェイクラッチ２８が係合状態であると判断している。このため、ワンウェイクラッチ２８の係合状態を確実に検出し、もって前記（２９）の効果を確実なものとすることができる。
【０２４３】
（第１９実施形態）
次に、本発明の第１９実施形態を図２９に従って説明する。第１９実施形態は、前述した第１８実施形態の構成からセンサ１５１，１５２を省略したものと同様の構成を有する。従って、第１８実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
【０２４４】
第１９実施形態について、第１８実施形態との相違点の１つは、センサ１４７が、燃焼サイクルが圧縮行程であることを検出する圧縮行程検出手段として用いられていることである。また、そのほかの相違点は、圧縮行程がセンサ１４７によって検出されると、その検出に応じＥＣＵ１５３が電動モータ１４８に通電することである。この通電は、圧縮行程中、すなわちピストン１３が下死点（圧縮行程の始期に対応）から上死点（圧縮行程の終期に対応）へ上昇するまでの期間にわたり行われることが望ましい。このような構成を採用したのは、燃焼サイクルが圧縮行程から膨張行程への移行に際し、ピストン１３の往復直線運動の速度が減速から加速に切り替わる。そして、この急激な速度変化に起因して、ピストン１３が揺れ動き、シリンダ１２の壁面に強く当って打音を発したり、シリンダ１２を損傷したりするおそれがあるからである。
【０２４５】
この点、上記構成の第１９実施形態によると、圧縮行程であることがセンサ１４７によって検出されると、その検出に応じてクランク部材１８が電動モータ１４８によって回転駆動される。クランク部材１８の回転により第２リンク２５が出力軸１５を支点として揺動し、ピストン１３が上昇させられる。圧縮行程におけるピストン１３の上昇速度が速められ、続く膨張行程でのピストン１３の下降速度との速度変化が小さくなる。
【０２４６】
上記第１９実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（２７）に加え、次の効果が得られる。
（３１）燃焼サイクルの圧縮行程をセンサ１４７によって検出し、その検出に応じ、電動モータ１４８によってクランク部材１８を回転駆動するようにしている。このように、圧縮行程でクランク部材１８の回転をアシストすることにより、圧縮行程から膨張行程への移行時におけるピストン１３の急激な速度変化を抑制することができる。その結果、急激な速度変化に起因するピストン１３の振動を抑え、その振動に伴う打音や、シリンダ損傷の抑制を図ることができる。
【０２４７】
（第２０実施形態）
次に、本発明の第２０実施形態を図３０に従って説明する。第２０実施形態では、出力軸１５とクランク部材１８とが、第３リンクとしての支持プレート１５５によって連結されている。支持プレート１５５は、出力軸１５及びクランク部材１８に対しそれぞれ回転自在に設けられている。図３０では、第２歯車１４２の側面に円筒部１４２ａが一体に設けられており、第２ワンウェイクラッチ１４３はこの円筒部１４２ａとクランク部材１８との間に介在されている。また、円筒部１４２ａは、支持プレート１５５に開けられた円形の孔１５６に回転自在に挿通されている。出力軸１５の回転中心Ｃ２とクランク部材１８の回転中心Ｃ１との間隔ｄ５は、この支持プレート１５５によって一定に保たれている。
【０２４８】
また、出力軸１５を支点として支持プレート１５５を角度調整可能に回転させる回転手段が設けられている。ここでは、支持プレート１５５の出力軸側端部の外周面が円弧状に形成されており、ここにギヤ１５７が形成されている。また、出力軸１５の近傍には、回転軸１５９を出力軸１５に直交させた状態で電動モータ１５８が配置されている。回転軸１５９にはウォームギヤ１６１が取付けられており、このウォームギヤ１６１が前記支持プレート１５５のギヤ１５７に噛合わされている。そして、これらのギヤ１５７、電動モータ１５８、ウォームギヤ１６１等によって回転手段が構成されている。
【０２４９】
前述した以外の構成は第１７実施形態と同様である。このため、第１７実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第２０実施形態によると、電動モータ１５８への通電により回転軸１５９及びウォームギヤ１６１が回転すると、その回転はギヤ１５７を通じて支持プレート１５５に伝達される。この伝達により、支持プレート１５５が出力軸１５を支点として所定角度回転すると、クランク部材１８が出力軸１５の周りを公転し、そのクランク部材１８の位置（主として高さ）が変更される。ウォームギヤ１６１の回転が停止されると、支持プレート１５５がそのときの角度に保持される。クランク部材１８の位置変更により、第２リンク２５の揺動範囲及び第１リンク２２の可動範囲が変化する。
【０２５０】
上記第２０実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（２７）に加え、次の効果が得られる。
（３２）出力軸１５及びクランク部材１８を支持プレート１５５によって連結するとともに、ギヤ１５７、電動モータ１５８、ウォームギヤ１６１等によって、出力軸１５を支点として支持プレート１５５を所定角度回転させるようにしている。この支持プレート１５５の回転により、第２リンク２５の揺動範囲及び第１リンク２２の可動範囲を変化させ、ピストン１３の上死点位置を変えて圧縮比を変更することができる。
【０２５１】
なお、両回転中心Ｃ１，Ｃ２の間隔ｄ５は支持プレート１５５によって一定に保たれている。このため、支持プレート１５５の回転にかかわらず、両歯車１４１，１４２を常に噛合った状態に維持し、前述した第１７実施形態における（２７）の効果を得ることができる。
【０２５２】
（３３）回転手段には、支持プレート１５５を単に回転させるだけでなく、その支持プレート１５５を、がたつかせることなく所望の回転角度に保持（位置決め）できることが要求される。この点、ウォームギヤ１６１は大きな減速効果を発揮し、しかも逆方向の入力に強く、がたつきにくいという特徴を有している。このため、前記回転及び位置決めについての両要求を満たすことができる。
【０２５３】
（第２１実施形態）
次に、本発明の第２１実施形態を図３１に従って説明する。前述した第１〜第２０実施形態の内容は、単気筒の内燃機関にも多気筒の内燃機関にも適用可能である。これに対し、第２１実施形態では、多気筒の内燃機関が適用対象とされている。これに応じ、シリンダ１２及びピストン１３の組が機関本体１１に複数設けられており、これらの組が共通の軸を出力軸１５としている。また、各組はクランク部材１８、第１リンク２２、第２リンク２５、ワンウェイクラッチ２８、第１歯車１４１、第２歯車１４２、第２ワンウェイクラッチ１４３及び支持プレート１５５をそれぞれ備えている。このように、各組は基本的に第２０実施形態と同様の構成を有している。
【０２５４】
さらに、各組は第３歯車１６６及び第４歯車１６７を備えている。第３歯車１６６はクランク部材１８に一体に設けられている。ここでは、クランク部材１８の外周面に形成されたギヤによって第３歯車１６６が構成されている。また、全ての組の支持プレート１５５には、共通の第４リンクとして連結シャフト１６８が回転自在に支持されている。この連結シャフト１６８上において、第３歯車１６６と対向する箇所には第４歯車１６７が一体回転可能に取付けられている。そして、これらの第４歯車１６７は対向する第３歯車１６６に噛合っている。なお、出力軸１５を支点として支持プレート１５５を回転させるための機構（ギヤ１５７、電動モータ１５８、ウォームギヤ１６１等）は、１つの組にのみ設けられているが、複数の組に対して設けられてもよい。
【０２５５】
前述した以外の構成は第２０実施形態と同様である。このため、第２０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
第２１実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（２７），（３２），（３３）に加え、次の効果が得られる。
【０２５６】
（３４）各組のクランク部材１８を、第３歯車１６６、第４歯車１６７及び共通の連結シャフト１６８を介して相互に連結している。この連結により所定のクランク部材１８の回転位相と、他のクランク部材１８の回転位相との関係は常に一定に保たれる。第２リンク２５、第１リンク２２、ピストン１３等についても同様である。このため、各組（気筒）の燃焼サイクルの変化を同期させることができる。換言すると、組（気筒）間の燃焼サイクルの関係、例えば、所定の組ではピストン１３が上死点のとき、別の組ではピストン１３が下死点となるといった関係を常に保つことができる。
【０２５７】
また、電動モータ１５８によって所定の支持プレート１５５が出力軸１５を支点として所定角度回転されると、その回転は連結シャフト１６８を通じて他の支持プレート１５５にも伝達される。この伝達により、全ての支持プレート１５５が一斉に同一角度回転され、全てのクランク部材１８の位置が一斉に変更される。そのため、前述した第２０実施形態の効果（３２），（３３）を全ての組のピストン１３について得ることができる。
【０２５８】
（３５）図３１において、第３歯車１６６の歯数に対する第４歯車１６７の歯数の比を変更することにより、連結シャフト１６８の回転速度とクランク部材１８の回転速度との関係を任意に設定することができる。この設定により、連結シャフト１６８を、内燃機関の運転に伴い発生する振動を低減するためのバランサとして機能させることが可能となる。例えば、４気筒を有する内燃機関の場合、クランク部材１８に対し２倍の速度で連結シャフト１６８が回転するように両歯車１６６，１６７の歯数を設定することにより、内燃機関の２次振動を低減することができる。このように、歯車１６６，１６７及び連結シャフト１６８を介してクランク部材１８同士を連結するという簡素な構成によって、振動を低減することができる。
【０２５９】
（第２２実施形態）
次に、本発明の第２２実施形態を図３２に従って説明する。第２２実施形態では、シリンダ１２における燃焼停止に伴い、第２リンク２５を揺動させる機構（揺動機構１７０）の構成部品の少なくとも１つの作動を停止させる作動停止手段が設けられている。揺動機構１７０の構成部品は、第２リンク２５のほか、ピストン１３、第１リンク２２、クランク部材１８（上昇機構）等である。ここでは、クランク部材１８の側面又は外周面との摩擦によってクランク部材１８に制動力を付与し、同クランク部材１８の回転を停止させるブレーキ装置１７１が設けられている。
【０２６０】
また、出力軸１５上には、内燃機関のトルク変動、回転変動等を抑制するための回転体として、フライホイール１７２が一体回転可能に取付けられている。さらに、フライホイール１７２には、駆動系のクラッチ１７３を介して手動式の変速機１７４が連結されている。クラッチ１７３は、内燃機関から変速機１７４への動力伝達を断続するためのものである。
【０２６１】
前述した以外の構成は第１０実施形態と同様である。このため、第１０実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第２２実施形態によると、シリンダ１２における燃焼が停止されると、ブレーキ装置１７１によってクランク部材１８の回転が停止される。このクランク部材１８は、第２リンク２５、軸８１、第１リンク２２及びピン２３を介してピストン１３に機械的に連結されている。そのため、クランク部材１８の回転停止は他の構成部材にも及んで、結果として揺動機構１７０の全ての構成部材の作動が停止する。
【０２６２】
一方、ワンウェイクラッチ２８は、第２リンク２５の出力軸１５に対する回転速度が正側であろうとするときに、その揺動を出力軸１５に伝達する。そのため、前述したように、クランク部材１８の回転停止に伴い第２リンク２５の揺動が停止すると、ワンウェイクラッチ２８が非係合状態となる。フライホイール１７２が取付けられた出力軸１５は、そのフライホイール１７２の慣性質量によって回転し続ける。
【０２６３】
上記第２２実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０）に加え、次の効果が得られる。
（３６）ピストン１３の往復動を止めても、ワンウェイクラッチ２８によって出力軸１５が回転し続けることに着目し、燃焼停止に伴いクランク部材１８の回転をブレーキ装置１７１によって停止するとともに、出力軸１５にフライホイール１７２を一体回転可能に設けている。
【０２６４】
このため、減速時等、機関出力を必要としない状況下で混合気の燃焼が停止された場合には、出力軸１５の回転を止めることなく、揺動機構１７０の構成部材（ピストン１３、第１リンク２２、第２リンク２５、クランク部材１８等の可動部材）の各作動を止めることができる。これに伴い可動部材の軸受、摺動部等における無駄な相対運動がなくなり、その結果、ピストン１３等が作動を続けることによるエネルギー損失を低減させることができる。また、軸受、摺動部等の摩耗を抑制できるほか、摩擦に伴う発熱を抑制し、もって冷却装置（図示略）にかかる負荷を少なくすることができる。その結果、内燃機関の耐久信頼性の向上を図ることができる。
【０２６５】
（第２３実施形態）
次に、本発明の第２３実施形態を図３３に従って説明する。第２３実施形態では、運動方向変換構造１７が、車両に搭載され、かつ燃費の向上、排気ガスの低減等を目的として自動停止及び自動始動を行う内燃機関に適用されている。この内燃機関では、自動停止条件の成立に応じて機関本体１１の運転が自動的に停止され、その停止状態の機関本体１１の運転が自動始動条件の成立に応じて自動的に再開（始動）される。自動停止条件としては、例えば、「内燃機関の回転速度がアイドル回転速度以下であること」、「車速が０であること」、「アクセルペダルが踏込み操作されていないこと」等が挙げられる。また、自動始動条件としては、例えば自動停止中の車両において、例えば、アクセルペダルが踏まれること、ブレーキペダルが戻されること等である。こういった自動停止及び自動始動はアイドリングストップ制御機能とも呼ばれており、例えば、信号待ちの際に行われる。すなわち、車両走行中における信号待ちといった一時的な車両停止時に内燃機関の運転が自動停止させられ、運転者の始動要求に応じて内燃機関の運転が再開（自動始動）させられる。
【０２６６】
さらに、第２３実施形態では、フライホイール１７２として前述した第２２実施形態よりも慣性質量の大きなものが用いられている。
また、前記第１〜第２２実施形態では説明を省略したが、内燃機関には、これを始動させるためのスタータ１７５が設けられている。この始動には、前述した自動始動も含まれる。クランクシャフトを出力軸とした一般的な内燃機関では、スタータは、クランクシャフトと同軸上のフライホイールを回転させるが、第２３実施形態では、クランク部材１８を回転させるようにしている。詳しくは、スタータ１７５はモータ１７６と、そのモータ１７６の回転軸１７７に取付けられたウォームギヤ１７８とを備えており、クランク部材１８の外周に形成されたギヤ１７９に前記ウォームギヤ１７８が噛合わされている。
【０２６７】
前述した以外の構成は第２２実施形態と同様である。このため、第２２実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第２３実施形態によると、機関本体１１の運転中に自動停止条件が成立すると、燃料の噴射停止や点火停止により混合気の燃焼が停止され、機関本体１１の運転が自動的に停止される。また、機関本体１１の自動停止中に自動始動条件が成立すると、燃料の噴射や点火により混合気が燃焼され、機関本体１１の運転が自動的に再開（始動）される。
【０２６８】
ここで、仮に自動停止に伴い出力軸１５が回転を停止した場合には、フライホイール１７２や出力軸１５に蓄えられた運動エネルギーが利用されないまま廃棄されてしまう。また、たとえフライホイール１７２を大型化して、相当な量の運動エネルギーを蓄えるようにしても、その運動エネルギーを回収することはおろか、さらに無駄にエネルギーを廃棄することとなってしまう。
【０２６９】
しかし、第２３実施形態では、フライホイール１７２と第２リンク２５とが直結されていない。そのため、機関本体１１が自動停止されても、大型化されたフライホイール１７２が、前記第２２実施形態と同様に、慣性質量によって回転し続ける。このとき、フライホイール１７２に十分な運動エネルギーが蓄えられ、同エネルギーが、その後の車両発進のための機関始動に利用される。すなわち、自動始動後には、ピストン１３、第１リンク２２、第２リンク２５、クランク部材１８、ワンウェイクラッチ２８等を通じて出力軸１５に伝達される動力に対し、大型化により十分大きな運動エネルギーが蓄えられたフライホイール１７２から慣性トルクが加えられる。
【０２７０】
上記第２３実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（３６）に加え、次の効果が得られる。
（３７）運動方向変換構造１７を、車両に搭載され、かつ自動始動停止（アイドリングストップ）機能を有する内燃機関に適用するとともに、フライホイール１７２を大型化している。
【０２７１】
このため、自動停止に伴い出力軸１５が回転を停止した場合には廃棄されてしまうエネルギーを、第２３実施形態では動力として有効に利用することが可能となる。ピストン１３の往復動に伴い出力軸１５に伝達される動力にフライホイール１７２からの慣性トルクを加えることで、車両発進時の加速性能を向上させてスムーズな発進を実現できる。
【０２７２】
（第２４実施形態）
次に、本発明の第２４実施形態を図３４に従って説明する。第２４実施形態では、出力軸１５からクランク部材１８へ動力を伝達する態様と、この動力伝達を遮断する態様とを選択的に採る動力伝達断続手段が設けられている。この動力伝達断続手段の具体的構成としては種々考えられるが、ここでは、油圧シリンダ等の往復直線運動を行うアクチュエータ１８１と、このアクチュエータ１８１に駆動連結されたローラ１８３とを備えるものが用いられている。詳しくは、アクチュエータ１８１には支持部材１８２が取付けられている。ローラ１８３は軸１８４によって支持部材１８２に回転自在に支持されている。アクチュエータ１８１は、ローラ１８３を出力軸１５の外周面及びクランク部材１８の外周面に接触させる接触位置と、ローラ１８３を出力軸１５及びクランク部材１８から離間させる離間位置との間で移動させる。図３４中、二点鎖線で示される位置が接触位置であり、実線で示される位置が離間位置である。アクチュエータ１８１は、基本的にはローラ１８３を離間位置に待機させておき、自動始動時にのみローラ１８３を接触位置へ移動させる。自動始動後には、アクチュエータ１８１は、ローラ１８３を再び離間位置へ移動させる。
【０２７３】
前述した以外の構成は第２３実施形態と同様である。このため、第２３実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第２４実施形態によると、自動停止を目的としてシリンダ１２における燃焼が停止されると、ブレーキ装置１７１によってクランク部材１８の回転が一旦停止される。しかし、出力軸１５はフライホイール１７２の慣性質量によって回転し続ける。このときには、アクチュエータ１８１によってローラ１８３が離間位置へ移動させられ、同ローラ１８３がクランク部材１８及び出力軸１５から離間する。このため、出力軸１５の回転がクランク部材１８に伝達されない。
【０２７４】
一方、自動始動に際し、ブレーキ装置１７１による制動が終了されると、クランク部材１８は回転可能な状態となる。この状況のもとアクチュエータ１８１によってローラ１８３が接触位置へ移動させられ、同ローラ１８３がクランク部材１８及び出力軸１５に接触すると、出力軸１５の回転がローラ１８３を通じてクランク部材１８に伝達される。この伝達により、クランク部材１８が回転駆動され、出力軸１５を支点として第２リンク２５が上方へ揺動させられ、この揺動が第１リンク２２を介してピストン１３に伝達される。
【０２７５】
従って、例えば前述した第２３実施形態のように、前記燃焼停止が自動停止を目的として行われる場合には、前記動力伝達によってピストン１３を上昇させることができ、スタータ１７５を使用せずに機関本体１１を始動させることが可能となる。
【０２７６】
上記第２４実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（３６），（３７）に加え、次の効果が得られる。
（３８）アイドリングストップ機能を有する車両は、同機能を有しない車両に対し、自動始動が行われる分、スタータの作動回数が増加し、これに伴いブラシ部の耐摩耗性、耐久性等が問題となる。
【０２７７】
この点、第２４実施形態では、出力軸１５と、揺動機構１７０の一構成部材であるクランク部材１８とを、自動始動時にローラ１８３を通じて動力伝達可能に連結するようにしている。このため、フライホイール１７２の慣性質量によって続けられる出力軸１５の回転を、クランク部材１８、第２リンク２５等を通じてピストン１３に伝達することができる。従って、このピストン１３の上昇により、スタータ１７５を使用せずに機関本体１１を自動始動させることが可能となる。これに伴いスタータの作動回数の増加を抑え、そのブラシ部の耐摩耗性、耐久性等を確保することができる。
【０２７８】
（３９）アクチュエータ１８１としては、支持部材１８２を単に往復動させるものであればよい。従って、スタータのようなブラシ部を必要とせず、ブラシ部の摩耗によって耐久性が低下する心配はない。
【０２７９】
（４０）往復直線運動するアクチュエータ１８１に支持部材１８２を介してローラ１８３を駆動連結するという簡単な構成で、動力伝達断続手段を実現することができる。
【０２８０】
（第２５実施形態）
次に、本発明の第２５実施形態を図３５に従って説明する。第２５実施形態では、内燃機関に組合わされる変速機１７４の入力軸が出力軸１５によって構成されている。すなわち、内燃機関の出力軸１５が変速機１７４の入力軸も兼ねている。
【０２８１】
また、スタータ１７５としては、以下の理由により、内燃機関の始動のためにのみ用いられる第２２実施形態のスタータよりも大きなトルクを発生するものが用いられている。
【０２８２】
車両の走行が停止するとき、すなわち駆動輪の回転が止まるときには、変速機１７４の入・出力軸の回転が止まる。同入力軸は内燃機関の出力軸１５によって構成されている。この出力軸１５の回転を止めるには、揺動機構１７０の各構成部材の作動が停止される必要がある。第２リンク２５の出力軸１５に対する回転速度が正側であろうとする場合に係合するワンウェイクラッチ２８を用いている以上、仮に、第２リンク２５が揺動すると、同第２リンク２５の出力軸１５に対する回転速度が正側となって出力軸１５が回転駆動されてしまうからである。従って、車両が停車しているときには内燃機関の運転が停止されることとなる。一方、停車中の車両を発進させるには、クランク部材１８を回転させて第２リンク２５を揺動させることにより、ピストン１３を往復動させて内燃機関を始動するほか、駆動輪回転のために出力軸１５（変速機１７４の入力軸）を回転駆動する必要がある。これらの要求を満たすために、前述したように、大きなトルクを発生するスタータ１７５が用いられている。なお、この内燃機関では、第２３実施形態とは異なり、自動停止及び自動始動が行われない。
【０２８３】
前述した以外の構成は第２２実施形態と同様である。このため、第２２実施形態と同様の部材等については同一の符号を付して説明を省略する。
上記構成の第２５実施形態によると、第２リンク２５から出力軸１５に伝達される揺動は、ワンウェイクラッチ２８によって一方向に拘束される。第２リンク２５の反対方向の揺動は出力軸１５に伝達されない。このワンウェイクラッチ２８の作用は、内燃機関の動力を変速機１７４の入力軸に伝達したりその伝達を遮断したりする駆動系のクラッチ１７３の作用に相当する。従って、出力軸１５に変速機１７４の入力軸を兼ねさせることで、出力軸１５と入力軸との間に駆動系のクラッチ１７３を図３５のように省略することが可能となる。
【０２８４】
なお、前記のようにクラッチ１７３を省略しても変速に支障を及ぼすことはないと考えられる。これは、１つには通常、変速時には運転者による加速操作が行われないため、フリクション等によってピストンの往復動が減速する。すなわち、ピストンの往復動が減速しているときに変速が行われる。一方、第２５実施形態では、ピストン１３、第１リンク２２、第２リンク２５等の作動速度が低下（減速）したとき、第２リンク２５の揺動が出力軸１５に伝達されない。第２リンク２５の出力軸１５に対する回転速度が正側であろうとすることを条件に、第２リンク２５の揺動を出力軸１５に伝達する（揺動を一方向に拘束する）ワンウェイクラッチ２８を用いているためである。従って、変速のための操作が運転者によって行われるときには、第２リンク２５から出力軸１５（変速機１７４の入力軸）への動力伝達が遮断された状態となっており、結果として、変速機１７４での変速を支障なく行うことができる。
【０２８５】
また、仮に、一般的な内燃機関と変速機との間に配設される駆動系クラッチを省略すると、変速機の入力軸が内燃機関の出力軸に直結された状態となる。このため、運転者は変速に際し、ピストン及び入力軸間の動力伝達経路を構成する多くの部材の荷重に抗してシフト操作を行うこととなり、操作荷重が大きくなって操作フィーリングが悪化する。これに対し、第２５実施形態では、前述したように変速時には、ピストン１３と変速機１７４の入力軸との間の動力伝達経路が、第２リンク２５と出力軸１５との間で遮断された状態となっている。このため、運転者は変速に際し、入力軸（出力軸１５）及びフライホイール１７２の荷重に抗してシフト操作を行うだけでよく、操作荷重が小さく操作フィーリングが向上する。
【０２８６】
上記第２５実施形態によれば、前述した（１）〜（５），（７），（９），（１０），（２０），（３６）に加え、次の効果が得られる。
（４１）出力軸１５に変速機１７４の入力軸を兼ねさせている。このため、出力軸１５と入力軸との間に駆動系のクラッチ１７３を省略することができ、その分、駆動系の構成の簡略化及び軽量化を図ることができる。
【０２８７】
（４２）出力軸１５が変速機１７４の入力軸を兼ねているため、車両が停車しているときには内燃機関の運転が停止される。従って、第２３実施形態における自動停止と同様の効果を得ることができる。
【０２８８】
なお、本発明は次に示す別の実施形態に具体化することができる。
・第２実施形態において、クランク部材１８の回転中心Ｃ１に対する出力軸１５の偏心量ｄ３を変更するために、出力軸１５を変位させてもよいし、また、出力軸１５及びクランク部材１８の双方を変位させてもよい。これらの変更は、第２実施形態以外にも、上昇機構としてクランク部材１８を用いた実施形態、例えば第３〜第２５実施形態についても同様に可能である。
【０２８９】
・第２リンク２５に形成された第２スライド溝３５にクランクピン２１をスライド可能に配置した実施形態、例えば第１０〜第２５実施形態についても、第４、第６〜第９実施形態と同様に、第２スライド溝３５の出力軸１５とは反対側の端部を開放してもよい。
【０２９０】
・第８、第１０〜第１２、第１４〜第２５実施形態についても、第５〜第７、第９実施形態と同様に、出力軸１５を第２リンク２５の揺動中心から離れた箇所に配置し、両者１５，２５を駆動ギヤ４８及び被動ギヤ４９によって駆動連結してもよい。
【０２９１】
・第５実施形態における運動方向変換構造１７を図３６に示すように変更してもよい。この場合、軸４６を軸受１２６により機関本体１１に回転自在に支持するとともに、第２リンク２５を軸４６に回転自在に支持する。軸４６と第２リンク２５との間にワンウェイクラッチ２８を設ける。さらに、軸４６上に駆動ギヤ４８を取付け、これを出力軸１５上の被動ギヤ４９に噛合わせる。このようにしても第５実施形態と同様の増速効果が得られる。
【０２９２】
・第６実施形態における第１ローラ５１，５２の数、第７実施形態における第２ローラ６１，６２の数をそれぞれ変更してもよい。
・第６実施形態におけるクランクピン２１を第１ローラ５１，５２に直接転がり接触させてもよい。
【０２９３】
・クランクピン２１が第２スライド溝３５にスライド可能に配置された実施形態、例えば第８〜第２５実施形態についても、第６実施形態と同様に、クランクピン２１に直接又は間接的に接触する第１ローラ５１，５２を第２リンク２５に設けてもよい。
【０２９４】
・第１リンク２２がクランクピン２１に連結され、そのクランクピン２１が第２スライド溝３５内にスライド可能に設けられた実施形態、例えば第３〜第６、第８、第９実施形態についても、第７実施形態と同様に、第１リンク２２のクランクピン２１近傍に第２ローラ６１，６２を設けてもよい。
【０２９５】
・第８実施形態において、第２スライド溝３５を直線状とし、これを出力軸１５及びクランクピン２１を通る線Ｌ１に対し平行に形成してもよい。この場合にも、第８実施形態と同様に、第２リンク２５の揺動特性を変更することができる。
【０２９６】
・クランクピン２１が第２スライド溝３５内にスライド可能に設けられた実施形態、例えば第３〜第７、第９〜第２５実施形態についても、第８実施形態と同様にして、第２スライド溝３５を直線状にし、出力軸１５及びクランクピン２１を通る線Ｌ１と平行又は交差させてもよい。
【０２９７】
・第８実施形態では第２スライド溝３５の一部に屈曲部６７を形成したが、この屈曲部６７に代えて、又は加えて曲線部を形成してもよい。このように、屈曲部６７や曲線部を適宜に組合わせることで、第２リンク２５の揺動特性について、設計の自由度が増す。
【０２９８】
クランクピン２１が第２スライド溝３５内にスライド可能に設けられた実施形態、例えば第３〜第７、第９〜第２５実施形態についても、上記と同様にして、第２スライド溝３５に屈曲部６７や曲線部を形成してもよい。
【０２９９】
・第９実施形態では、第２リンク２５の下側に揺動規制手段を設け、上死点直前で第２リンク２５を下方から引張ることによって、その第２リンク２５の揺動を規制するようにした。これに代えて、第２リンク２５の上側に揺動規制手段を設けてもよい。この場合には、上死点直前になったとき、揺動規制手段が第２リンク２５に当ってその第２リンク２５の揺動を規制する。このようにしてもピストン１３の上死点位置を変えて圧縮比を調整することができる。また、揺動規制手段は第２リンク２５に当ってその揺動を規制するものであればよいので、複雑な機構が不要である。
【０３００】
また、上記変更の場合には、第９実施形態と同様にして揺動規制手段の位置（特に上下位置）を変更するための揺動規制位置変更手段を用いることが望ましい。
【０３０１】
・第９実施形態に関連するが、ピストン１３の下死点直前で第２リンク２５の下方への揺動を規制する揺動規制手段を設けるとともに、クランクピン２１と第１リンク２２との連結部分に偏心軸７６を設けてもよい。このようにすると、第９実施形態とは逆の作用により、ピストン１３の下死点位置が下がり、排気量が増大する。従って、揺動規制位置変更手段を追加して揺動規制手段による第２リンク２５の規制位置を変更することで、排気量を調整することも可能となる。
【０３０２】
・第９実施形態における揺動規制位置変更手段による効果は、第２リンク２５の揺動中心となる軸４６の位置を変えることによっても得られる。その一例を図３７に示す。この場合、出力軸１５上に可動部材１３１を軸受１３２により回転自在に支持する。そして、軸４６を可動部材１３１に連結する。さらに、可動部材１３１の外周にギヤ１３３を形成するとともに、このギヤ１３３にウォームギヤ１３４を噛合わせる。この構成では、ウォームギヤ１３４をモータ（図示略）等により回転させると、可動部材１３１が出力軸１５を中心として回動し、軸４６が出力軸１５の周りを公転し、軸４６の位置が変化する。その結果、両位置決めリンク７１，７２によって揺動が規制されるときの第２リンク２５の傾斜角度が変化する。なお、図３７では揺動規制手段の図示が省略されている。
【０３０３】
・第９実施形態の特徴は、ピストン１３の上死点直前で第２リンク２５の上方への揺動を規制する機構を設け、クランクピン２１と第１リンク２２との連結部分に偏心軸７６を設けることである。また、揺動を規制する機構による揺動規制位置を変更する手段を設けることである。これらの特徴は、第１リンク２２がクランクピン２１に連結され、そのクランクピン２１が第２スライド溝３５内にスライド可能に設けられた実施形態、例えば第３〜第８実施形態についても、第９実施形態と同様に適用可能である。
【０３０４】
・第１〜第６、第８実施形態についても、第１０実施形態と同様にして、第１リンク２２の下端部を第２リンク２５のクランクピン２１とは異なる箇所に軸８１によって連結してもよい。
【０３０５】
・上昇機構としてクランク部材１８を用いている実施形態、例えば第１〜第１０、第１２〜第２５実施形態についても、第１１実施形態と同様にして、機関本体１１に対するクランク部材１８の支持位置を変更するための機構（クランクユニット８６及びスライド機構８８）を設けてもよい。
【０３０６】
・第１〜第１１、第１３〜第２５実施形態についても、第１２実施形態と同様にして、第１リンク２２の第２リンク２５に対する支持位置を変更するための機構（スライド機構９１）を設けてもよい。
【０３０７】
・第１〜第１２、第１４〜第２５実施形態についても、第１３実施形態と同様にして、出力軸１５に対する第２リンク２５の支持位置を変更するための機構（スライドユニット９６、スライド機構９７、軸受プレート９９、スライドプレート１０１等）を設けてもよい。
【０３０８】
・クランクピン２１が第２スライド溝３５にスライド可能に設けられた実施形態、例えば第３〜第１３、第１５〜第２５実施形態についても、第１４実施形態と同様にして、第２リンク２５における第２スライド溝３５の傾斜角度を変更する機構を設けてもよい。
【０３０９】
・クランクピン２１が第２スライド溝３５にスライド可能に設けられた実施形態、例えば第３〜第１４、第１６〜第２５実施形態についても、第１５実施形態と同様にして、クランク部材１８に、その回転中心Ｃ１とクランクピン２１との間隔ｄ４を変更する機構を設けてもよい。
【０３１０】
・上昇機構としては、燃焼圧力によって下降したピストン１３を上昇させることができるものであればよく、従って、クランク部材１８以外の部品を用いてもよい。
【０３１１】
・第１６実施形態における回転付与手段として、一般的な内燃機関において、始動時にフライホイールに回転力を付与するスタータ（始動装置）と同様の構成を採用してもよい。
【０３１２】
・上昇機構としてクランク部材１８が用いられている実施形態、例えば第１〜第１５、第１７〜第２５実施形態についても、第１６実施形態と同様にして、機関始動時に第２リンク２５の揺動方向とは逆方向への回転力をクランク部材１８に付与する機構を設けてもよい。
【０３１３】
・出力軸１５及びクランク部材１８の間隔ｄ５が不変である実施形態、例えば第１、第３〜第１０、第１２〜第１６実施形態についても、第１７〜第２１実施形態と同様にして、出力軸１５上及びクランク部材１８上に歯車１４１，１４２を設け、相互に噛合わせてもよい。
【０３１４】
・第１８及び第１９実施形態では、クランク部材１８を電動モータ１４８によって直接駆動する構成としたが、両者１８，１４８の間に歯車等の伝達機構を介在させてもよい。
【０３１５】
・第１８及び第１９実施形態において、出力軸１５の回転に基づいて、膨張行程の上死点を検出する構成に変更してもよい。この場合、膨張行程であることを検出するセンサと、上死点であることを検出するセンサとの２種類のセンサが必要となる。
【０３１６】
・第１８実施形態の特徴は、膨張行程の上死点をセンサ１４７によって検出し、その検出に応じクランク部材１８を電動モータ１４８によって回転駆動することである。また、第１９実施形態の特徴は、圧縮行程をセンサ１４７によって検出し、その検出に応じクランク部材１８を電動モータ１４８によって回転駆動することである。第２０実施形態の特徴は、出力軸１５及びクランク部材１８を支持プレート１５５によって連結し、出力軸１５を支点として支持プレート１５５を回転させることである。第２１実施形態の特徴は、各組のクランク部材１８を、第３歯車１６６、第４歯車１６７及び共通の連結シャフト１６８を介して相互に連結することである。
【０３１７】
これらの第１８〜第２１実施形態の内容について、次のように組合わせてもよい。この組合わせとしては、第１８及び第１９実施形態の組合わせ、第１８及び第２０実施形態の組合わせ、第１９及び第２０実施形態の組合わせ、第１８〜第２０の組合わせが挙げられる。そのほかにも、第１８及び第２１実施形態の組合わせ、第１９及び第２１実施形態の組合わせ、第１８、第１９及び第２１実施形態の組合わせも挙げられる。
【０３１８】
・第２０及び第２１実施形態において、出力軸１５を支点として支持プレート１５５を回転させるために、前述した電動モータ１５８以外のアクチュエータ、例えば油圧シリンダ等を用いてもよい。
【０３１９】
・第２２実施形態では、第２リンク２５を揺動させる揺動機構１７０の構成部材の少なくとも１つの作動を燃焼停止に伴い停止させることができればよい。従って、クランク部材１８以外にも、ピストン１３、第１リンク２２、第２リンク２５のそれぞれの作動を停止させてもよい。また、これらの２つ以上の作動を停止させてもよい。
【０３２０】
・第１〜第２１実施形態についても、第２２実施形態と同様にして、シリンダ１２における燃焼停止に伴い、揺動機構の少なくとも１つの構成部材（ピストン１３、第１リンク２２、第２リンク２５及びクランク部材１８）の作動を停止させるようにしてもよい。
【０３２１】
・第２４実施形態において、ローラ１８３を離間位置へ移動させたときに、そのローラ１８３を出力軸１５及びクランク部材１８の一方の外周面に接触させてもよい。要は、離間位置のとき、出力軸１５及びクランク部材１８間の動力伝達が遮断されればよい。
【０３２２】
・第２４実施形態は、自動停止及び自動始動を行わないタイプの内燃機関にも適用可能である。
・第２４実施形態は、燃焼の停止を、内燃機関の自動停止を目的として行うものに限らず、減速を目的として行う場合にも適用可能である。この場合、ローラ１８３の動力伝達によって第２リンク２５を上方へ揺動させることで、ピストン１３の強制的な往復動が可能となり、これに伴いポンピングロス、摩擦損失等が発生し、いわゆるエンジンブレーキがかかる。このため、制動の信頼性を高めることができる。
【０３２３】
・第２２〜第２４実施形態についても、第２５実施形態と同様にして、出力軸１５によって変速機１７４の入力軸を構成してもよい。
・第１〜第３のスライド溝２６，３５，１００は第２リンク２５を貫通するもの（孔）であってもよいし、貫通しないもの（凹部）であってもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明を具体化した第１実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図２】運動方向変換構造の概念図。
【図３】出力軸のモーメントアーム長（比率）と回転角度との関係を示す特性図。
【図４】出力軸のトルク（比率）と回転角度との関係を示す特性図。
【図５】第２実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図６】偏心量と第２リンクの揺動角度との関係、及び偏心量と出力軸の減速率との関係を示す特性図。
【図７】第３実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図８】第４実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図９】第５実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１０】運動方向変換構造の概念図。
【図１１】第６実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１２】第７実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１３】第８実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１４】第９実施形態において、ピストンの上死点位置を変更する原理を示す説明図。
【図１５】第９実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１６】（ａ），（ｂ）はピストンの上死点位置を変更する原理を示す説明図。
【図１７】第１０実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１８】第１１実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図１９】第１２実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図２０】第１３実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図２１】第１４実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図２２】第１５実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図２３】第１６実施形態における運動方向変換構造の概略構成図。
【図２４】ピストン上死点での運動方向変換構造の状態を示す概略構成図。
【図２５】クランク部材を時計回り方向へ回転させた場合の運動方向変換構造の状態を示す概略構成図。
【図２６】クランク部材を反時計回り方向へ回転させた場合の運動方向変換構造の状態を示す概略構成図。
【図２７】第１７実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図２８】第１８実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図２９】第１９実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３０】第２０実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３１】第２１実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３２】第２２実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３３】第２３実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３４】第２４実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３５】第２５実施形態における運動方向変換構造の概略斜視図。
【図３６】運動方向変換構造の別の態様を示す概念図。
【図３７】運動方向変換構造の別の態様を示す概念図。
【符号の説明】
１１…機関本体、１２…シリンダ、１３…ピストン、１５…出力軸、１８…クランク部材（上昇機構）、２１…クランクピン、２２…第１リンク、２５…第２リンク、２６…第１スライド溝、２７…スライドプレート（揺動伝達部）、２８…ワンウェイクラッチ（伝達方向拘束部、揺動伝達部）、３１…スライド機構（偏心量変更手段）、３５…第２スライド溝、４８…駆動ギヤ（揺動伝達部）、４９…被動ギヤ（揺動伝達部）、５１，５２…第１ローラ、６１，６２…第２ローラ、６７…屈曲部、７１…第１位置決めリンク、７２…第２位置決めリンク、７３，７４，７５…軸（７１〜７５は揺動規制手段を構成）、７６…偏心軸、７７…スライド機構（揺動規制位置変更手段）、８１…軸、８６…クランクユニット、８８…スライド機構（８６，８８は第１支持位置変更手段を構成）、９１…スライド機構（第２支持位置変更手段）、９６…スライドユニット、９７…スライド機構、９９…軸受プレート、１０１…スライドプレート（９６，９７，９９，１０１は第３支持位置変更手段を構成）、１０７…リンク本体、１０８…回転プレート（回転体）、１０９…ギヤ、１１０…モータ、１１１…ウォームギヤ（１０９〜１１１は角度変更手段を構成）、１１６…スライド機構（間隔変更手段）、１２１…ギヤ、１２２…モータ、１２３…ウォームギヤ（１２１〜１２３は回転付与手段を構成）、１４１…第１歯車、１４２…第２歯車、１４３…第２ワンウェイクラッチ（第２伝達方向拘束部）、１４７…センサ（膨張行程検出手段、上死点検出手段、圧縮行程検出手段）、１４８…電動モータ、１５１，１５２…センサ（係合状態検出手段）、１５５…支持プレート（第３リンク）、１５７…ギヤ、１５８…電動モータ、１６１…ウォームギヤ（１５７，１５８，１６１は回転手段を構成）、１６６…第３歯車、１６７…第４歯車、１６８…連結シャフト（第４リンク）、１７０…揺動機構、１７１…ブレーキ装置（作動停止手段）、１７２…フライホイール（回転体）、１７４…変速機、１８１…アクチュエータ、１８３…ローラ（１８１，１８３は動力伝達断続手段を構成）、Ｃ１…回転中心、ＣＬ…中心線、ｄ１，ｄ５…間隔、ｄ３…偏心量、Ｌ１…線、ｎ１，ｎ２…回転速度。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a motion direction conversion structure of an internal combustion engine that converts a reciprocating linear motion of a piston into a rotational motion of an output shaft.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art In an internal combustion engine, a crank structure is generally employed as a movement direction converting structure for converting a reciprocating linear movement of a piston into a rotational movement of a crankshaft as an output shaft. In this crank structure, the rotation center of the crankshaft is located on the center line of the cylinder. In a crankshaft, a crankpin is provided at a position eccentric from the center of rotation. The piston and the crankpin are connected by a link (connecting rod). In this crank structure, the crankshaft makes one rotation while the piston makes one reciprocation. When the piston moves to the vicinity of the top dead center and the fuel-air mixture is burned, the axis of the connecting rod, the rotation center of the crankshaft, and the crankpin are located on substantially the same straight line. For this reason, it is difficult to effectively take out the combustion pressure accompanying the combustion as the rotational force (torque) of the crankshaft. This is because the torque is generally represented by the product of the force (in this case, the combustion pressure) and the moment arm length, and the moment arm length becomes “0” at the top dead center.
[0003]
Therefore, for example, by providing the rotation center of the crankshaft at a position distant from the center line of the cylinder, it is eccentric from the rotation center of a general crank structure, and the rotation center of the crankshaft and the crankpin are approximately the same at the piston top dead center. There has been proposed a technique in which the light source is not positioned on a straight line (for example, see Patent Document 1). According to this technique, the moment arm length near the top dead center becomes longer than the moment arm length of the general crank structure described above, and the combustion pressure can be taken out as the torque of the crankshaft.
[0004]
In addition to the above-mentioned eccentricity of the crankshaft, a technique has been proposed in which a connecting rod is provided with a spring mechanism to connect and disconnect the crankshaft and the piston (for example, see Patent Document 2).
[0005]
[Patent Document 1]
JP-A-6-307256
[Patent Document 2]
JP 2001-500944 A
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, in order to increase the torque of the crankshaft, it is effective to increase the amount of eccentricity of the rotation center of the crankshaft and increase the moment arm length near the top dead center. However, in the technique described in Patent Document 1, the piston and the crankshaft are connected by a connecting rod. For this reason, if the amount of eccentricity is excessively large, there is a possibility that rotation of the crankshaft and reciprocation of the piston may not be performed smoothly. Further, in the technique described in Patent Literature 1, there is a possibility that top dead center is generated twice during one reciprocation of the piston, which adversely affects combustion. Therefore, there is a limit in setting the amount of eccentricity large, and as a result, it is not enough to effectively take out the combustion pressure as torque.
[0007]
In the technique described in Patent Literature 2, the crankshaft and the piston are connected and disconnected by the spring mechanism as described above. For this reason, even if the amount of eccentricity is increased, it is possible to smoothly reciprocate the piston, and it is possible to avoid a problem that the top dead center occurs twice during one reciprocation of the piston. On the other hand, a new problem occurs with the addition of the spring mechanism. That is, since a natural resonance frequency is present in the spring mechanism due to the inertial mass applied to the spring, an attempt to avoid resonance at that frequency limits the effective engine speed range. Therefore, it is difficult to reliably operate the spring mechanism in a wide engine speed range.
[0008]
The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to prevent the occurrence of a top dead center of a piston twice and the limitation of the engine speed at which the engine operates effectively. An object of the present invention is to provide a motion direction conversion structure of an internal combustion engine that can effectively take out combustion pressure as torque.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
Hereinafter, the means for achieving the above object and the effects thereof will be described.
According to the first aspect of the present invention, the reciprocating linear motion of the piston in the cylinder of the engine main body is converted into the rotational motion of the output shaft rotatably supported at a position distant from the center line of the cylinder in the engine main body. A first link having one end connected to the piston, and a first link connected to the output shaft and the other end of the first link so as to be able to transmit power, wherein the piston is driven by a combustion pressure in the engine body. A second link that swings downward with the output shaft as a fulcrum as it descends, a lifting mechanism that swings the second link upward with the output shaft as a fulcrum to raise the piston, A swing transmission unit that transmits the swing to the output shaft; and a transmission direction restraint unit that restrains the swing of the second link transmitted to the output shaft by the swing transmission unit in one direction.
[0010]
According to the above configuration, when the piston descends due to the combustion pressure of the engine body, the descending is transmitted to the second link via the first link, and the second link swings downward about the output shaft as a fulcrum. The second link swings upward with the output shaft as a fulcrum by receiving a force from the lifting mechanism. This swing is transmitted to the piston via the first link, and the piston rises. In this manner, the second link swings up and down by the reciprocating linear motion of the piston and the action of the lifting mechanism. The swing of the second link is transmitted to the output shaft via the swing transmission unit. However, in the transmission process, the swing of the second link transmitted to the output shaft is restricted in one direction. Therefore, the output shaft rotates by one predetermined angle (less than 360 degrees) in one direction during one reciprocation of the piston.
[0011]
Here, since the output shaft is located at a position away from the center line of the cylinder, when the piston moves to the top dead center, the axis of the second link intersects the center line of the cylinder. Therefore, even in the vicinity of the top dead center, the moment arm length does not become “0”, and the combustion pressure can be taken out as the rotational force (torque) of the output shaft. In order to increase the moment arm length near the top dead center, it is effective to increase the amount of eccentricity of the output shaft with respect to the center line of the cylinder. In this regard, in the first aspect of the present invention, a general crankshaft is not used as an output shaft, but an output shaft is newly provided. Moreover, the second link connected to the output shaft is not rotated, but is swung. Therefore, the amount of eccentricity of the output shaft can be set large, and the torque of the output shaft can be increased by increasing the moment arm length, that is, the combustion pressure can be effectively extracted.
[0012]
In addition, since it is not necessary to rotate the second link for rotation of the output shaft, even if the amount of eccentricity is set to be large as described above, there is no possibility that smooth reciprocation of the piston is impaired, and There is no possibility that the top dead center is generated twice during one reciprocation of the piston. Furthermore, since the spring mechanism is not used, there is no concern about a problem due to the use of the spring, that is, a problem that the engine rotation speed that effectively operates to avoid resonance is limited.
[0013]
According to a second aspect of the present invention, in the first aspect of the invention, the lifting mechanism includes a crank member rotatably supported by the engine body and having a crank pin at a position eccentric from the center of rotation. The second link is rotatably connected to one of the output shaft and the crankpin, and is slidably connected to the other.
[0014]
According to the above configuration, when the second link swings downward with the output shaft as a fulcrum due to the lowering of the piston, the crank member rotates in a predetermined direction about the rotation center with the swing. When the piston reaches the bottom dead center, the crank pin of the crank member is located below the center of rotation. The crank member continues to rotate due to inertia even after the piston reaches the bottom dead center. This rotation is transmitted to the second link via the crank pin, and the second link swings upward with the output shaft as a fulcrum. This swing is transmitted to the piston via the first link, and the piston rises. That is, the piston lowered by the combustion pressure rises by the rotation of the crankpin. Accordingly, the piston continuously performs a reciprocating linear motion, and the second link continuously swings up and down. In this way, the piston can be raised by reliably swinging the second link upward while having a simple configuration.
[0015]
When the crank member rotates, the interval between the crankpin and the output shaft changes according to the phase, but the change is absorbed by sliding the second link with respect to the output shaft or the crankpin while swinging. Is done.
[0016]
In the invention described in claim 3, in the invention described in claim 2, the crankpin is rotatably connected to the second link, and the output shaft is a first slide groove formed in the second link. Shall be slidably arranged.
[0017]
According to the above configuration, since the crank pin is rotatably connected to the second link, even if the distance between the output shaft and the crank pin changes with the rotation of the crank member, the connection between the crank pin and the second link occurs. The positional relationship does not change. On the other hand, since the output shaft is arranged in the first slide groove, when the distance changes with rotation of the crank member, the second link outputs while changing the positional relationship between the first slide groove and the output shaft. Swing about the axis as a fulcrum.
[0018]
As described above, according to the third aspect of the present invention, the output shaft can be rotated while absorbing a change in the interval between the output shaft and the crankpin while having a simple structure. In the invention described in claim 4, in the invention described in claim 2, the output shaft is rotatably connected to the second link, and the crank pin is a second slide groove formed in the second link. Shall be slidably arranged.
[0019]
According to the configuration described above, since the output shaft is rotatably connected to the second link, even if the distance between the output shaft and the crankpin changes with the rotation of the crank member, the output shaft and the second link are connected. Does not change. On the other hand, since the crank pin is disposed in the second slide groove, when the distance changes with the rotation of the crank member, the second link swings while changing the positional relationship between the second slide groove and the crank pin. I do.
[0020]
As described above, according to the fourth aspect of the invention, the output shaft can be rotated while absorbing a change in the interval between the output shaft and the crankpin while having a simple structure.
[0021]
In addition, since the swing center of the second link does not move with the swing, the interval between the swing center and the center of gravity is always constant regardless of the swing of the second link, and the swing of the second link is kept constant. The vibrations that occur with this will exhibit certain characteristics. Therefore, it is possible to relatively easily suppress the vibration by using a balance shaft or the like.
[0022]
According to a fifth aspect of the present invention, in the invention of any of the second to fourth aspects, the apparatus further comprises an eccentric amount changing means for changing an eccentric amount of the output shaft from a rotation center of the crank member. I do.
[0023]
According to the above configuration, the swing angle of the second link decreases as the eccentric amount increases by the eccentric amount changing unit. Accordingly, the rotation angle of the output shaft decreases, and the reduction ratio increases. Since the reduction ratio becomes variable by changing the amount of eccentricity in this manner, the movement direction conversion structure exhibits a function as a speed reducer.
[0024]
Further, the moment arm length increases as the amount of eccentricity increases, but in addition, the amount of change in the moment arm length due to swinging decreases. Therefore, the combustion pressure can be efficiently extracted as the torque of the output shaft.
[0025]
According to the invention described in claim 6, in the invention described in claim 4 or 5, the end of the second slide groove opposite to the output shaft is opened.
[0026]
According to the above configuration, the crankpin outside the second link can be inserted into the second slide groove through the open portion. Similarly, the crankpin in the second slide groove can be taken out of the second link through the open portion.
[0027]
Therefore, when assembling the second link to the crank member, the second link is moved in the radial direction of the crank member so that the crank pin enters the second slide groove from the open portion. When removing the second link, the second link is moved in a direction opposite to that in the case of the assembly. As described above, the second link can be attached to the crank member or removed from the crank member by simply performing the simple operation of moving the second link in the radial direction of the crank member. Maintainability is improved.
[0028]
In the invention described in claim 7, in the invention described in any one of claims 4 to 6, the output shaft is rotatably supported at a position distant from a swing center of the second link in the engine main body. The transmission direction restricting portion is provided outside the output shaft, and the swing transmission portion includes a drive gear that rotates with the swing of the second link, and a drive gear that meshes with the drive gear. And a driven gear provided outside the transmission direction restricting portion.
[0029]
According to the above configuration, the swing of the second link is transmitted to the output shaft through the drive gear, the driven gear, and the transmission direction restricting portion. In the course of this transmission, the swing of the second link transmitted to the output shaft is restricted in one direction by the transmission direction restricting portion.
[0030]
Here, by appropriately setting the number of teeth and the like of both gears, it is possible to make the rotational speed of the driven gear higher than the rotational speed of the drive gear, that is, to increase the rotational speed. By this increase in speed, the rotational speed of the output shaft once reduced can be recovered.
[0031]
On the other hand, the torque applied to the transmission direction restricting portion decreases in inverse proportion to the speed increase rate. For this reason, it is possible to reduce the size (capacity) of the transmission direction restricting portion. Further, no torque associated with the swing of the second link is applied to the shaft that is the swing center of the second link. Therefore, the diameter of this shaft can be reduced.
[0032]
In the invention described in claim 8, in the invention described in any one of claims 4 to 7, the second link is exposed in the second slide groove, and the crank is rotated with the rotation of the crank member. The first roller that directly or indirectly contacts the crank pin when the pin moves is supported.
[0033]
According to the above configuration, when the position of the crankpin in the second slide groove changes with the rotation of the crank member, the crankpin directly or indirectly makes rolling contact with the first roller supported by the second link. . The friction generated due to the rolling contact is smaller than the friction when the crank pin slides on the wall surface of the second slide groove. Therefore, it is possible to reduce the friction loss when the positional relationship of the crankpin in the second slide groove changes.
[0034]
According to a ninth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the fourth to seventh aspects, the other end of the first link is connected to the crankpin, and the vicinity of the crankpin of the first link. , A second roller that contacts the second slide groove when the crank pin moves with the rotation of the crank member is supported.
[0035]
According to the above configuration, when the position of the crank pin in the second slide groove changes with the rotation of the crank member, the second roller supported near the crank pin of the first link slides the wall surface of the second slide groove. Rolling contact. The friction generated due to the rolling contact is smaller than the friction when the crank pin slides on the wall surface of the second slide groove. Therefore, similarly to the above-described invention, it is possible to reduce the friction loss when the positional relationship of the crankpin in the second slide groove changes.
[0036]
According to a tenth aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the second slide groove has a linear shape and is parallel to a line passing through the output shaft and the crankpin. Or so as to intersect.
[0037]
According to the above configuration, the position where the crank pin and the second slide groove (second link) come into contact with the rotation of the crank member is such that the second slide groove is formed on a line passing through the output shaft and the crank pin. different. Accordingly, the swing characteristics such as the swing speed of the second link are different from those in the case where the second slide groove is formed on a line passing through the output shaft and the crankpin. In other words, when the second slide groove is linear, the second slide groove is made parallel or crossed (inclined) with a line passing through the output shaft and the crankpin. , The swing characteristics can be set appropriately.
[0038]
In particular, when the second slide groove intersects (inclines) a line passing through the output shaft and the crankpin, the following effects can be expected. By inclining the second slide groove, the width of the second link on the lower side is wider than that of the second slide groove, and the width on the upper side is narrower. Thus, the strength of the lower portion of the second link to which a large force is applied through the first link can be increased without changing the size of the second link. As a result, it is possible to make the second link compact, to reduce the weight and suppress vibration.
[0039]
In the invention described in claim 11, in the invention described in any one of claims 4 to 10, the second slide groove has at least one of a curved portion and a bent portion.
[0040]
According to the above configuration, the position where the crank pin and the second slide groove (second link) come into contact with the rotation of the crank member is such that the second slide groove is formed on a line passing through the output shaft and the crank pin. different. Accordingly, the swing characteristics such as the swing speed of the second link are different from those in the case where the second slide groove is formed on a line passing through the output shaft and the crankpin. In other words, by setting at least one of the curved portion and the bent portion in the second slide groove, it is possible to appropriately set the rocking characteristic, similarly to the tenth aspect of the present invention.
[0041]
According to a twelfth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the fourth to eleventh aspects, the other end of the first link is connected to the crankpin, and the piston has a top dead center. A swing regulating means for regulating upward swing of the second link when moved to a position immediately before; and an eccentric shaft provided between the other end of the first link and the crankpin. And
[0042]
According to the above configuration, when the piston moves to a position immediately before the top dead center, the upward swing of the second link is regulated by the swing regulating means. On the other hand, the crank member tries to keep rotating by inertia, and the crank pin approaches the wall surface of the second slide groove. After that, the crank member continues to rotate, but in a situation where the swing of the second link is restricted, the movement of the crankpin is restricted. In this case, the eccentric shaft rotates to enable rotation of the crank member. Then, with the rotation of the eccentric shaft, the rotation center of the eccentric shaft moves upward from the rotation center before the eccentric shaft rotation. With this movement, the first link is pushed up more than usual (when there is no regulation by the swing regulation means). As a result, the position of the piston at the top dead center increases and the compression ratio increases as compared with the case where there is no regulation by the swing regulation means.
[0043]
According to a thirteenth aspect of the present invention, in addition to the twelfth aspect, a swing regulation position changing unit for changing a swing regulation position by the swing regulation unit is provided.
[0044]
According to the above configuration, by changing the swing restriction position of the second link by the swing restriction position changing unit, the inclination angle of the second link at the time of the restriction can be changed. Accordingly, the compression ratio can be adjusted by changing the position of the top dead center of the piston.
[0045]
In the invention according to claim 14, in the invention according to any of claims 4 to 8, 10, 11, and 13, the other end of the first link is different from the crankpin of the second link. And are connected by a shaft.
[0046]
Here, when the other end of the first link is connected to the crankpin, the inertia force of the piston and the first link acts on the crankpin in addition to the inertia force accompanying the rotation of the crank member. Generally, the inertial force is proportional to the square of the speed, so that the inertial force is particularly large in a high rotation speed region of the internal combustion engine. Then, as the inertia force increases, the crankpin moves while being pressed against the second slide groove by a large force, so that friction loss increases and the torque amplification effect may be impaired.
[0047]
On the other hand, in the invention described in claim 14, the other end of the first link is connected to a portion of the second link different from the crankpin. For this reason, the inertia force of the piston and the first link does not directly act on the crankpin. Only the inertial force of the crank member acts on the crankpin, and the pressing force of the crankpin on the second slide groove decreases. As a result, friction loss that occurs when the crank pin moves through the second slide groove can be suppressed, and the torque amplifying effect can be effectively exhibited up to the high rotation speed region of the internal combustion engine.
[0048]
According to a fifteenth aspect of the present invention, in the invention according to any of the second to fourteenth aspects, there is further provided a first support position changing means for changing a support position of the crank member with respect to the engine body. I do.
[0049]
According to the above configuration, for example, when the support position of the crank member with respect to the engine body is displaced in the reciprocating direction of the piston, the swing angle range of the second link shifts in the same direction. Accordingly, the moving range of the first link and the reciprocating range of the piston are both shifted in the same direction. As a result, the position of the top dead center of the piston changes, and the compression ratio changes.
[0050]
Further, when the support position of the crank member with respect to the engine body is displaced in a direction orthogonal to the reciprocating direction of the piston, for example, in a direction away from the output shaft, the swing angle range of the second link is narrowed. Therefore, the stroke of the piston is shortened and the displacement is reduced. Conversely, when the support position of the crank member is displaced toward the output shaft, the swing angle range of the second link is expanded. Therefore, the stroke of the piston becomes longer and the displacement increases.
[0051]
When the crank member is displaced in a direction obliquely intersecting the reciprocating direction of the piston, both the compression ratio and the displacement change at the same time.
Therefore, at least one of the compression ratio and the displacement can be adjusted by changing the support position of the crank member by the first support position changing means.
[0052]
According to a sixteenth aspect of the present invention, in any one of the first to fifteenth aspects, there is further provided a second support position changing means for changing a support position of the first link with respect to the second link. Shall be.
[0053]
According to the above configuration, when the support position of the first link with respect to the second link is displaced, for example, in the reciprocating direction of the piston, the moving range of the first link and the reciprocating range of the piston are shifted in the same direction. As a result, the position of the top dead center of the piston changes, and the compression ratio changes.
[0054]
Further, when the support position of the first link with respect to the second link is displaced in a direction perpendicular to the reciprocating direction of the piston, for example, in a direction away from the output shaft, the amount of movement of the first link and the stroke of the piston are increased, and exhaust is performed. The amount increases. Conversely, when the support position of the first link with respect to the second link is displaced toward the side closer to the output shaft, the displacement of the first link and the stroke of the piston are both reduced, and the displacement is reduced.
[0055]
Note that when the support position of the first link with respect to the second link is displaced in a direction obliquely intersecting the reciprocating direction of the piston, both the compression ratio and the displacement change at the same time.
[0056]
Therefore, by changing the support position of the first link by the second support position changing means, it is possible to adjust at least one of the compression ratio and the displacement.
According to a seventeenth aspect of the present invention, in any one of the first to sixteenth aspects, a third support position changing unit for changing a support position of the second link with respect to the output shaft is further provided. And
[0057]
According to the above configuration, when the support position of the second link with respect to the output shaft is displaced, for example, in the reciprocating direction of the piston, the moving range of the first link and the reciprocating range of the piston are shifted in the same direction. As a result, the position of the top dead center of the piston changes, and the compression ratio changes.
[0058]
Further, when the support position of the second link with respect to the output shaft is displaced in a direction orthogonal to the reciprocating direction of the piston, for example, in a direction in which the interval between the output shaft and the crankpin is reduced, the movement amount of the first link and the piston The stroke increases and the displacement increases. When the support position is displaced in the opposite direction, the displacement of the first link and the stroke of the piston are both reduced, and the displacement is reduced.
[0059]
When the support position of the second link with respect to the output shaft is displaced in a direction obliquely intersecting the reciprocating direction of the piston, both the compression ratio and the displacement change at the same time.
[0060]
Therefore, at least one of the compression ratio and the displacement can be adjusted by changing the support position of the second link with respect to the output shaft by the third support position changing means.
[0061]
In the invention according to claim 18, in the invention according to any one of claims 4 to 17, the second link is rotatably supported by the link body and the link body, and includes the second slide groove. And a rotation body that rotates the rotation body to change an inclination angle of the second slide groove with respect to the link body.
[0062]
According to the above configuration, when the position and the direction (inclination) of the second slide groove in the second link are changed, the swing angle of the second link changes, and the top dead center position of the piston changes. Accordingly, the stroke of the piston changes, and the compression ratio and the displacement change. For example, as the inclination angle of the second slide groove increases, the swing angle of the second link increases, the stroke of the piston increases, and the top dead center position increases. As a result, both the compression ratio and the displacement increase.
[0063]
Therefore, the compression ratio and the displacement can be adjusted by rotating the rotating body by the angle changing means and changing the inclination angle and the position of the second slide groove with respect to the link body.
[0064]
In the invention according to claim 19, in the invention according to any one of claims 4 to 18, the crank member further includes interval changing means for changing an interval between a rotation center of the crank member and the crank pin. .
[0065]
According to the above configuration, when the distance between the center of rotation of the crank member and the crankpin, that is, the amount of eccentricity of the crankpin changes, the swing angle of the second link changes, and the top dead center position of the piston changes. Accordingly, the top dead center position and the stroke of the piston change, and the compression ratio and the displacement change. For example, when the interval is increased and the crank pin is moved away from the center of rotation, the top dead center position of the piston is increased, the stroke is increased, and both the compression ratio and the displacement are increased. Conversely, when the interval is reduced and the crank pin is moved closer to the center of rotation, the position of the top dead center of the piston is reduced, the stroke is reduced, and both the compression ratio and the displacement are reduced.
[0066]
Therefore, the compression ratio and the displacement can be adjusted by changing the rotation center of the crank member and the distance between the crank pins by the distance changing means.
According to a twentieth aspect of the present invention, in the invention according to any one of the second to nineteenth aspects, a rotational force in a direction opposite to a swing direction of the second link is applied to the crank member when the engine is started. It is provided with a rotation imparting means.
[0067]
Here, in order to further enhance the torque amplification effect, it is important to lock the transmission direction restricting portion as quickly as possible during the expansion stroke of the internal combustion engine and transmit a high combustion pressure near the top dead center to the output shaft. For that purpose, it is required that the swing acceleration of the second link be increased so that the swing speed of the second link can quickly catch up with the rotation speed of the output shaft. At this time, the inertial force of the movable part (crank member) prevents the swing acceleration of the second link from increasing. Therefore, the point is how to reduce the inertial force of the crank member.
[0068]
When the second link is swung by a predetermined angle immediately after the top dead center, the rotation angle of the crank member is preferably such that the crank member is rotated in the opposite direction, rather than in the same direction as the swing direction of the second link. Small enough. In other words, when the crank member is rotated in the opposite direction, the angular acceleration is smaller and the inertial force is smaller.
[0069]
However, when starting the internal combustion engine, the crank member does not always rotate in a fixed direction (the direction opposite to the swing direction of the second link). Generally, when the internal combustion engine is started with the piston at the top dead center, the angle formed between the straight line connecting the center of rotation of the crank member and the center of the crankpin and the vertical line passing through the center of rotation The direction of rotation of the crank member is determined. In other words, the rotational direction is determined by the positional relationship between the vertical line and the crankpin. Then, once the crank member starts rotating, it continues to rotate in that direction.
[0070]
In this regard, in the invention according to the twentieth aspect, at the time of starting the engine in which the stopped crank member starts rotating, the rotation imparting means rotates the crank member in the direction opposite to the swing direction of the second link with respect to the crank member. Power is applied. With this provision, the crank member starts rotating in the direction opposite to the swing direction of the second link. During operation of the internal combustion engine, the crank member continues to rotate in the same direction as described above. Therefore, the angular acceleration of the crank member can be reduced immediately after the top dead center where the combustion pressure is the highest, the inertia force can be reduced, and a large angular acceleration can be generated in the second link. Accordingly, the swing speed of the second link can quickly catch up with the rotation speed of the output shaft, and the transmission direction restricting portion can be quickly locked. As a result, a large combustion pressure near the top dead center is transmitted to the output shaft, so that the torque amplification effect can be improved.
[0071]
According to a twenty-first aspect of the present invention, in the first aspect of the present invention, the first gear further meshed with the first gear provided on the output shaft so as to be integrally rotatable. A second gear rotatably provided on the crank member in a state in which the crank member and the second gear are interposed between the crank member and the second gear, and transmitting the rotation between the crank member and the second gear to the crank member. And a second transmission direction restricting portion that restricts the rotation transmitted from the second gear to the crank member when the rotation speed of the second gear is on the negative side.
[0072]
According to the above configuration, when the piston descends due to the combustion pressure, the second link swings downward around the output shaft, and the crank member rotates in a predetermined direction about the rotation center. At this time, part of the energy associated with the combustion is stored in the crank member. The crank member continues to rotate due to inertia even after the piston reaches the bottom dead center. Then, the rotation of the crank member causes the second link to swing upward with the output shaft as a fulcrum, and the piston rises. That is, the piston lowered by the combustion pressure rises by the rotation of the crank member.
[0073]
By the way, when the piston descends due to the combustion pressure, the rotation speed of the output shaft is basically lower than the rotation speed of the crank member. This is because the output shaft only rotates a predetermined angle in one direction due to the swing of the second link, but does not make one rotation, while the crank member makes one rotation during the reciprocation of the piston. The same applies to the first gear and the second gear. The rotation speed of the crank member is higher than the rotation speed of the second gear. Therefore, the second transmission direction restricting portion is disengaged, and rotation is not transmitted between the crank member and the second gear. Therefore, assuming that the second transmission direction restricting portion is engaged, the rotation of the output shaft is transmitted to the crank member, which may hinder the original rotation of the crank member due to the swing of the second link. However, the invention according to claim 21 does not have such a problem.
[0074]
On the other hand, as described above, when the piston is raised, the crank member continues to rotate by consuming the energy stored when the piston is lowered for driving (raising) the piston. For this reason, the rotation speed of the crank member gradually decreases. When the rotation speed of the crank member with respect to the second gear becomes negative due to this decrease, the second transmission direction restricting portion is engaged, and the rotation of the second gear is transmitted to the crank member through the second transmission direction restricting portion. You. By this transmission, the crank member receives the supply of energy from the output shaft, so that the crank member continues to rotate, and the piston rises.
[0075]
Further, since the rotation is continued as described above, the crank member only needs to have a size capable of securing the necessary minimum strength, and the inertial mass can be reduced. Therefore, the energy stored in the crank member when the piston descends is smaller than that in the case where energy is not supplied from the output shaft to the crank member, and it is possible to finally extract more energy from the output shaft by that much. .
[0076]
In the invention according to claim 22, in the invention according to claim 21, the transmission direction restricting portion is in an engaged state when the rotation speed of the second link with respect to the output shaft is about to be positive. An expansion stroke detecting means for transmitting the swing of the second link to the output shaft, and detecting that a combustion cycle of the engine body is an expansion stroke; and wherein the piston is located at a top dead center. And a motor that rotationally drives the crank member, wherein the crank member has a top dead center in an expansion stroke by the expansion stroke detection unit and the top dead center detection unit. Is driven to rotate by the motor in response to the detection of.
[0077]
Here, when the piston is located at the top dead center during the transition from the compression stroke to the expansion stroke in the combustion cycle, the swing direction of the second link is switched, and the swing speed is reduced. Then, when the swing (rotation) speed of the second link with respect to the output shaft is on the negative side, the transmission direction restricting portion is disengaged (free), and the swing of the second link is not transmitted to the output shaft. On the other hand, the piston 13 receives a pressing force due to the combustion pressure, and the pressing force becomes maximum immediately after combustion, that is, when the piston is located at the top dead center.
[0078]
In this regard, in the invention according to claim 22, the expansion stroke detection means detects that the combustion cycle is the expansion stroke, and the top dead center detection means detects that the piston is located at the top dead center. Then, the crank member is driven by the motor. With this drive, the crank member rotates, and the second link swings. In this way, by assisting the rotation of the crank member by the motor, the second link is swung at a high speed from an early stage immediately after the top dead center so that the rotation speed of the second link with respect to the output shaft becomes positive. Can be moved. As a result, the timing at which the swing of the second link is transmitted to the output shaft through the transmission direction restricting portion is advanced, and the energy accompanying combustion can be effectively transmitted to the output shaft.
[0079]
According to a twenty-third aspect of the present invention, in the second aspect of the present invention, further, an engagement state for detecting that the transmission direction restricting portion is in the engagement state during the rotation of the crank member by the motor. Detecting means is provided, and rotation driving of the crank member by the motor is stopped in response to detection of the engaged state of the transmission direction restricting portion by the engaged state detecting means.
[0080]
According to the above configuration, the transmission direction restricting portion is brought into the engaged state with the rotation driving of the crank member by the motor, and when the engagement state detecting means detects that, the rotation driving by the motor is stopped. Even when the motor is stopped, the piston is subjected to a pressing force associated with combustion during the expansion stroke, so that the engagement of the transmission direction restricting portion is maintained. Accordingly, it is possible to minimize the energy such as the electric power consumed by the motor for assisting the rotation of the crank member while maintaining the engagement state of the transmission direction restraining portion advanced in the invention according to claim 22. Becomes possible.
[0081]
According to a twenty-fourth aspect, in the twenty-third aspect, the engagement state detecting means detects a rotation speed of the second link about the output shaft as a fulcrum and rotates the output shaft. It is assumed that a speed is detected and an engagement state of the transmission direction restricting portion is detected based on a comparison result between the two rotation speeds.
[0082]
According to the above configuration, the engagement state detection means detects the rotation speed of the output shaft of the second link as a fulcrum (the swing speed of the second link) and the rotation speed of the output shaft. Then, the engagement state of the transmission direction restricting portion is detected based on the result of comparing the two rotational speeds. For example, as a result of the comparison, the engagement state is detected when the rotation speed of the second link is equal to the rotation speed of the output shaft. Since the engagement state of the transmission direction restricting portion is detected in this manner, the effect of the invention described in claim 23 can be ensured.
[0083]
In the invention according to claim 25, in the invention according to any one of claims 21 to 24, further, a compression stroke detection means for detecting that a combustion cycle of the engine body is a compression stroke; A rotationally driven motor, wherein the crank member is rotationally driven by the motor in response to detection of a compression stroke by the compression stroke detection means.
[0084]
Here, when the combustion cycle shifts from the compression stroke to the expansion stroke, the speed of the reciprocating linear motion of the piston switches from deceleration to acceleration. Due to this rapid change in speed, the piston swings and may hit the wall surface of the cylinder strongly, generating a tapping sound or damaging the cylinder.
[0085]
In this regard, in the invention according to claim 25, when the compression stroke of the combustion cycle is detected by the compression stroke detection means, the crank member is rotationally driven by the motor in accordance with the detection. With this drive, the crank member is rotated, the second link swings, and the piston is raised. The ascending speed of the piston in the compression stroke is increased, and the speed change from the descending speed of the piston in the subsequent expansion stroke is reduced. As described above, by assisting the rotation of the crank member by the motor during the compression stroke, a sudden change in the speed of the piston during the compression stroke and the expansion stroke can be suppressed. As a result, it is possible to suppress the hitting sound due to the vibration of the piston and the damage to the cylinder.
[0086]
In the invention according to claim 26, in the invention according to any one of claims 21 to 24, a third link rotatably connected to the output shaft and the crank member, and a fulcrum supporting the output shaft. Rotating means for rotating the third link by a predetermined angle.
[0087]
According to the above configuration, when the third link is rotated by a predetermined angle around the output shaft by the rotating means, the position of the crank member is changed accordingly. With this change, the swing range of the second link and the movable range of the first link change. Thus, it is possible to change the compression ratio by changing the position of the top dead center of the piston.
[0088]
In the invention according to claim 27, in the invention according to claim 26, the engine body is provided with a plurality of sets of the cylinder and the piston having a common shaft as the output shaft. Each set of the pistons includes the first to third links, the crank member, the swing transmission section, the transmission direction restriction section, the second transmission direction restriction section, and the first and second gears. A third gear provided rotatably with the crank member, and a fourth gear rotatably supported by the third link in a state in which the third gear is meshed with the third gear. A common fourth link is rotatably supported by all of the third links of the set, and each of the fourth gears is provided so as to be integrally rotatable with the fourth link.
[0089]
According to the above configuration, the crank members of each set are interconnected via the third link, the third gear, the fourth gear, and the fourth link. By this connection, the relationship between the rotation phase of a predetermined crank member and the rotation phase of another crank member is always kept constant. The same applies to the second link, the first link, the piston, and the like. For this reason, the change of the combustion cycle of each set can be synchronized.
[0090]
Further, when the predetermined third link is rotated by a predetermined angle about the output shaft by the rotating means, the rotation is transmitted to the other third links via the fourth link. By this transmission, all the third links are simultaneously rotated by the same angle, and the positions of all the crank members are simultaneously changed. Therefore, the effect of the invention described in claim 26 can be obtained for all sets of pistons.
[0091]
Further, by changing the ratio of the number of teeth of the fourth gear to the number of teeth of the third gear, it is possible to arbitrarily set the relationship between the rotation speed of the fourth link and the rotation speed of the crank member. With this setting, it is possible to cause the fourth link to function as a balancer for reducing vibration generated during operation of the internal combustion engine.
[0092]
In the invention according to claim 28, in the invention according to any one of claims 1 to 27, the piston, the first link, the second link, and the lifting mechanism are configured to swing the second link. Operating stop means for stopping operation of at least one component of the swinging mechanism when combustion in the cylinder is stopped, and provided on the output shaft so as to be integrally rotatable. And a rotating body.
[0093]
According to the above configuration, when the combustion in the cylinder is stopped, at least one operation of the constituent members (piston, first link, second link, lifting mechanism) of the swing mechanism of the second link is performed by the operation stopping means. Stopped. Since these components are interconnected, when stopped as described above, the stop extends to other components, and as a result, the operation of all components of the swing mechanism stops. On the other hand, the swing of the second link transmitted to the output shaft is restricted in one direction by the transmission direction restricting portion. Therefore, if the restrained direction is opposite to the rotation direction of the output shaft, the output shaft continues to rotate due to the inertial mass of the rotating body even if the swing of the second link is stopped as described above. Therefore, for example, when the combustion of the air-fuel mixture is stopped for deceleration, the operation of each component of the swing mechanism can be stopped without stopping the rotation of the output shaft. As a result, useless relative movement in the bearings, sliding parts, and the like is eliminated, and as a result, energy loss due to the continued operation of the swing mechanism can be reduced.
[0094]
In the invention according to claim 29, in the invention according to claim 28, in the internal combustion engine, the operation of the engine main body is stopped in response to establishment of an automatic stop condition, and the stopped operation is performed under an automatic start condition. It is assumed that the processing is restarted in response to the establishment.
[0095]
According to the above configuration, when the automatic stop condition is satisfied during the operation of the internal combustion engine, the operation of the engine body is automatically stopped. Further, when the automatic start condition is satisfied during the automatic stop, the operation of the engine body is automatically restarted (started).
[0096]
By the way, if the output shaft stops rotating due to the automatic stop, the kinetic energy stored in the rotating body or the like is discarded without being used. However, in the invention of the twenty-ninth aspect, similarly to the invention of the twenty-eighth aspect, the rotating body continues to rotate by the inertial mass even when the engine body is automatically stopped. For this reason, it is possible to effectively use the energy that has been discarded as described above as power. For example, at the time of automatic start, inertia torque from the rotating body is applied to power transmitted to the output shaft through the piston, the first link, the second link, the lifting mechanism, the swing transmission unit, the transmission direction restriction unit, and the like. As a result, when the internal combustion engine is mounted on the vehicle, the acceleration performance at the time of starting can be improved and a smooth start can be realized.
[0097]
According to a thirtieth aspect, in the thirty-eighth or twenty-ninth aspect, further, an aspect in which power is transmitted from the output shaft to at least one component member of the swing mechanism, and the power transmission is shut off And a power transmission intermittent means for selectively adopting the aspect.
[0098]
According to the above configuration, when the combustion in the cylinder is stopped, the operation of each component of the swing mechanism is temporarily stopped by the operation stopping means. However, the output shaft continues to rotate due to the inertial mass of the rotating body.
[0099]
On the other hand, in a state where the operation stop by the operation stop means is completed and the operation of each component of the swing mechanism is enabled, the rotation of the output shaft is transmitted to at least one component of the swing mechanism by the power transmission interrupting means. When transmitted, the transmission extends to other components. The second link is swung upward with the output shaft as a fulcrum, and the swing is transmitted to the piston via the first link.
[0100]
Therefore, for example, when the combustion is stopped for the purpose of automatic stop as in the invention according to claim 29, the engine is generally started by raising the piston by the power transmission of the power transmission intermittent means. It is possible to automatically start the engine body without using a starter (starting device) mounted on the engine.
[0101]
Further, when the combustion stop is performed, for example, for the purpose of deceleration, if the piston is raised by the power transmission of the power transmission intermittent means, the piston can be forcibly reciprocated, thereby causing a pumping loss, Friction loss occurs, and so-called engine braking is applied. For this reason, the reliability of braking can be improved.
[0102]
In the invention according to claim 31, in the invention according to claim 30, the lifting mechanism includes a crank member rotatably supported by the engine body, and the power transmission intermittent means is rotatably supported. Roller, a contact position where the roller contacts the outer peripheral surfaces of the output shaft and the crank member, and a separation position where the roller is separated from at least one outer peripheral surface of the output shaft and the crank member. And a moving actuator.
[0103]
According to the above configuration, when the actuator operates, the roller is moved between the contact position and the separation position. At the contact position, the roller contacts the outer peripheral surface of the output shaft and the outer peripheral surface of the crank member, and rotation of the output shaft is transmitted to the swing mechanism through the roller and the crank member. At the separated position, the roller is separated from the outer peripheral surface of at least one of the output shaft and the crank member, and power transmission from the output shaft to the swing mechanism is shut off. Thus, the power transmission intermittent means can be realized with a simple configuration in which the actuator is drive-coupled to the roller.
[0104]
According to a thirty-second aspect of the present invention, in any one of the twenty-eighth to thirty-first aspects, an input shaft of a transmission combined with the internal combustion engine is constituted by the output shaft.
[0105]
According to the above configuration, the swing transmitted from the second link to the output shaft is restricted in one direction by the transmission direction restricting portion. Swing of the second link in the opposite direction is not transmitted to the output shaft. The operation of the transmission direction restricting portion is equivalent to the operation of a drive system clutch that transmits the power of the internal combustion engine to the input shaft of the transmission or cuts off the transmission. Accordingly, by making the output shaft also serve as the input shaft of the transmission, it is possible to omit the drive system clutch normally disposed between the output shaft and the input shaft, thereby simplifying the configuration and correspondingly. The weight can be reduced.
[0106]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
(1st Embodiment)
Hereinafter, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS.
[0107]
As shown in FIGS. 1 and 2, an engine body 11 of an internal combustion engine has a cylinder (cylinder) 12, and a piston 13 is accommodated in the cylinder 12 so as to be able to reciprocate up and down linearly. Above the piston 13 in the cylinder 12, a combustion chamber 14 for burning a mixture of fuel and air is provided. The piston 13 descends by receiving a pressure (combustion pressure) generated by the combustion in the combustion chamber 14. An output shaft 15 is rotatably supported by a bearing 16 at a position below the cylinder 12 of the engine body 11 and far away from the center line CL of the cylinder 12. In the internal combustion engine, a movement direction conversion structure 17 that converts the reciprocating linear movement of the piston 13 into the rotation movement of the output shaft 15 is employed.
[0108]
The movement direction conversion structure 17 includes a crank member 18, a first link 22, a second link 25, a swing transmission section, and a transmission direction restriction section. The crank member 18 is rotatably supported by the engine body 11 by bearings 19 below the piston 13. Here, the rotation center C1 of the crank member 18 may be located on the center line CL of the cylinder 12 as shown in FIG. 1, or at a position distant from the center line CL as shown in FIG. May be located. The crank member 18 has a crank pin 21 at a position eccentric from the rotation center C1. The crank pin 21 revolves around the rotation center C1 as the crank member 18 rotates.
[0109]
The first link 22 corresponds to what is generally called a connecting rod. One end (upper end) of the first link 22 is connected to the piston 13 by a pin 23. The other end (lower end) of the first link 22 is connected to the crankpin 21 via a bearing 24.
[0110]
The second link 25 is connected to the output shaft 15 and the first link 22 so that power can be transmitted. Specifically, a first slide groove 26 formed of a long hole is formed on the output shaft 15 side (left side in FIG. 1) of the second link 25, and the output shaft 15 is inserted through the first slide groove 26. . The entirety of the first slide groove 26 coincides with a line passing through the center of the output shaft 15 and the center of the crankpin 21. An end of the second link 25 on the opposite side of the first slide groove 26 is rotatably connected to the crankpin 21 by a bearing 24. As described above, in the first embodiment, both the second link 25 and the first link 22 are connected to the crankpin 21 so that power can be transmitted from the second link 25 to the first link 22 via the crankpin 21. Connected.
[0111]
The second link 25 is formed to be longer than twice the distance d1 between the rotation center C1 of the crank member 18 and the crankpin 21 (same as the stroke of the piston 13). Therefore, when the crank member 18 rotates with the reciprocating linear motion of the piston 13, the second link 25 swings up and down with the output shaft 15 as a fulcrum.
[0112]
The reason why the first slide groove 26 is formed in the second link 25 is to absorb a change in the distance d2 between the output shaft 15 and the crankpin 21 due to the rotation of the crank member 18.
[0113]
The swing transmission section is for transmitting the swing of the second link 25 to the output shaft 15, and is constituted by a slide plate 27 provided outside the output shaft 15. The slide plate 27 slides along the first slide groove 26, but is required not to rotate with respect to the second link 25. Therefore, in the first embodiment, the slide plate 27 is formed in a non-circular shape.
[0114]
The transmission direction restricting portion restricts the swing of the second link 25 transmitted to the output shaft 15 by the slide plate 27 in one direction. In other words, the transmission direction restricting portion is for transmitting only the swing of the second link 25 in one direction (for example, downward) to the output shaft 15. The transmission direction restricting portion is not particularly limited as long as it exhibits such a function. In the first embodiment, the one-way clutch 28 is used as the transmission direction restricting portion. As the one-way clutch 28, for example, a general one called a sprag type, a roller type, or an engagement type can be used. In either type, the one-way clutch 28 includes an inner race, an outer race, and an engagement member. The inner race is fixed to the output shaft 15, and the outer race is fixed to the slide plate 27.
[0115]
The engagement member is disposed between the outer race and the inner race. The engagement member meshes with the inner race and the outer race only when the second link 25 swings downward and the swing (rotation) speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 tends to be the positive side. As a result, the lock state is established, and downward swinging (clockwise rotation) is transmitted from the second link 25 to the output shaft 15. Further, when the engagement member is different from the above, for example, when the second link 25 swings upward, the engagement member does not mesh with the inner race and the outer race and becomes free, and the swing of the second link 25 is output to the output shaft 15. Do not communicate to
[0116]
The movement direction conversion structure 17 is configured as described above. In the movement direction converting structure 17, a mechanism (elevating mechanism) for elevating the piston 13 lowered by the combustion pressure is required. In the first embodiment, the crank member 18 functions as this raising mechanism. That is, the crank member 18 rotates as the piston 13 descends, but continues to rotate due to the inertial force even after the piston 13 reaches the vicinity of the bottom dead center. Due to the revolution of the crankpin 21 accompanying this rotation, the second link 25 is swung upward with the output shaft 15 as a fulcrum. In addition, the revolution of the crank pin 21 is transmitted to the piston 13 via the first link 22, and the piston 13 is pushed up.
[0117]
According to the movement direction converting structure 17, when the piston 13 descends due to the combustion pressure generated by the combustion of the air-fuel mixture, the descending is transmitted to the second link 25 via the first link 22 and the second link 25. Swing downward about the output shaft 15 as a fulcrum. With this swing, the crank member 18 rotates in a predetermined direction, and the crank pin 21 revolves around the rotation center C1. When the piston 13 reaches the vicinity of the bottom dead center, the crankpin 21 of the crank member 18 is located below the rotation center C1. Even after the piston 13 reaches the bottom dead center, the crank member 18 tries to keep rotating by inertia. This rotation is transmitted to the second link 25 via the crank pin 21, and the second link 25 swings upward with the output shaft 15 as a fulcrum. Thus, the second link 25 swings upward with the output shaft 15 as a fulcrum by receiving a force from the lifting mechanism (crank member 18). This swing is transmitted to the piston 13 via the first link 22, and the piston 13 moves up. In this way, the piston 13 that has fallen due to the combustion pressure rises due to the rotation of the crankpin 21. Accordingly, the piston 13 continuously performs a reciprocating linear motion, and the second link 25 continuously swings up and down.
[0118]
The swing of the second link 25 is transmitted to the output shaft 15 via the slide plate 27. However, in the transmission process, the swing of the second link 25 transmitted to the output shaft 15 is restricted in one direction by the one-way clutch 28. That is, when the second link 25 is swung downward and the swing (rotation) speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 is about to be positive, the output shaft 15 is integrated with the second link 25. And rotate. Accordingly, the output shaft 15 rotates in one direction (clockwise) by a predetermined angle (less than 360 degrees) while the piston 13 makes one reciprocation. Thus, the combustion pressure accompanying the combustion is extracted as the rotational force (torque) of the output shaft 15. This torque is generally represented by the product of the force (in this case, the combustion pressure) and the moment arm length MA. The moment arm length MA is the length of the arm orthogonal to the direction of the force input to the output shaft 15.
[0119]
When the crank member 18 rotates, the distance d2 between the center of the crank pin 21 and the center of the output shaft 15 changes according to the phase. At this time, since the crank pin 21 is rotatably connected to the second link 25, the positional relationship between the crank pin 21 and the second link 25 does not change even if the distance d2 changes as described above. On the other hand, since the output shaft 15 is disposed in the first slide groove 26, when the distance d2 changes as described above, the second link 25 determines the positional relationship between the first slide groove 26 and the output shaft 15. It swings around the output shaft 15 while changing it. As described above, the second link 25 slides with respect to the output shaft 15 while swinging, thereby absorbing the change in the distance d2.
[0120]
Here, the two-dot chain line in FIG. 3 indicates a change in the moment arm length with respect to the rotation of the crankshaft when a general crank structure is used (hereinafter, referred to as a comparative example). In a general crank structure, the rotation center of the crankshaft is located on the center line of the cylinder. In this comparative example, the moment arm length becomes minimum ("0") when the piston is located at the top dead center. The moment arm length increases with the rotation of the crankshaft, and becomes maximum when the crankshaft rotates about 90 degrees from the top dead center. As the crankshaft rotates further, the moment arm length turns from increasing to decreasing. Then, the moment arm length decreases as the crankshaft rotates, and reaches a minimum ("0") when the piston reaches the bottom dead center. Therefore, the amount of change in the moment arm length accompanying the rotation of the crankshaft is large.
[0121]
On the other hand, the one-dot chain line in FIG. 3 indicates a change in the moment arm length when the output shaft 15 is disposed at a position separated from the center line CL of the cylinder 12 by a predetermined distance L (hereinafter, referred to as Example 1). And the ratio when the maximum value of the moment arm length in the comparative example is set to “1.0”. Here, the predetermined distance L is set to be the same as the interval between the center of rotation of the crankshaft and the crankpin (half the piston stroke) in the comparative example.
[0122]
In the first embodiment, the moment arm length is minimum when the piston 13 is located at the top dead center, but is longer than the moment arm length in the comparative example. The moment arm length increases with the rotation of the output shaft 15, and becomes maximum (similar to the comparative example) when the output shaft 15 rotates 90 degrees. When the output shaft 15 further rotates, the moment arm length changes from increasing to decreasing. The moment arm length decreases with the rotation of the output shaft 15, and becomes minimum when the piston 13 reaches the bottom dead center. The moment arm length at this time is longer than the moment arm length in the comparative example. Therefore, the amount of change in the moment arm length due to the rotation of the output shaft 15 is smaller than that in the comparative example.
[0123]
Further, the torque of the output shaft 15 is represented by the product of the force and the moment arm length as described above. Here, the combustion pressure, that is, the cylinder internal pressure corresponds to the force. The cylinder pressure changes as shown by a broken line in FIG. That is, after the top dead center, the cylinder internal pressure rapidly increases, then rapidly decreases, and thereafter gradually decreases. When the product of the cylinder internal pressure and the moment arm length is calculated, the product changes as the output shaft 15 rotates, as shown in FIG. FIG. 4 shows the ratio when the maximum value of the torque in the comparative example is set to “1.0”.
[0124]
As can be seen from FIG. 4, in the comparative example indicated by the two-dot chain line, the moment arm length becomes “0” at the top dead center where the combustion pressure (cylinder internal pressure) becomes maximum as described above. The torque that can be extracted from the motor is very small. Moreover, since the moment arm length increases slowly even after the top dead center, the torque also increases slowly.
[0125]
On the other hand, in Example 1 indicated by the dashed line, the moment arm length is already long near the top dead center, and increases after the top dead center. From this, the torque rapidly increases immediately after the top dead center. Moreover, the torque at this time is larger than in the comparative example. According to the calculation, the average torque of the first embodiment increases by about 40% of the average torque of the comparative example.
[0126]
Further, to increase the moment arm length near the top dead center, the distance between the rotation center C1 of the crank member 18 and the rotation center C2 of the output shaft 15, that is, the amount of eccentricity of the output shaft 15 from the crank member 18 is increased. It is effective.
[0127]
The solid line in FIG. 3 indicates a change in the moment arm length when the output shaft 15 is disposed at a position that is twice (2L) the predetermined distance L from the rotation center C1 of the crank member 18 (hereinafter, referred to as a second embodiment). More precisely, the ratio when the maximum value of the moment arm length in the comparative example is set to “1.0” is shown. In the second embodiment, the moment arm length is minimum when the piston 13 is located at the top dead center. However, this minimum value is longer than the minimum value of the first embodiment. The moment arm length increases with the rotation of the output shaft 15, and becomes maximum when the output shaft 15 rotates 90 degrees. However, this maximum value is shorter than both the maximum values of the comparative example and the example 1. When the output shaft 15 further rotates, the moment arm length changes from increasing to decreasing. The moment arm length decreases with the rotation of the output shaft 15 and becomes minimum when the piston 13 reaches the bottom dead center, but is also longer than in the first embodiment. Therefore, the amount of change in the moment arm length due to the rotation of the output shaft 15 is further smaller than in the first embodiment.
[0128]
Further, a solid line in FIG. 4 indicates a change in torque in the second embodiment. As described above, in the second embodiment, the moment arm length near the top dead center is longer than in the first embodiment. From this, the torque increases more rapidly than in the first embodiment immediately after the top dead center. Moreover, the torque at this time is larger than that in the first embodiment. As described above, in the second embodiment in which the amount of eccentricity d3 is increased, the combustion pressure can be more effectively extracted from the output shaft 15 as a torque near the top dead center where the combustion pressure becomes maximum. According to the calculation, the average torque of the second embodiment increases by about 50% of the average torque of the comparative example.
[0129]
According to the first embodiment, the following effects can be obtained.
(1) The output shaft 15 is disposed at a position away from the center line CL of the cylinder 12. For this reason, when the piston 13 is located near the top dead center, the axis of the second link 25 intersects the center line CL of the cylinder 12. Therefore, a long moment arm length MA can be secured immediately after the top dead center.
[0130]
(2) As related to the above (1), since the moment arm length MA is already sufficiently long at the top dead center, the combustion pressure is effectively transmitted from the output shaft 15 as torque near the top dead center where the combustion pressure becomes maximum. Can be taken out.
[0131]
(3) An output shaft 15 is newly provided without using a general crankshaft as an output shaft. In addition, the second link 25 connected to the output shaft 15 is swung, not rotated. Therefore, the eccentric amount d3 of the output shaft 15 can be set to be large. Actually, there is no restriction on the direction of increasing the eccentricity d3 as long as the movement direction conversion structure 17 can be mounted on the engine body 11. As the eccentric amount d3 increases, the torque of the output shaft 15 can be increased by increasing the moment arm length, that is, the combustion pressure can be effectively extracted as torque.
[0132]
(4) For the rotation of the output shaft 15, the second link 25 is swung instead of rotating. For this reason, even if the eccentric amount d3 is set to be large as described above, there is no possibility that the smooth reciprocating motion of the piston 13 is impaired unlike in Patent Document 1. Unlike Patent Document 1, there is no possibility that the top dead center is generated twice while the piston 13 makes one reciprocation. Furthermore, unlike Patent Literature 2, since a spring mechanism is not used, there is no concern about a problem due to the use of a spring, that is, a problem that an engine rotation speed that effectively operates to avoid resonance is limited.
[0133]
(5) The crank member 18 is rotatably supported by the engine body 11, and the crank pin 21 is rotatably connected to the second link 25. Thus, the lifting mechanism is established with a simple configuration, and the second link 25 that has been swung downward with the lowering of the piston 13 is swung upward, so that the piston 13 can be reliably moved up.
[0134]
(6) The crank pin 21 is rotatably connected to the second link 25, and the output shaft 15 is slidably disposed in the first slide groove 26 of the second link 25. With such a simple structure, the second link 25 slides with respect to the output shaft 15 while oscillating, thereby absorbing the change in the distance d2 due to the rotation of the crank member 18 and securing the output shaft 15 securely. Can be rotated.
[0135]
(7) Regarding the piston 13, the first link 22, the crank member 18, and the relationship among them, the piston, the connecting rod, and the crankshaft in the internal combustion engine having the conventional crank structure can be used as they are.
[0136]
(2nd Embodiment)
Next, a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the second embodiment, means (eccentricity changing means) for changing the eccentricity d3 of the output shaft 15 with respect to the rotation center C1 of the crank member 18 is further provided. As the eccentric amount changing means, for example, a slide mechanism 31 can be used. The slide mechanism 31 includes an actuator such as a motor and a hydraulic cylinder, and the operation of the actuator allows the crank member 18 to approach and separate from the output shaft 15.
[0137]
Configurations other than those described above are the same as in the first embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
In the second embodiment having the above configuration, when the slide mechanism 31 is operated, the crank member 18 is moved closer to or away from the output shaft 15 and the eccentricity d3 changes.
[0138]
Here, the relationship between the rotation speed of the crank member 18 and the rotation speed of the output shaft 15, for example, the ratio between the two rotation speeds (reduction ratio, reduction ratio) is determined by the swing angle of the second link 25. The swing angle can be adjusted to an arbitrary angle by changing the eccentric amount d3 of the output shaft 15 with respect to the rotation center C1 of the crank member 18.
[0139]
FIG. 6 shows the relationship between the amount of eccentricity d3 and the swing angle, and the relationship between the amount of eccentricity and the deceleration rate. As is apparent from FIG. 6, as the eccentricity d3 is increased by the slide mechanism 31, the swing angle of the second link 25 decreases. Accordingly, the rotation angle of the output shaft 15 decreases, and the reduction ratio (reduction ratio) increases.
[0140]
According to the second embodiment, the following effects are obtained in addition to (1) to (7) described above.
(8) A slide mechanism 31 for changing the position of the crank member 18 in the engine body 11 is provided. Therefore, by moving the crank member 18 by the slide mechanism 31, the eccentricity d3 can be changed, the swing angle and the reduction ratio can be adjusted, and the movement direction conversion structure 17 can function as a speed reducer.
[0141]
Further, as already described in the first embodiment, the moment arm length MA increases as the amount of eccentricity d3 increases. In addition, the amount of change in the moment arm length MA with respect to the rotation angle of the crank member 18 is reduced (see the above-described first and second embodiments in FIG. 3). For this reason, a high combustion pressure near the top dead center can be efficiently converted into torque, and a large torque can be extracted from the output shaft 15. Therefore, the movement direction conversion structure 17 of the second embodiment is suitable when a large torque is required and deceleration is required.
[0142]
(Third embodiment)
Next, a third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the third embodiment, the output shaft 15 is rotatably connected to the second link 25, and the crankpin 21 is slidably disposed in the second slide groove 35 formed in the second link 25. That is, the members of the output shaft 15 and the crank pin 21 that are rotatably connected to the second link 25 and the members that are slidably connected are reversed in the first embodiment and the third embodiment. Has become.
[0143]
In the third embodiment, the outer race of the one-way clutch 28 is fixed to the second link 25, and the inner race is fixed to the output shaft 15. Therefore, the outer race not only functions as a transmission direction restricting portion, but also functions as a swing transmission portion that transmits the swing of the second link 25 to the output shaft 15. Further, the entirety of the second slide groove 35 matches the line L1 passing through the output shaft 15 and the crankpin 21.
[0144]
Configurations other than those described above are the same as in the first embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the first embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
In the third embodiment having the above configuration, the output shaft 15 is rotatably connected to the second link 25, so that the distance d2 between the output shaft 15 and the crankpin 21 changes as the crank member 18 rotates. Also, the positional relationship between the output shaft 15 and the second link 25 does not change. On the other hand, since the crank pin 21 is disposed in the second slide groove 35, when the distance d2 changes with the rotation of the crank member 18, the second link 25 is connected to the crank pin 21 of the second slide groove 35. Swing while changing the positional relationship.
[0145]
According to the third embodiment, in addition to the above (1) to (5) and (7), the following effects can be obtained.
(9) The output shaft 15 is rotatably connected to the second link 25, and the crank pin 21 is slidably disposed in the second slide groove 35 of the second link 25. With such a simple structure, by sliding the second link 25 with respect to the crankpin 21 while oscillating the second link 25, the output shaft 15 can be securely connected while absorbing a change in the distance d2 due to the rotation of the crank member 18. Can be rotated.
[0146]
(10) The output shaft 15 is rotatably connected to the second link 25. Therefore, the swing center of the second link 25 is the same as the rotation center C2 of the output shaft 15. On the other hand, the center of gravity of the second link 25 is always constant. Therefore, the position of the second link 25, which is the root of vibration generation, that is, the relationship (interval) between the swing center (rotation center C2) and the center of gravity is always constant regardless of the swing of the second link 25. . As a result, the vibration generated due to the swing of the second link 25 becomes constant. Therefore, it is possible to relatively easily reduce the vibration by using a balance shaft or the like. In other words, vibration countermeasures become easier.
[0147]
(Fourth embodiment)
Next, a fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the fourth embodiment, the end (the right end in FIG. 8) of the second slide groove 35 opposite to the output shaft 15 is open. With this opening, an opening 41 is formed at the end of the second link 25.
[0148]
Configurations other than those described above are the same as in the third embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the third embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
The reason why the second slide groove 35 is opened is as follows. In a general crank structure, a crankshaft has a complicated shape that is elongated in a cylinder arrangement direction and has a crankpin at a position eccentric from a rotation center. For this reason, when the crankshaft is used as the crank member 18, if the second slide groove 35 is formed of a closed elongated hole instead of an open shape, the following problem may occur.
[0149]
When assembling the second link 25, the second link 25 is put on one end of the crank member 18 so that the crank member 18 enters the second slide groove 35. Then, it is necessary to move the second link 25 to a predetermined position in the longitudinal direction of the crank member 18 while changing the direction according to the shape of the crank member 18. When taking out the second link 25 from the crank member 18 for maintenance, an operation reverse to the above is required. Therefore, the assembling operation and the unloading operation are difficult. Further, in order to avoid interference with the crank member 18 during the movement of the second link 25, it is conceivable to set the width of the second slide groove 35 to be large. Causes an increase in weight and vibration. Therefore, by opening the second slide groove 35, such a problem is solved.
[0150]
That is, by opening the second slide groove 35, the crankpin 21 outside the second link 25 can be inserted into the second slide groove 35 through the opening 41. Similarly, the crankpin 21 in the second slide groove 35 can be taken out of the second link 25 through the opening 41. Therefore, when assembling the second link 25 to the crank member 18, the second link 25 is moved in the radial direction of the crank member so that the crank pin 21 enters the second slide groove 35 from the opening 41. When removing the second link 25, the second link 25 is moved in a direction opposite to that in the case of the assembly.
[0151]
According to the fourth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), and (10) described above.
(11) The end of the second slide groove 35 opposite to the output shaft 15 is open. For this reason, the second link 25 can be attached to or taken out of the crank member 18 by simply performing the simple operation of moving the second link 25 in the radial direction of the crank member 18. The workability and maintainability are improved.
[0152]
Further, since it is not necessary to move the second link 25 in the length direction of the crank member 18, the width of the second slide groove 35 does not need to be set large in consideration of interference with the crank member 18. As a result, it is possible to solve various problems associated with the widening of the second slide groove 35, such as an increase in the size of the second link 25, deterioration in mountability, an increase in weight, an increase in vibration, and the like.
[0153]
(Fifth embodiment)
Next, a fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the fifth embodiment, a shaft 46 is fixed below the cylinder 12 of the engine body 11 at a position far away from the center line CL of the cylinder 12 to the side (see FIG. 10). Two links 25 are rotatably supported. Here, any configuration may be used as long as the second link 25 can rotate around the shaft 46 as a fulcrum. Therefore, the shaft 46 may be rotatably supported on the engine body 11 by a bearing or the like, and the second link 25 may be fixed to the shaft 46.
[0154]
The output shaft 15 is provided separately from the shaft 46. More specifically, the output shaft 15 is rotatably supported by a bearing 47 at a position in the engine main body 11 away from the swing center of the second link 25 (the shaft 46 in this case). One-way clutch 28 is arranged on the outer periphery of output shaft 15. Further, a drive gear 48 is formed on the outer periphery of the second link 25 near the shaft 46 as a swing transmission portion for transmitting the swing of the second link 25 to the output shaft 15. A driven gear 49 is provided on the outer periphery. The driving gear 48 and the driven gear 49 are meshed with each other. The outer race of the one-way clutch 28 is fixed to the driven gear 49, and the inner race is fixed to the output shaft 15.
[0155]
Configurations other than those described above are the same as in the third embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the third embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
In the fifth embodiment having the above configuration, the swing of the second link 25 is transmitted to the output shaft 15 through the drive gear 48, the driven gear 49, and the one-way clutch 28. In this transmission process, the swing of the second link 25 transmitted to the output shaft 15 is restricted in one direction by the one-way clutch 28. As a result of this restriction, the output shaft 15 rotates in one direction.
[0156]
According to the fifth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), and (10) described above.
(12) By appropriately setting the number of teeth and the like of the driving gear 48 and the driven gear 49, it is possible to make the rotation speed of the driven gear 49 higher than the rotation speed of the driving gear 48, that is, to increase the rotation speed. With this increase in speed, the rotational speed of the output shaft 15 once decelerated can be recovered.
[0157]
On the other hand, the torque applied to the one-way clutch 28 decreases in inverse proportion to the speed increase rate. Therefore, by increasing the speed of the output shaft 15 by setting the number of teeth and the like as described above, it is possible to reduce the size (capacity) of the one-way clutch 28. Further, since the torque associated with the swing of the second link 25 is not substantially applied to the shaft 46, the diameter of the shaft 46 can be reduced.
[0158]
(13) The drive gear 48 is formed on the outer periphery of the second link 25 so that the second link 25 also functions as a gear for increasing the speed. For this reason, the number of parts can be reduced as compared with the case where the drive gear 48 is provided separately from the second link 25.
[0159]
(Sixth embodiment)
Next, a sixth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the sixth embodiment, first rollers 51 and 52 are provided on the second link 25. Specifically, the end of the second slide groove 35 on the side of the crankpin 21 is open. Due to this opening, an upper arm portion 53 is formed above the second slide groove 35 in the second link 25, and a lower arm portion 54 longer than the upper arm portion 53 is formed below the second slide groove 35. The tip of the upper arm 53 (the right end in FIG. 11) is located closer to the output shaft 15 than the rotation center C1 of the crank member 18. In addition, the tip of the lower arm 54 (the right end in FIG. 11) is located on the opposite side of the output shaft 15 with respect to the rotation center C1. The first roller 51 is rotatably supported by a shaft 55 at the distal end of the upper arm 53, and the first roller 52 is rotatably supported by a shaft 56 at the distal end of the lower arm 54. A part of the first rollers 51 and 52 is exposed in the second slide groove 35. When the crank pin 21 revolves around the rotation center C1 with the rotation of the crank member 18, the crank pin 21 ( To be precise, the rolling contact is made with the bearing 24).
[0160]
Configurations other than those described above are basically the same as in the fourth embodiment. For this reason, the same members and the like as in the fourth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted. Although FIG. 15 illustrates the mechanism (the drive gear 48, the driven gear 49, and the like) described in the fifth embodiment as a mechanism for transmitting the swing of the second link 25 to the output shaft 15, the fourth embodiment is illustrated. What was described in the form may be used.
[0161]
In the sixth embodiment having the above configuration, when the position of the crankpin 21 in the second slide groove 35 changes with the rotation of the crank member 18, the crankpin 21 is moved by the first roller supported by the lower arm 54. The roller 52 indirectly makes rolling contact with the first roller 51 supported by the upper arm portion 53 via the bearing 24.
[0162]
According to the sixth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9) to (13) described above.
(14) The first rollers 51, 52 exposed in the second slide groove 35 are supported by the second link 25, and when the crank pin 21 revolves around the rotation center C1 with the rotation of the crank member 18, The first roller 52 is brought into rolling contact with the crankpin 21. The friction generated due to the rolling contact is smaller than the friction when the crank pin 21 slides on the wall surface of the second slide groove 35 without the first rollers 51 and 52. For this reason, the friction loss when the positional relationship of the crank pin 21 changes in the second slide groove 35 can be reduced.
[0163]
(Seventh embodiment)
Next, a seventh embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the seventh embodiment, second rollers 61 and 62 are provided at the lower end of the first link 22 connected to the crankpin 21. More specifically, a second roller 61 is rotatably supported by a shaft 63 near an upper portion of a portion where the first link 22 is connected to the crankpin 21. Similarly, a second roller 62 is rotatably supported by a shaft 64 at a lower portion of the connection portion.
[0164]
Configurations other than those described above are basically the same as in the fourth embodiment. For this reason, the same members and the like as in the fourth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted. Although FIG. 15 illustrates the mechanism (the drive gear 48, the driven gear 49, and the like) described in the fifth embodiment as a mechanism for transmitting the swing of the second link 25 to the output shaft 15, the fourth embodiment is illustrated. What was described in the form may be used.
[0165]
In the seventh embodiment having the above configuration, when the crankpin 21 revolves around the rotation center C1 with the rotation of the crank member 18, the position of the crankpin 21 in the second slide groove 35 changes. Then, the second roller 61 makes rolling contact with the upper wall surface of the second slide groove 35, that is, the upper arm portion 53. Further, the second roller 62 is in rolling contact with the lower wall surface of the second slide groove 35, that is, the lower arm portion 54.
[0166]
According to the seventh embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9) to (13) described above.
(15) The second rollers 61 and 62 are supported near the crankpin 21 at the lower end of the first link 22, and the second roller 61 rotates when the crankpin 21 revolves around the rotation center C <b> 1 with the rotation of the crank member 18. 61 and 62 are configured to make rolling contact with the second slide groove 35. The friction generated due to the rolling contact is smaller than the friction when the crank pin 21 comes into sliding contact with the wall surface of the second slide groove 35. Therefore, similarly to the above-described sixth embodiment, the friction loss when the positional relationship of the crank pin 21 changes in the second slide groove 35 can be reduced.
[0167]
(Eighth embodiment)
Next, an eighth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the eighth embodiment, the shape, inclination, and the like of the second slide groove 35 are different from those of the fourth embodiment. Specifically, a large part of the second slide groove 35 (hereinafter, this part is referred to as a main body part 66) is linear, and obliquely intersects a line L1 passing through the center of the output shaft 15 and the center of the crankpin 21. are doing. Further, a portion of the second slide groove 35 near the open portion 41 (hereinafter referred to as a bent portion 67) obliquely intersects the axis of the main body 66 and the line L1. In addition, by changing the shape, inclination, and the like of the second slide groove 35 as described above, the width of the lower portion (lower arm portion 54) of the second link 25 below the second slide groove 35 is increased. (Upper arm 53).
[0168]
Configurations other than those described above are the same as in the fourth embodiment. For this reason, the same members and the like as in the fourth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
According to the eighth embodiment, the following effects are obtained in addition to (1) to (5), (7), (9) to (11) described above.
[0169]
(16) The main body 66 and the bent portion 67 obliquely intersect with a line L1 passing through the output shaft 15 and the crankpin 21. For this reason, the position where the crank pin 21 and the second slide groove 35 (the second link 25) come into contact with the rotation of the crank member 18 is different from the case where the second slide groove 35 is formed on the line L1. Accordingly, the swing characteristics such as the swing speed of the second link 25 can be made different from the case where the second slide groove 35 is formed on the line L1.
[0170]
The above effect can be obtained even when the second slide groove 35 is constituted only by the main body portion 66 or only the bent portion 67. However, by combining the both 66 and 67, the swing characteristics can be set in a wide variation. And the degree of freedom in designing the swing characteristics is increased.
[0171]
(17) Without changing the position of the opening 41 in the second link 25 (same as the position in the fourth embodiment), the main body 66 occupying most of the second slide groove 35 is connected to the output shaft 15 and the crankpin. 21 is obliquely intersected with a line L1 passing therethrough. Therefore, in the second link 25, the width of the lower portion (the lower arm portion 54) is wider than the second slide groove 35, and the width of the upper portion (the upper arm portion 53) is narrower. Therefore, the strength of the lower portion (lower arm portion 54) of the second link 25 to which a particularly large force is applied through the first link 22 can be increased without significantly changing the size of the second link 25. As a result, it is possible to form the second link 25 compact, to reduce the weight and suppress vibration.
[0172]
(Ninth embodiment)
Next, a ninth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. FIGS. 14 and 16 (a) and 16 (b) are for explaining the principle of changing the top dead center position of the piston 13, and only essential parts are shown. In the ninth embodiment, a mechanism for restricting the second link 25 from further swinging upward when the piston 13 moves to a position immediately before the top dead center, and a mechanism for changing the restricted position. Mechanism is provided.
[0173]
The former mechanism includes one or more positioning links, and here, as shown in FIG. 15, two first positioning links 71 and second positioning links 72 are used. The upper end of the first positioning link 71 is rotatably connected to the second link 25 by a shaft 73. The lower end of the second positioning link 72 is connected to the shaft 75. Both positioning links 71 and 72 are connected to each other by a shaft 74. The positioning links 71 and 72 and the shafts 73 to 75 constitute a swing restricting means.
[0174]
As the latter mechanism, for example, a slide mechanism 77 that moves the shaft 75 in the reciprocating direction of the piston 13 (vertical direction in the drawing) by an actuator such as a motor or a hydraulic cylinder can be used. The slide mechanism 77 constitutes a swing regulation position changing unit.
[0175]
Further, an eccentric shaft 76 is provided between the crankpin 21 and a connecting portion (lower end) of the first link 22 to the crankpin 21. The eccentric shaft 76 is rotatable around the crankpin 21 and is also rotatable with respect to the first link 22.
[0176]
Configurations other than those described above are basically the same as in the fourth embodiment. For this reason, the same members and the like as in the fourth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted. Although FIG. 15 illustrates the mechanism (the drive gear 48, the driven gear 49, and the like) described in the fifth embodiment as a mechanism for transmitting the swing of the second link 25 to the output shaft 15, the fourth embodiment is illustrated. What was described in the form may be used.
[0177]
In the ninth embodiment having the above-described configuration, the angle between the positioning links 71 and 72 changes with the swing of the second link 25, and the interval between the shaft 73 and the shaft 75 changes. When the piston 13 moves up to just before the top dead center, the angle formed by the two positioning links 71 and 72 becomes a flat angle (180 °), and the two positioning links 71 and 72 become straight. At this time, the interval between the shaft 73 and the shaft 75 becomes maximum, the second link 25 is pulled by the positioning links 71 and 72, and the upward swing of the second link 25 is restricted. When the vertical position of the shaft 75 is changed by the slide mechanism 77, the vertical position of the shaft 73 when both the positioning links 71 and 72 are aligned is changed. Accordingly, the swing restriction position of the second link 25 by the positioning links 71 and 72 changes.
[0178]
Here, assuming that the above-described swing restricting means is not provided, the swing of the second link 25 is not restricted even immediately before the top dead center. Therefore, as shown in FIG. 14, at the top dead center, the axis of the first link 22 and the rotation center C3 of the crankpin 21 and the eccentric shaft 76 become linear due to the compression reaction force from the piston 13.
[0179]
On the other hand, in the ninth embodiment, when the piston 13 rises to a position immediately before the top dead center, the positioning links 71 and 72 become straight as described above, and as shown in FIG. The upward swing of the two links 25 is forcibly restricted. On the other hand, even if the upward swing of the second link 25 is restricted, the crank member 18 continues to rotate due to inertia, and the crank pin 21 approaches the upper wall surface of the second slide groove 35. After that, the crank member 18 continues to rotate, but in a situation where the swing of the second link 25 is restricted, the movement (revolution) of the crank pin 21 is restricted. In this case, since the eccentric shaft 76 is pushed downward by the first link 22 which has received the downward compression reaction force from the piston 13, the eccentric shaft 76 is rotated around the crankpin 21 by the arrow in FIG. Rotation in the direction shown allows rotation of the crank member 18. Then, with the rotation of the eccentric shaft 76 in the direction of the arrow, as shown in FIG. 16B, the rotation center C3 of the eccentric shaft 76 is obliquely above the position of the rotation center C3 before the eccentric shaft 76 rotates. Move to. With this movement, the first link 22 is pushed up by a predetermined height Δh as compared with the case where the swing is not regulated (see FIG. 14).
[0180]
According to the ninth embodiment, the following effects can be obtained in addition to the above-described items (1) to (5), (7), (9) to (13).
(18) A mechanism for restricting the upward swing of the second link 25 immediately before the top dead center of the piston 13 is provided, and an eccentric shaft 76 is provided at a connecting portion between the crank pin 21 and the first link 22. For this reason, after the upward swing of the second link 25 is regulated, the eccentric shaft 76 is rotated to push up the first link 22 and raise the top dead center position of the piston 13, thereby increasing the compression ratio. It becomes possible. The compression ratio is an index indicating how much the air-fuel mixture is compressed in the compression stroke of the internal combustion engine, and is represented by the ratio between the maximum volume of the combustion chamber before compression and the minimum volume after compression.
[0181]
(19) The swing restriction position of the second link 25 can be changed by the slide mechanism 77. With this change, the compression ratio can be adjusted by changing the inclination angle of the second link at the time of regulation and changing the top dead center position of the piston to a desired position.
[0182]
(Tenth embodiment)
Next, a tenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the tenth embodiment, the lower end of the first link 22 is connected to a position different from the crankpin 21. Specifically, in the second link 25, a shaft 81 is provided at a position opposite to the output shaft 15 across the second slide groove 35 (the right end in FIG. 17), and the lower end of the first link 22 is The shaft 81 is connected to the second link 25.
[0183]
The reason for adopting such a configuration is as follows. When the lower end of the first link 22 is connected to the crankpin 21, the inertial force of the piston 13 and the first link 22 acts on the crankpin 21 in addition to the inertial force accompanying the rotation of the crank member 18. . Generally, the inertial force is proportional to the square of the speed, so that the inertial force is particularly large in a high rotation speed region of the internal combustion engine. Then, as the inertia force increases, the crank pin 21 revolves around the rotation center C1 while being pressed by the second slide groove 35 with a large force, so that friction loss increases and the torque amplification effect may be impaired. . Therefore, in order to solve this problem, the lower end of the first link 22 is connected to a position different from the crankpin 21 as described above.
[0184]
Configurations other than those described above are the same as in the third embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the third embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
In the tenth embodiment having the above configuration, the inertial force of the piston 13 and the first link 22 acts on the second link 25 via the shaft 81, but does not directly act on the crankpin 21. Only the inertial force of the crank member 18 acts on the crankpin 21, and the pressing force of the crankpin 21 against the second slide groove 35 decreases.
[0185]
According to the tenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), and (10) described above.
(20) The lower end of the first link 22 is connected to the second link 25 at a position different from the crankpin 21. For this reason, the pressing force of the crank pin 21 against the second slide groove 35 is reduced, and the friction loss generated when the crank pin 21 slides in the second slide groove 35 can be minimized. It is possible to effectively exert the torque amplification effect up to the high rotational speed range of the engine.
[0186]
(Eleventh embodiment)
Next, an eleventh embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the eleventh embodiment, a mechanism for changing the support position of the crank member 18 with respect to the engine body 11 is provided. Specifically, the crank member 18 is rotatably supported by the crank unit 86. The crank unit 86 is drivingly connected to a slide mechanism 88. The slide mechanism 88 includes an actuator such as a motor and a hydraulic cylinder, and can operate the actuator to displace the crank unit 86 in a vertical direction, a horizontal direction, and the like. The crank unit 86 and the slide mechanism 88 constitute a first support position changing unit.
[0187]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
In the eleventh embodiment having the above configuration, when the slide unit 88 displaces the crank unit 86 upward or downward, for example, the swing angle range of the second link 25 shifts upward or downward. Accordingly, the moving range of the first link 22 and the reciprocating range of the piston 13 are shifted upward or downward. As a result, the top dead center position of the piston 13 changes, and the compression ratio changes.
[0188]
When the slide mechanism 88 displaces the crank unit 86 in a horizontal direction, for example, in a direction away from the output shaft 15 (the right side in FIG. 18), the vertical amount of the second link 25 is reduced, and the swing angle range is narrowed. Therefore, the stroke of the piston 13 is shortened, and the displacement is reduced. Conversely, when the crank unit 86 is displaced toward the output shaft 15 (to the left in FIG. 18), the swing angle range of the second link 25 increases. Therefore, the stroke of the piston 13 becomes longer, and the displacement increases. The displacement is the volume removed when the piston moves from bottom dead center to top dead center.
[0189]
When the slide mechanism 88 displaces the crank unit 86 in an oblique direction (obliquely upward, obliquely downward), both the compression ratio and the displacement change at the same time.
According to the eleventh embodiment, the following effects can be obtained in addition to the above (1) to (5), (7), (9), (10), and (20).
[0190]
(21) A crank unit 86 and a slide mechanism 88 are added to the movement direction conversion structure 17. For this reason, the crank unit 86 can be displaced by the slide mechanism 88 to change the support position of the crank member 18 with respect to the engine body 11. Accordingly, the position and stroke of the top dead center of the piston 13 are changed, and at least one of the compression ratio and the displacement can be adjusted.
[0191]
(Twelfth embodiment)
Next, a twelfth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the twelfth embodiment, a mechanism for changing the support position of the lower end of the first link 22 with respect to the second link 25 is provided. Specifically, a slide mechanism 91 is incorporated in the second link 25 on the opposite side of the output shaft 15 across the second slide groove 35. The slide mechanism 88 includes an actuator such as a motor and a hydraulic cylinder, and the shaft 81 can be displaced in a vertical direction, a horizontal direction, and the like by operating the actuator. When a motor is used as an actuator, it is effective to combine the motor with a ball screw. In this case, the shaft 81 can be displaced by rotating the ball screw with the motor. The slide mechanism 91 constitutes a second support position changing unit.
[0192]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
In the twelfth embodiment having the above configuration, when the shaft 81 is displaced upward or downward by the slide mechanism 91, for example, the moving range of the first link 22 and the reciprocating range of the piston 13 shift upward or downward. As a result, the top dead center position of the piston 13 changes, and the compression ratio changes.
[0193]
Further, when the shaft 81 is displaced in the horizontal direction, for example, in a direction away from the output shaft 15 (to the right in FIG. 19) by the slide mechanism 91, the displacement of the first link 22 and the stroke of the piston 13 are increased, and the displacement is increased. I do. Conversely, when the shaft 81 is displaced toward the output shaft 15 (to the left in FIG. 19), the displacement of the first link 22 and the stroke of the piston 13 are both reduced, and the displacement is reduced.
[0194]
When the shaft 81 is displaced in an oblique direction (obliquely upward, obliquely downward) by the slide mechanism 91, both the compression ratio and the displacement change simultaneously.
According to the twelfth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), and (20) described above.
[0195]
(22) The slide mechanism 91 is added to the second link 25. Therefore, the shaft 81 can be displaced by the slide mechanism 91 to change the support position of the first link 22 with respect to the second link 25. Accordingly, the position and stroke of the top dead center of the piston 13 are changed, and at least one of the compression ratio and the displacement can be adjusted.
[0196]
(Thirteenth embodiment)
Next, a thirteenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the thirteenth embodiment, a mechanism for changing the support position of the second link 25 with respect to the output shaft 15 is provided. Specifically, a slide unit 96 and a slide mechanism 97 for changing the position of the slide unit 96 are incorporated in the engine body 11. The slide mechanism 97 includes an actuator such as a motor and a hydraulic cylinder, and the slide unit 96 can be displaced in the vertical and horizontal directions by operating the actuator.
[0197]
The slide unit 96 has a pair of support walls 98. A bearing plate 99 having a concave curved surface 99a is fixed inside each support wall 98. Both ends of the second link 25 are formed in an arc shape. At both ends of the arc, the second link 25 is swingably supported by the two bearing plates 99. The point that the crankpin 21 is inserted into the second slide groove 35 and the point that the lower end of the first link 22 is connected to the second link 25 by the shaft 81 are the same as in the tenth embodiment.
[0198]
Further, in the thirteenth embodiment, a third slide groove 100 is formed in the second link 25. On the other hand, a slide plate 101 is provided on the outer periphery of the output shaft 15 via a one-way clutch 28, and the slide plate 101 is slidably disposed in the third slide groove 100. The relationship between the third slide groove 100, the slide plate 101, and the like is similar to the relationship between the first slide groove 26, the slide plate 27, and the like in the first embodiment.
[0199]
The above-described slide unit 96, slide mechanism 97, bearing plate 99, slide plate 101, and the like constitute a third support position changing unit.
[0200]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
In the thirteenth embodiment having the above configuration, when the lowering of the piston 13 and the rotation of the crank member 18 are transmitted to the second link 25, the second link 25 slides on the curved surface 99 a of the bearing plate 99, and It swings up and down with 15 as a fulcrum. The one swing of the second link 25 is transmitted to the output shaft 15 via the slide plate 101 and the one-way clutch 28. This transmission causes the output shaft 15 to rotate in one direction.
[0201]
In addition, when the slide unit 96 is slid by the operation of the slide mechanism 97, the dual bearing plate 99 and the second link 25 are displaced together with the slide unit 96. On the other hand, the position of the output shaft 15 does not change. Therefore, the sliding position of the slide unit 96 changes the support position of the second link 25 with respect to the output shaft 15, and changes the distance between the output shaft 15 and the lower end (the shaft 81) of the first link. Accordingly, the compression ratio and the displacement change.
[0202]
For example, when the third slide groove 100 extends vertically, when the slide unit 96 is slid upward or downward, the moving range of the first link 22 and the reciprocating range of the piston 13 are shifted upward or downward. As a result, the top dead center position of the piston 13 changes, and the compression ratio changes.
[0203]
When the third slide groove 100 extends in the horizontal direction, when the slide unit 96 is slid to the right in FIG. 20, for example, the distance between the output shaft 15 and the shaft 81 is increased, and the movement amount of the first link 22 is increased. In addition, the stroke of the piston 13 increases and the displacement increases. Conversely, when the slide unit 96 is slid to the left in FIG. 20, the distance between the output shaft 15 and the shaft 81 is reduced, and the displacement of the first link 22 and the stroke of the piston 13 are both reduced, so that the displacement is reduced. Decreases.
[0204]
When the slide unit 96 is displaced in the oblique direction (obliquely upward, obliquely downward) by the slide mechanism 97, both the compression ratio and the displacement change simultaneously.
According to the thirteenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to the above (1) to (5), (7), (9), (10), and (20).
[0205]
(23) A slide unit 96, a slide mechanism 97, a bearing plate 99, a slide plate 101, and the like are added to the movement direction conversion structure 17. Therefore, the slide unit 96 can be displaced by the slide mechanism 97 to change the support position of the second link 25 with respect to the output shaft 15. Accordingly, the distance between the output shaft 15 and the shaft 81 is changed to change the top dead center position and the stroke of the piston 13, and it is possible to adjust at least one of the compression ratio and the displacement.
[0206]
(14th embodiment)
Next, a fourteenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the fourteenth embodiment, a mechanism for adjusting the inclination of the second slide groove 35 with respect to the second link 25 is provided. Specifically, the second link 25 includes a link main body 107 having a circular hole 106 and a rotating plate 108 having a second slide groove 35. The rotating plate 108 constitutes a rotating body, and is rotatably fitted in the hole 106. A part of the rotating plate 108 is exposed in the thickness direction from the hole 106, and a gear 109 is formed on the outer periphery of the rotating plate 108 at this exposed portion.
[0207]
Further, a motor 110 is fixed to the second link 25, and a worm gear 111 attached to a rotating shaft of the motor 110 meshes with a gear 109 on the outer periphery of the rotating plate 108. The gear 109, the motor 110, and the worm gear 111 constitute an angle changing unit. In this angle changing means, when the worm gear 111 is rotated by controlling the energization of the motor 110, the rotating plate 108 is rotated. With this rotation, the phase of the second slide groove 35 changes, and the inclination angle changes. The crank pin 21 of the crank member 18 is rotatably and slidably inserted into the second slide groove 35 as in the other embodiments.
[0208]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
In the fourteenth embodiment having the above configuration, when the inclination of the second slide groove 35 in the second link 25 changes, the swing angle of the second link 25 changes, and the top dead center position of the piston 13 changes. Accordingly, the stroke of the piston 13 changes, and the compression ratio and the displacement change.
[0209]
For example, as the inclination angle of the second slide groove 35 increases, the swing angle of the second link 25 increases, the stroke of the piston 13 increases, and the top dead center position increases. As a result, both the compression ratio and the displacement increase.
[0210]
According to the fourteenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), and (20) described above.
(24) A part of the second link 25 is constituted by a rotating plate 108 having a second slide groove 35, and a gear 109, a motor 110, a worm gear 111 and the like are added to rotate the rotating plate 108. . Therefore, by rotating the rotary plate 108 by controlling the power supply to the motor 110 and changing the inclination angle of the second slide groove 35 with respect to the link main body 107, the swing angle of the second link 25 is changed, and the compression ratio and the displacement are increased. Can be adjusted.
[0211]
(Fifteenth embodiment)
Next, a fifteenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the fifteenth embodiment, a mechanism for changing the distance d4 between the rotation center C1 of the crank member 18 and the crankpin 21 is provided. Specifically, a slide mechanism 116 is incorporated in the crank member 18, and the crank pin 21 is attached to the slide mechanism 116. The slide mechanism 116 constitutes an interval changing unit, and includes an actuator such as a motor and a hydraulic cylinder. The operation of the actuator enables the crank pin 21 to be displaced in the radial direction of the crank member 18. I have. When a motor is used as an actuator, it is effective to combine the motor with a ball screw. In this case, the crank pin 21 can be displaced by rotating the ball screw with the motor.
[0212]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
In the fifteenth embodiment having the above-described configuration, when the distance d4 between the rotation center C1 of the crank member 18 and the crankpin 21, that is, the amount of eccentricity of the crankpin 21 changes, the swing angle of the second link 25 changes, and The top dead center position changes. Accordingly, the stroke of the piston 13 changes, and the compression ratio and the displacement change.
[0213]
For example, if the distance d4 is increased and the crank pin 21 is moved away from the rotation center C1, the position of the top dead center of the piston 13 is increased, the stroke is increased, and both the compression ratio and the displacement are increased. Conversely, when the distance d4 is reduced to bring the crank pin 21 closer to the rotation center C1, the position of the top dead center of the piston 13 is reduced, the stroke is reduced, and both the compression ratio and the displacement are reduced.
[0214]
According to the fifteenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), and (20) described above.
(25) A slide mechanism 116 is added to the crank member 18, and the crank pin 21 is connected to the slide mechanism 116. Therefore, by changing the rotation center C1 of the crank member 18 and the interval d4 between the crankpin 21 by the slide mechanism 116, the top dead center position and stroke of the piston 13 can be changed to adjust the compression ratio and the displacement. It becomes.
[0215]
(Sixteenth embodiment)
Next, a sixteenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the sixteenth embodiment, a mechanism for applying a rotational force to the crank member 18 in a direction opposite to the swing direction of the second link 25 when starting the engine is added. Specifically, a gear 121 is formed on the outer periphery of the crank member 18. In addition, a motor 122 such as a cell motor is disposed near the crank member 18 in the engine body 11. A worm gear 123 is mounted on the rotation shaft of the motor 122, and the worm gear 123 is meshed with the gear 121 of the crank member 18. When the engine is started, the motor 122 is controlled so that the crank member 18 rotates in the swinging direction of the second link 25 (in this case, the counterclockwise direction). It should be noted that a mechanism (not shown) for retracting the worm gear 123 from the gear 121 after the start is provided. The gear 121, the motor 122, the worm gear 123, the retraction mechanism, and the like constitute a rotation applying unit.
[0216]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted. FIGS. 24 to 26 are for explaining the operation principle of the sixteenth embodiment, and the illustration of the motor 122, the worm gear 123 and the like is omitted.
[0217]
The above configuration is adopted for the following reason. In order to obtain more torque amplifying effect, it is important to lock the one-way clutch 28 as quickly as possible during the expansion stroke of the internal combustion engine and transmit a high combustion pressure near the top dead center of the piston 13 to the output shaft 15. For that purpose, it is required that the swing acceleration of the second link 25 be increased to quickly catch up with the rotation speed of the output shaft 15. At this time, the inertial force of the movable portion (crank member 18) prevents the swing acceleration of the second link 25 from increasing. Therefore, the point is how to reduce the inertial force of the crank member 18.
[0218]
Here, FIG. 24 shows a state when the piston 13 is located at the top dead center. Based on this state, the rotation angle α of the crank member 18 when the second link 25 is swung by a certain angle is the same as the swing direction of the second link 25 as shown in FIG. Turning in the opposite direction (counterclockwise) as shown in FIG. 26 is smaller than rotating in the direction (clockwise). In other words, when the crank member 18 is rotated in the direction opposite to the swing direction of the second link 25, the angular acceleration is smaller and the inertia force is smaller.
[0219]
However, when the engine is started, the crank member 18 does not always rotate in a fixed direction (the direction opposite to the swing direction of the second link 25). Generally, as shown in FIG. 24, when the internal combustion engine is started with the piston 13 at the top dead center, a straight line L2 connecting the rotation center C1 of the crank member 18 and the center of the crankpin 21 is formed. The rotation direction of the crank member 18 is determined by the angle β formed between the crank member 18 and the vertical line L3 passing through the rotation center C1. In other words, the rotation direction is determined by the positional relationship between the vertical line L3 and the crankpin 21. As shown in FIG. 25, if the crank pin 21 is located on the opposite side (right side in FIG. 25) of the output shaft 15 across the vertical line L3, the crank member 18 rotates clockwise. As shown in FIG. 26, if the crank pin 21 is located on the output shaft 15 side (left side in FIG. 26) with respect to the vertical line L3, the crank member 18 rotates in the counterclockwise direction. Once the crank member 18 starts rotating, it continues to rotate in that direction during operation of the engine. Therefore, in the sixteenth embodiment, a rotational force in the direction opposite to the swing direction of the second link 25 is forcibly applied to the crank member 18 when the engine is started, so that the rotational direction of the crank member 18 is determined. I have.
[0220]
Therefore, according to the sixteenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to the above (1) to (5), (7), (9), (10), and (20).
(26) At the time of starting the engine in which the stopped crank member 18 starts rotating, a rotational force is applied to the crank member 18 in a direction opposite to the swing direction of the second link 25. Therefore, immediately after the top dead center where the combustion pressure is the highest, the inertia force of the crank member 18 can be reduced, and a large angular acceleration can be generated in the second link 25. Accordingly, the one-way clutch 28 can be quickly locked by causing the swing speed of the second link 25 to quickly catch up with the rotation speed of the output shaft 15. As a result, a large combustion pressure near the top dead center is transmitted to the output shaft 15, and the torque amplification effect can be improved.
[0221]
(Seventeenth embodiment)
Next, a seventeenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the seventeenth embodiment, a first gear 141 is mounted on an output shaft 15 so as to be integrally rotatable. Further, on the crank member 18, a second gear 142 that can rotate with its rotation center C1 as its own rotation center is provided. The number of teeth, the diameter, the pitch, and the like of the first gear 141 and the second gear 142 are set so that the two gears 141 and 142 mesh with each other. A second one-way clutch 143 is interposed between the crank member 18 and the second gear 142 as a second transmission direction restricting portion. The second one-way clutch 143 is engaged (locked) when the rotational speed of the crank member 18 with respect to the second gear 142 is going to be negative, and is disengaged (free) otherwise. In the engaged state, the rotation of the second gear 142 is transmitted to the crank member 18. As described above, the second one-way clutch 143 converts the rotation transmission between the crank member 18 and the second gear 142 to the rotation transmission from the second gear 142 to the crank member 18 when the above-described relationship of the rotation speed is satisfied. Restrict (restrict).
[0222]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
Although the description has been omitted in the first to sixteenth embodiments, the internal combustion engine is operated by the piston 13 during the period from the time when the air-fuel mixture is sucked into the combustion chamber 14 to the time when the combustion gas is discharged, that is, during one combustion cycle. Is a type of engine that performs four strokes in two reciprocations, that is, a so-called four-cycle engine, the motion-direction changing structure 17 operates as follows. As is well known, the four strokes are a suction stroke, a compression stroke, an explosion stroke (expansion stroke), and an exhaust stroke. In the suction stroke, a negative pressure is generated in the combustion chamber 14 due to the lowering of the piston 13, and the air-fuel mixture is sucked into the combustion chamber 14 by the negative pressure. In the compression stroke, the piston 13 rises and the air-fuel mixture is compressed. In the explosion stroke (expansion stroke), the piston 13 is pushed down by the pressure generated by the explosion and combustion of the compressed air-fuel mixture. In the exhaust stroke, the pushed-down piston 13 rises again and the combustion gas is discharged out of the combustion chamber 14. The above four strokes are for a port injection type internal combustion engine that injects fuel into the intake port. The in-cylinder injection type internal combustion engine that directly injects fuel into the combustion chamber 14 also has basically four strokes similar to the port injection type internal combustion engine, although the fuel injection timing and the mixture formation timing are slightly different. Is performed.
[0223]
According to the seventeenth embodiment having the above configuration, in the expansion stroke of the engine body 11, the second link 25 swings downward about the output shaft 15 as the fulcrum as the piston 13 descends due to the combustion pressure. With this swing, the crank member 18 rotates in a predetermined direction about the rotation center C1. At this time, part of the energy associated with the combustion is stored in the crank member 18. The crank member 18 tends to continue rotating by inertia even after the piston 13 reaches the bottom dead center. At this time, the crank member 18 consumes energy stored in the expansion stroke. Then, the rotation of the crank member 18 is transmitted to the second link 25 via the crank pin 21, and the second link 25 swings upward with the output shaft 15 as a fulcrum. This swing is transmitted to the piston 13 via the first link 22, and as a result, the piston 13 moves up. That is, the piston 13 lowered by the combustion pressure rises by the rotation of the crank pin 21, and shifts from the expansion stroke to the compression stroke. In this way, the piston 13 continuously performs a reciprocating linear motion, and the second link 25 continuously swings up and down. The swing of the second link 25 is transmitted to the output shaft 15, and in the course of the transmission, the swing of the second link 25 transmitted to the output shaft 15 is restricted in one direction. At this time, the energy transmitted to the output shaft 15 is substantially the energy resulting from combustion, excluding the energy stored in the crank member 18 described above.
[0224]
By the way, when the piston 13 is lowered by the combustion pressure in the expansion stroke, the rotation speed of the output shaft 15 is basically lower than the rotation speed of the crank member 18. This is because the output shaft 15 rotates only one predetermined angle (less than 360 degrees) in one direction due to the swing of the second link 25 while the crank member 18 makes one rotation while the piston 13 makes one reciprocation. Because it does not rotate. The same applies to the first gear 141 provided on the output shaft 15 and the second gear 142 meshed with the first gear 141.
[0225]
The rotation speed of the crank member 18 is higher than the rotation speed of the second gear 142. Therefore, the second one-way clutch 143 is disengaged (free), and rotation is transmitted between the crank member 18 and the second gear 142. Absent. Therefore, if the second one-way clutch 143 is assumed to be in the engaged state at this time, the rotation of the output shaft 15 is transmitted to the crank member 18, and the original rotation of the crank member 18 accompanying the swing of the second link 25 is performed. However, in the seventeenth embodiment, there is no concern about such a problem.
[0226]
The trouble here means that the rotational torque transmitted from the output shaft 15 to the crank member 18 via the two gears 141 and 142 and the second one-way clutch 143 is transmitted through the piston 13, the first link 22 and the second link 25. This occurs when the rotation torque is opposite to the rotation torque transmitted to the crank member 18. For example, this corresponds to a case where the crank member 18 attempts to rotate in a direction to raise the crankpin 21 when the piston 13 is lowered, that is, when the crankpin 21 is lowered. In this case, the two rotation torques cancel each other, and the operation of the movement direction conversion structure 17 may stop (lock).
[0227]
On the other hand, as described above, in the compression stroke, the crank member 18 continues to rotate by consuming the energy stored in the expansion stroke for driving (elevating) the piston 13. Due to this consumption, the rotation speed of the crank member 18 gradually decreases. When the rotation speed of the crank member 18 with respect to the second gear 142 becomes negative due to this decrease, the second one-way clutch 143 is engaged (locked), and the rotation of the second gear 142 is cranked through the second one-way clutch 143. It is transmitted to the member 18. With this transmission, the crank member 18 receives supply of energy from the output shaft 15. Therefore, the crank member 18 continues to rotate during the compression stroke (until the next expansion stroke is started), and the piston 13 rises.
[0228]
When the internal combustion engine is mounted on a vehicle as a power source, the motion direction conversion structure 17 operates as follows. For example, when the combustion of the air-fuel mixture is stopped at the time of deceleration or the like, and a larger force than is input to the output shaft 15 through the swing of the second link 25 is input to the output shaft 15 from the driving system, the output shaft 15 The rotation is transmitted to the second gear 142 through the first gear 141. By this transmission, the rotation speed of the second gear 142 with respect to the crank member 18 tends to be on the positive side, and the second one-way clutch 143 is engaged. Due to this engagement, the rotation of the crank member 18, the swing of the second link 25, and the reciprocation of the piston 13 are forcibly performed, so that pumping loss, friction loss and the like are generated, and so-called engine braking is applied.
[0229]
According to the seventeenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to the above (1) to (5), (7), (9), (10), and (20).
(27) The gears 141 and 142 are provided on the output shaft 15 and the crank member 18 in a mutually meshed state. Further, a second one-way clutch 143 that is engaged only when the rotational speed of the crank member 18 with respect to the second gear 142 is going to be negative is interposed between the crank member 18 and the second gear 142. With this configuration, almost all of the energy associated with the combustion is transmitted to the output shaft 15, and thereafter, the crank member 18 is driven by the output shaft 15.
[0230]
Therefore, when the piston 13 descends during the expansion stroke, the second one-way clutch 143 can be disengaged (free), and the rotation of the crank member 18 is affected by the rotation of the output shaft 15 to change the motion direction. The malfunction that the structure 17 locks can be suppressed.
[0231]
In the compression stroke, a part of the rotation of the output shaft 15 is transmitted to the crank member 18 through the first gear 141, the second gear 142, and the second one-way clutch 143, so that the rotation of the crank member 18 is maintained. it can. For this reason, the crank member 18 only needs to have a size that can secure the necessary minimum strength, and the inertial mass can be reduced. As a result, the energy stored in the expansion stroke of the crank member 18 can be minimized as compared with the case where no energy is supplied from the output shaft 15 to the crank member 18. As a result, more energy can be extracted and stored from the output shaft 15 after completing the entire stroke (one combustion cycle).
[0232]
Further, the crank member 18, the second link 25, the first link 22, the piston 13, and the like can be forcibly driven by using the input from the drive system to the output shaft 15. Brake function can be exhibited.
[0233]
(Eighteenth embodiment)
Next, an eighteenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the eighteenth embodiment, the rotation of the camshaft 146 serves as expansion stroke detection means for detecting that the combustion cycle is an expansion stroke, and top dead center detection means for detecting that the piston 13 is located at the top dead center. A sensor 147 for detecting a phase is provided.
[0234]
Here, the camshaft 146 will be described. Although not described in the first to seventeenth embodiments, the engine body 11 has an intake port and an exhaust port (not shown) communicating with the combustion chamber 14, and an intake valve and an exhaust valve (not shown) for opening and closing these ports. ), And a camshaft 146 for operating these intake / exhaust valves. The camshaft 146 is drivingly connected to a crankshaft (here, the output shaft 15) by a belt, a chain, or the like, similarly to a general four-cycle internal combustion engine. The camshaft 146 makes one revolution while the crankshaft makes two revolutions, that is, one combustion cycle in which the piston 13 makes two reciprocations and four strokes are performed. Therefore, every time the camshaft 146 reaches a predetermined rotation phase, the piston 13 is located at the top dead center in the expansion stroke. Taking advantage of this, in the eighteenth embodiment, the top dead center (the beginning of the expansion stroke) of the expansion stroke is detected by the sensor 147 detecting that the camshaft 146 has reached the predetermined rotation phase. ing.
[0235]
The output shaft (not shown) of the electric motor 148 is connected to the crank member 18 in a state where the output shaft coincides with the rotation center C1 of the crank member 18. Further, two types of sensors 151 and 152 are provided as engagement state detection means for detecting that the one-way clutch 28 is engaged (locked) while the electric motor 148 rotates the crank member 18. . One sensor 151 detects the rotation speed (rotation speed n1) of the second link 25 about the output shaft 15 as a fulcrum. That is, the second link 25 swings up and down with the output shaft 15 as a fulcrum. If only the expansion stroke is captured, the second link 25 is rotating around the output shaft 15 in a predetermined direction. . The sensor 151 detects the rotation speed n1 of the second link 25 at this time as a swing speed. The other sensor 152 detects a rotation speed n2 of the output shaft 15.
[0236]
Further, an electronic control unit (ECU) 153 mainly composed of a microcomputer is provided to control the energization of the electric motor 148 based on the detection values of the sensors 147, 151 and 152. When the top dead center of the expansion stroke (the beginning of the expansion stroke) is detected by the sensor 147, the ECU 153 starts energizing the electric motor 148 in response to the detection. In this energization, the engagement state of the second one-way clutch 143 is detected by the sensors 151 and 152, that is, the coincidence between the rotation speed n1 of the second link 25 and the rotation speed n2 of the output shaft 15 is detected. Will be stopped.
[0237]
Configurations other than those described above are the same as in the seventeenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the seventeenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
According to the eighteenth embodiment having the above structure, when the piston 13 is located at the top dead center in the transition from the compression stroke to the expansion stroke of the combustion cycle, the swing direction of the second link 25 switches, and the swing speed ( The rotation speed n1) decreases. At the time of switching, the swing speed (rotation speed n1) temporarily becomes “0”. As described above, the one-way clutch 28 is engaged (locked) only when the rotational speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 is going to be on the positive side. Therefore, the swing of the second link 25 is not transmitted to the output shaft 15 as the swing speed (rotation speed n1) decreases. On the other hand, the piston 13 receives a pressing force due to the combustion pressure, and the pressing force becomes maximum immediately after combustion, that is, when the piston 13 is located at the top dead center.
[0238]
In this regard, in the eighteenth embodiment, when the sensor 147 detects that the expansion stroke is at the beginning (top dead center), the crank member 18 is driven by the electric motor 148. That is, the rotation of the crank member 18 is assisted by the electric motor 148. Accordingly, the crank member 18 rotates, and the second link 25 swings. From the early stage immediately after the top dead center in the expansion stroke, the second link 25 is swung at a swing speed (rotation speed n1) higher than the rotation speed n2 of the output shaft 15, and the one-way clutch 28 is engaged. Hasten.
[0239]
When this engagement state is detected by the sensors 151 and 152, that is, when the state where the rotation speed n1 of the second link 25 is the same as the rotation speed n2 of the output shaft 15 is detected, the electric motor 148 is turned on. , The rotation drive (assist) of the crank member 18 by the electric motor 148 is stopped. However, even if the assist of the rotation by the electric motor 148 is stopped immediately after the one-way clutch 28 is engaged, the pressing force due to the combustion in the expansion stroke acts on the piston 13. Is maintained.
[0240]
According to the eighteenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), (20), and (27) described above.
(28) The top dead center of the expansion stroke is detected by the sensor 147, and the crank member 18 is rotationally driven by the electric motor 148 in response to the detection, whereby the rotation of the crank member 18 is assisted and accelerated by the electric motor 148. Like that. For this reason, from the early stage immediately after the top dead center of the expansion stroke, the second link 25 is swung so that the rotation speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 becomes positive, and the one-way clutch 28 is engaged. Can be As a result, the energy accompanying the combustion can be effectively transmitted to the output shaft 15 immediately after the top dead center where the energy becomes the largest.
[0241]
(29) During the assisting of the rotation of the crank member 18 by the electric motor 148, the sensors 151 and 152 detect that the one-way clutch 28 has been engaged, and stop the assist according to the detection. I have. Thus, the power (energy) consumed by the electric motor 148 for assisting the rotation can be minimized while maintaining the engagement state of the one-way clutch 28 advanced by the assist.
[0242]
(30) The rotation speed n1 of the second link 25 and the rotation speed n2 of the output shaft 15 are detected by the sensors 151 and 152, respectively, and when the rotation speed n1 is equal to the rotation speed n2, the one-way clutch 28 is engaged. It is judged that it is in the matching state. For this reason, the engagement state of the one-way clutch 28 can be reliably detected, and the above-mentioned effect (29) can be ensured.
[0243]
(19th embodiment)
Next, a nineteenth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The nineteenth embodiment has a configuration similar to that of the above-described eighteenth embodiment except that the sensors 151 and 152 are omitted. Therefore, the same members and the like as those in the eighteenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description is omitted.
[0244]
One of the differences between the nineteenth embodiment and the eighteenth embodiment is that the sensor 147 is used as compression stroke detection means for detecting that the combustion cycle is a compression stroke. Another difference is that when the compression stroke is detected by the sensor 147, the ECU 153 supplies power to the electric motor 148 in response to the detection. This energization is desirably performed during the compression stroke, that is, during a period until the piston 13 rises from bottom dead center (corresponding to the beginning of the compression stroke) to top dead center (corresponding to the end of the compression stroke). This configuration is adopted because the speed of the reciprocating linear motion of the piston 13 is switched from deceleration to acceleration when the combustion cycle shifts from the compression stroke to the expansion stroke. This is because, due to the rapid change in speed, the piston 13 swings and may hit the wall surface of the cylinder 12 strongly, generating a tapping sound or damaging the cylinder 12.
[0245]
In this regard, according to the nineteenth embodiment having the above configuration, when the sensor 147 detects that the compression stroke is being performed, the crank member 18 is driven to rotate by the electric motor 148 in response to the detection. The rotation of the crank member 18 causes the second link 25 to swing about the output shaft 15 as a fulcrum, and the piston 13 to be raised. The ascending speed of the piston 13 in the compression stroke is increased, and the speed change from the descending speed of the piston 13 in the subsequent expansion stroke is reduced.
[0246]
According to the nineteenth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), (20), and (27) described above.
(31) The compression stroke of the combustion cycle is detected by the sensor 147, and the crank member 18 is driven to rotate by the electric motor 148 in response to the detection. Thus, by assisting the rotation of the crank member 18 during the compression stroke, it is possible to suppress a rapid change in the speed of the piston 13 during the transition from the compression stroke to the expansion stroke. As a result, it is possible to suppress vibration of the piston 13 caused by a sudden change in speed, and to suppress striking noise and cylinder damage caused by the vibration.
[0247]
(Twentieth embodiment)
Next, a twentieth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the twentieth embodiment, the output shaft 15 and the crank member 18 are connected by a support plate 155 as a third link. The support plate 155 is provided rotatably with respect to the output shaft 15 and the crank member 18, respectively. In FIG. 30, a cylindrical portion 142a is integrally provided on the side surface of the second gear 142, and the second one-way clutch 143 is interposed between the cylindrical portion 142a and the crank member 18. The cylindrical portion 142a is rotatably inserted into a circular hole 156 formed in the support plate 155. The distance d5 between the rotation center C2 of the output shaft 15 and the rotation center C1 of the crank member 18 is kept constant by the support plate 155.
[0248]
In addition, a rotation unit that rotates the support plate 155 so that the angle can be adjusted with the output shaft 15 as a fulcrum is provided. Here, the outer peripheral surface of the output shaft side end of the support plate 155 is formed in an arc shape, and the gear 157 is formed here. An electric motor 158 is arranged near the output shaft 15 with the rotating shaft 159 orthogonal to the output shaft 15. A worm gear 161 is attached to the rotating shaft 159, and the worm gear 161 is meshed with a gear 157 of the support plate 155. The gear 157, the electric motor 158, the worm gear 161 and the like constitute a rotating unit.
[0249]
Configurations other than those described above are the same as in the seventeenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the seventeenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
According to the twentieth embodiment having the above-described configuration, when the rotating shaft 159 and the worm gear 161 rotate by energizing the electric motor 158, the rotation is transmitted to the support plate 155 through the gear 157. By this transmission, when the support plate 155 rotates a predetermined angle around the output shaft 15, the crank member 18 revolves around the output shaft 15, and the position (mainly the height) of the crank member 18 is changed. When the rotation of the worm gear 161 is stopped, the support plate 155 is held at the angle at that time. By changing the position of the crank member 18, the swing range of the second link 25 and the movable range of the first link 22 change.
[0250]
According to the twentieth embodiment, the following effects can be obtained in addition to the above (1) to (5), (7), (9), (10), (20), and (27).
(32) The output shaft 15 and the crank member 18 are connected by the support plate 155, and the gear 157, the electric motor 158, the worm gear 161 and the like rotate the support plate 155 by a predetermined angle about the output shaft 15 as a fulcrum. By the rotation of the support plate 155, the swing range of the second link 25 and the movable range of the first link 22 are changed, and the compression ratio can be changed by changing the position of the top dead center of the piston 13.
[0251]
The distance d5 between the two rotation centers C1 and C2 is kept constant by the support plate 155. For this reason, regardless of the rotation of the support plate 155, the two gears 141 and 142 are always maintained in a meshed state, and the effect (27) in the above-described seventeenth embodiment can be obtained.
[0252]
(33) The rotation means is required to not only rotate the support plate 155 but also to hold (position) the support plate 155 at a desired rotation angle without rattling. In this regard, the worm gear 161 has a feature that it exhibits a large deceleration effect, is resistant to input in the opposite direction, and is less likely to rattle. Therefore, it is possible to satisfy both requirements for the rotation and the positioning.
[0253]
(Twenty-first embodiment)
Next, a twenty-first embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. The contents of the first to twentieth embodiments can be applied to a single-cylinder internal combustion engine and a multi-cylinder internal combustion engine. On the other hand, in the twenty-first embodiment, a multi-cylinder internal combustion engine is applied. Accordingly, a plurality of sets of cylinders 12 and pistons 13 are provided in the engine main body 11, and these sets use a common shaft as the output shaft 15. Each set includes a crank member 18, a first link 22, a second link 25, a one-way clutch 28, a first gear 141, a second gear 142, a second one-way clutch 143, and a support plate 155. Thus, each set has basically the same configuration as that of the twentieth embodiment.
[0254]
Further, each set includes a third gear 166 and a fourth gear 167. The third gear 166 is provided integrally with the crank member 18. Here, the third gear 166 is configured by a gear formed on the outer peripheral surface of the crank member 18. Further, a connection shaft 168 is rotatably supported as a common fourth link on all the sets of support plates 155. On the connecting shaft 168, a fourth gear 167 is attached at a position facing the third gear 166 so as to be integrally rotatable. These fourth gears 167 mesh with the third gear 166 facing the fourth gear 167. Although a mechanism (gear 157, electric motor 158, worm gear 161, etc.) for rotating the support plate 155 with the output shaft 15 as a fulcrum is provided only in one set, it is provided for a plurality of sets. May be.
[0255]
Configurations other than those described above are the same as in the twentieth embodiment. Therefore, the same members and the like as in the twentieth embodiment are denoted by the same reference numerals, and the description is omitted.
According to the twenty-first embodiment, in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), (20), (27), (32), and (33), the following The effect is obtained.
[0256]
(34) The crank members 18 of each set are interconnected via a third gear 166, a fourth gear 167, and a common connection shaft 168. By this connection, the relationship between the rotation phase of a predetermined crank member 18 and the rotation phase of another crank member 18 is always kept constant. The same applies to the second link 25, the first link 22, the piston 13, and the like. For this reason, the change of the combustion cycle of each group (cylinder) can be synchronized. In other words, the relationship of the combustion cycle between pairs (cylinders), for example, the relationship that the piston 13 is at the top dead center in a predetermined group and the piston 13 is at the bottom dead center in another group can be always maintained.
[0257]
When a predetermined support plate 155 is rotated by a predetermined angle about the output shaft 15 by the electric motor 158, the rotation is transmitted to another support plate 155 through the connection shaft 168. By this transmission, all the support plates 155 are simultaneously rotated by the same angle, and the positions of all the crank members 18 are simultaneously changed. Therefore, the effects (32) and (33) of the twentieth embodiment can be obtained for all sets of the pistons 13.
[0258]
(35) In FIG. 31, by changing the ratio of the number of teeth of the fourth gear 167 to the number of teeth of the third gear 166, the relationship between the rotation speed of the connecting shaft 168 and the rotation speed of the crank member 18 is arbitrarily set. can do. With this setting, it is possible to cause the connection shaft 168 to function as a balancer for reducing vibration generated during operation of the internal combustion engine. For example, in the case of an internal combustion engine having four cylinders, the secondary vibration of the internal combustion engine is reduced by setting the number of teeth of both gears 166 and 167 so that the connecting shaft 168 rotates at twice the speed of the crank member 18. Can be reduced. As described above, the vibration can be reduced by the simple configuration of connecting the crank members 18 via the gears 166 and 167 and the connection shaft 168.
[0259]
(Twenty-second embodiment)
Next, a twenty-second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the twenty-second embodiment, there is provided an operation stopping means for stopping the operation of at least one of the components of the mechanism (swinging mechanism 170) that swings the second link 25 when the combustion in the cylinder 12 is stopped. The components of the swing mechanism 170 include the second link 25, the piston 13, the first link 22, the crank member 18 (elevating mechanism), and the like. Here, a brake device 171 that applies a braking force to the crank member 18 by friction with the side surface or the outer peripheral surface of the crank member 18 and stops the rotation of the crank member 18 is provided.
[0260]
A flywheel 172 is mounted on the output shaft 15 as a rotating body for suppressing torque fluctuation, rotation fluctuation, and the like of the internal combustion engine so as to be integrally rotatable. Further, a manual transmission 174 is connected to the flywheel 172 via a clutch 173 of a drive system. The clutch 173 is for interrupting power transmission from the internal combustion engine to the transmission 174.
[0261]
Configurations other than those described above are the same as in the tenth embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the tenth embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof will be omitted.
According to the twenty-second embodiment having the above structure, when the combustion in the cylinder 12 is stopped, the rotation of the crank member 18 is stopped by the brake device 171. The crank member 18 is mechanically connected to the piston 13 via a second link 25, a shaft 81, a first link 22, and a pin 23. Therefore, the rotation stop of the crank member 18 extends to other components, and as a result, the operation of all the components of the swing mechanism 170 stops.
[0262]
On the other hand, the one-way clutch 28 transmits the swing to the output shaft 15 when the rotation speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 is going to be on the positive side. Therefore, as described above, when the swing of the second link 25 stops as the rotation of the crank member 18 stops, the one-way clutch 28 is disengaged. The output shaft 15 to which the flywheel 172 is attached continues to rotate due to the inertial mass of the flywheel 172.
[0263]
According to the twenty-second embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), and (20) described above.
(36) Focusing on the fact that the output shaft 15 continues to be rotated by the one-way clutch 28 even when the reciprocation of the piston 13 is stopped, the rotation of the crank member 18 is stopped by the brake device 171 with the stop of combustion, and the output shaft 15 is stopped. The flywheel 172 is provided so as to be integrally rotatable.
[0264]
For this reason, when the combustion of the air-fuel mixture is stopped in a situation that does not require engine output, such as during deceleration, the components of the swing mechanism 170 (the piston 13, Each operation of the first link 22, the second link 25, and the movable members such as the crank member 18 can be stopped. As a result, useless relative movement in the bearings, sliding parts, and the like of the movable member is eliminated, and as a result, energy loss due to the continued operation of the piston 13 and the like can be reduced. In addition, it is possible to suppress wear of bearings, sliding parts, and the like, and to suppress heat generation due to friction, thereby reducing a load on a cooling device (not shown). As a result, the durability reliability of the internal combustion engine can be improved.
[0265]
(Twenty-third embodiment)
Next, a twenty-third embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the twenty-third embodiment, the movement direction conversion structure 17 is applied to an internal combustion engine that is mounted on a vehicle and that automatically stops and starts for the purpose of improving fuel efficiency, reducing exhaust gas, and the like. In this internal combustion engine, the operation of the engine body 11 is automatically stopped in response to establishment of the automatic stop condition, and the operation of the stopped engine body 11 is automatically restarted (started) in response to establishment of the automatic start condition. Is done. Examples of the automatic stop condition include “the rotation speed of the internal combustion engine is equal to or lower than the idle rotation speed”, “the vehicle speed is 0”, “the accelerator pedal is not depressed”, and the like. In addition, the automatic start condition includes, for example, that in an automatically stopped vehicle, an accelerator pedal is depressed, a brake pedal is returned, and the like. Such automatic stop and automatic start are also called an idling stop control function, and are performed, for example, when waiting for a traffic light. That is, the operation of the internal combustion engine is automatically stopped when the vehicle is temporarily stopped such as waiting for a signal while the vehicle is running, and the operation of the internal combustion engine is restarted (automatically started) in response to a driver's start request.
[0266]
Furthermore, in the twenty-third embodiment, a flywheel 172 having a larger inertial mass than the twenty-second embodiment described above is used.
Although not described in the first to twenty-second embodiments, the internal combustion engine is provided with a starter 175 for starting the internal combustion engine. This start includes the automatic start described above. In a general internal combustion engine having a crankshaft as an output shaft, the starter rotates a flywheel coaxial with the crankshaft, but in the twenty-third embodiment, the crank member 18 is rotated. More specifically, the starter 175 includes a motor 176 and a worm gear 178 attached to a rotating shaft 177 of the motor 176. The worm gear 178 is meshed with a gear 179 formed on the outer periphery of the crank member 18.
[0267]
Configurations other than those described above are the same as in the twenty-second embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the twenty-second embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
According to the twenty-third embodiment, when the automatic stop condition is satisfied during the operation of the engine body 11, the combustion of the air-fuel mixture is stopped by stopping the fuel injection and the ignition, and the operation of the engine body 11 is automatically stopped. Is done. In addition, when the automatic start condition is satisfied during the automatic stop of the engine body 11, the air-fuel mixture is burned by fuel injection and ignition, and the operation of the engine body 11 is automatically restarted (started).
[0268]
Here, if the output shaft 15 stops rotating due to the automatic stop, the kinetic energy stored in the flywheel 172 or the output shaft 15 is discarded without being used. Further, even if the flywheel 172 is enlarged to store a considerable amount of kinetic energy, the kinetic energy is not collected, but wastefully wasted.
[0269]
However, in the twenty-third embodiment, the flywheel 172 and the second link 25 are not directly connected. Therefore, even if the engine body 11 is automatically stopped, the enlarged flywheel 172 continues to rotate by the inertial mass as in the twenty-second embodiment. At this time, sufficient kinetic energy is stored in the flywheel 172, and the energy is used for starting the engine for starting the vehicle thereafter. That is, after the automatic start, a sufficiently large kinetic energy is stored due to the enlargement of the power transmitted to the output shaft 15 through the piston 13, the first link 22, the second link 25, the crank member 18, the one-way clutch 28 and the like. Inertia torque is applied from the flywheel 172.
[0270]
According to the twenty-third embodiment, the following effects are obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), (20), and (36) described above.
(37) The movement direction conversion structure 17 is applied to an internal combustion engine mounted on a vehicle and having an automatic start / stop (idling stop) function, and the flywheel 172 is increased in size.
[0271]
Therefore, in the twenty-third embodiment, it is possible to effectively use the energy that is discarded when the output shaft 15 stops rotating due to the automatic stop as power. By adding the inertia torque from the flywheel 172 to the power transmitted to the output shaft 15 with the reciprocating motion of the piston 13, the acceleration performance at the time of starting the vehicle can be improved and a smooth start can be realized.
[0272]
(24th embodiment)
Next, a twenty-fourth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the twenty-fourth embodiment, a power transmission intermittent means for selectively adopting a mode of transmitting power from the output shaft 15 to the crank member 18 and a mode of interrupting the power transmission is provided. Although various examples of the specific configuration of the power transmission intermittent means are conceivable, here, an actuator having an actuator 181 such as a hydraulic cylinder that performs reciprocating linear motion and a roller 183 that is drivingly connected to the actuator 181 is used. I have. Specifically, a support member 182 is attached to the actuator 181. The roller 183 is rotatably supported by a support member 182 by a shaft 184. The actuator 181 moves between a contact position where the roller 183 contacts the outer peripheral surface of the output shaft 15 and the outer peripheral surface of the crank member 18, and a separation position where the roller 183 is separated from the output shaft 15 and the crank member 18. In FIG. 34, a position indicated by a two-dot chain line is a contact position, and a position indicated by a solid line is a separation position. The actuator 181 basically keeps the roller 183 waiting at the separated position, and moves the roller 183 to the contact position only at the time of automatic start. After the automatic start, the actuator 181 moves the roller 183 to the separated position again.
[0273]
Configurations other than those described above are the same as in the twenty-third embodiment. For this reason, the same members and the like as those in the twenty-third embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
According to the twenty-fourth embodiment, when the combustion in the cylinder 12 is stopped for the purpose of automatic stop, the rotation of the crank member 18 is temporarily stopped by the brake device 171. However, the output shaft 15 continues to rotate due to the inertial mass of the flywheel 172. At this time, the roller 183 is moved to the separated position by the actuator 181, and the roller 183 is separated from the crank member 18 and the output shaft 15. Therefore, the rotation of the output shaft 15 is not transmitted to the crank member 18.
[0274]
On the other hand, when the braking by the brake device 171 is completed at the time of the automatic start, the crank member 18 becomes rotatable. Under this situation, the roller 183 is moved to the contact position by the actuator 181, and when the roller 183 comes into contact with the crank member 18 and the output shaft 15, the rotation of the output shaft 15 is transmitted to the crank member 18 through the roller 183. By this transmission, the crank member 18 is driven to rotate, the second link 25 is swung upward with the output shaft 15 as a fulcrum, and this swing is transmitted to the piston 13 via the first link 22.
[0275]
Therefore, for example, when the combustion stop is performed for the purpose of automatic stop as in the twenty-third embodiment described above, the piston 13 can be raised by the power transmission, and the engine body can be used without using the starter 175. 11 can be started.
[0276]
According to the twenty-fourth embodiment, the following effects are obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), (20), (36), and (37) described above. Can be
(38) In a vehicle having an idling stop function, the number of actuations of the starter is increased by an amount corresponding to the automatic start, compared to a vehicle without the idling stop function, and accordingly, the abrasion resistance and durability of the brush portion are problematic. It becomes.
[0277]
In this regard, in the twenty-fourth embodiment, the output shaft 15 and the crank member 18 which is a component of the swing mechanism 170 are connected so that power can be transmitted through the rollers 183 at the time of automatic starting. Therefore, the rotation of the output shaft 15 continued by the inertial mass of the flywheel 172 can be transmitted to the piston 13 through the crank member 18, the second link 25, and the like. Therefore, the rise of the piston 13 makes it possible to automatically start the engine body 11 without using the starter 175. Accordingly, an increase in the number of actuations of the starter can be suppressed, and the abrasion resistance and durability of the brush portion can be ensured.
[0278]
(39) The actuator 181 may be any actuator that simply reciprocates the support member 182. Therefore, a brush portion such as a starter is not required, and there is no fear that durability is reduced due to wear of the brush portion.
[0279]
(40) The power transmission intermittent means can be realized with a simple configuration in which the roller 183 is drivingly connected to the actuator 181 that reciprocates linearly via the support member 182.
[0280]
(25th embodiment)
Next, a twenty-fifth embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In the twenty-fifth embodiment, the input shaft of the transmission 174 combined with the internal combustion engine is constituted by the output shaft 15. That is, the output shaft 15 of the internal combustion engine also serves as the input shaft of the transmission 174.
[0281]
As the starter 175, a starter that generates a larger torque than the starter of the twenty-second embodiment used only for starting the internal combustion engine is used for the following reason.
[0282]
When the running of the vehicle stops, that is, when the rotation of the drive wheels stops, the rotation of the input / output shaft of the transmission 174 stops. The input shaft is constituted by an output shaft 15 of the internal combustion engine. In order to stop the rotation of the output shaft 15, the operation of each component of the swing mechanism 170 needs to be stopped. Since the one-way clutch 28 is used to engage when the rotation speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 is going to be on the positive side, if the second link 25 swings, the output of the second link 25 This is because the rotation speed with respect to the shaft 15 becomes positive and the output shaft 15 is driven to rotate. Therefore, when the vehicle is stopped, the operation of the internal combustion engine is stopped. On the other hand, in order to start the stopped vehicle, the crank member 18 is rotated to swing the second link 25, so that the piston 13 is reciprocated to start the internal combustion engine. It is necessary to rotationally drive the output shaft 15 (the input shaft of the transmission 174). In order to satisfy these requirements, as described above, the starter 175 that generates a large torque is used. In this internal combustion engine, unlike the twenty-third embodiment, the automatic stop and the automatic start are not performed.
[0283]
Configurations other than those described above are the same as in the twenty-second embodiment. Therefore, the same members and the like as those in the twenty-second embodiment are denoted by the same reference numerals, and description thereof is omitted.
According to the twenty-fifth embodiment, the swing transmitted from the second link 25 to the output shaft 15 is restricted in one direction by the one-way clutch 28. The swing of the second link 25 in the opposite direction is not transmitted to the output shaft 15. The operation of the one-way clutch 28 corresponds to the operation of the clutch 173 of the drive system for transmitting the power of the internal combustion engine to the input shaft of the transmission 174 or cutting off the transmission. Accordingly, by making the output shaft 15 also serve as the input shaft of the transmission 174, it is possible to omit the drive system clutch 173 between the output shaft 15 and the input shaft as shown in FIG.
[0284]
It is considered that the shift is not affected even if the clutch 173 is omitted as described above. This is partly because the driver does not normally perform an acceleration operation during a gear shift, so that the reciprocating motion of the piston is reduced by friction or the like. That is, the shift is performed when the reciprocating motion of the piston is decelerating. On the other hand, in the twenty-fifth embodiment, when the operating speeds of the piston 13, the first link 22, the second link 25, and the like decrease (decelerate), the swing of the second link 25 is not transmitted to the output shaft 15. A one-way clutch 28 that transmits the swing of the second link 25 to the output shaft 15 (constrains the swing in one direction), provided that the rotation speed of the second link 25 with respect to the output shaft 15 is on the positive side. Is used. Therefore, when an operation for shifting is performed by the driver, power transmission from the second link 25 to the output shaft 15 (the input shaft of the transmission 174) is cut off, and as a result, the transmission The shift at 174 can be performed without any trouble.
[0285]
Further, if a drive system clutch arranged between a general internal combustion engine and a transmission is omitted, the input shaft of the transmission is directly connected to the output shaft of the internal combustion engine. For this reason, the driver performs the shift operation against the loads of many members constituting the power transmission path between the piston and the input shaft during the gear shift, and the operation load increases, and the operation feeling deteriorates. On the other hand, in the twenty-fifth embodiment, the power transmission path between the piston 13 and the input shaft of the transmission 174 is interrupted between the second link 25 and the output shaft 15 at the time of shifting as described above. It is in a state. For this reason, the driver only needs to perform the shift operation against the load of the input shaft (output shaft 15) and the flywheel 172 when shifting, and the operation load is small and the operation feeling is improved.
[0286]
According to the twenty-fifth embodiment, the following effects can be obtained in addition to (1) to (5), (7), (9), (10), (20), and (36) described above.
(41) The output shaft 15 also serves as the input shaft of the transmission 174. For this reason, the drive system clutch 173 can be omitted between the output shaft 15 and the input shaft, and the configuration of the drive system can be simplified and lightened accordingly.
[0287]
(42) Since the output shaft 15 also serves as the input shaft of the transmission 174, the operation of the internal combustion engine is stopped when the vehicle is stopped. Therefore, the same effect as the automatic stop in the twenty-third embodiment can be obtained.
[0288]
Note that the present invention can be embodied in another embodiment described below.
In the second embodiment, the output shaft 15 may be displaced in order to change the eccentric amount d3 of the output shaft 15 with respect to the rotation center C1 of the crank member 18, or both the output shaft 15 and the crank member 18 may be displaced. May be displaced. These changes can be similarly applied to the embodiment using the crank member 18 as the lifting mechanism, for example, the third to twenty-fifth embodiments other than the second embodiment.
[0289]
-An embodiment in which the crankpin 21 is slidably disposed in the second slide groove 35 formed in the second link 25, for example, the tenth to twenty-fifth embodiments are the same as the fourth, sixth to ninth embodiments. Alternatively, the end of the second slide groove 35 opposite to the output shaft 15 may be opened.
[0290]
In the eighth, tenth to twelfth, and fourteenth to twenty-fifth embodiments, similarly to the fifth to seventh and ninth embodiments, the output shaft 15 is separated from the swing center of the second link 25. And the two 15 and 25 may be drivingly connected by a drive gear 48 and a driven gear 49.
[0291]
The movement direction conversion structure 17 in the fifth embodiment may be changed as shown in FIG. In this case, the shaft 46 is rotatably supported on the engine body 11 by the bearing 126, and the second link 25 is rotatably supported on the shaft 46. One-way clutch 28 is provided between shaft 46 and second link 25. Further, a drive gear 48 is mounted on the shaft 46 and meshes with a driven gear 49 on the output shaft 15. Even in this case, the same speed increasing effect as in the fifth embodiment can be obtained.
[0292]
The number of the first rollers 51 and 52 in the sixth embodiment and the number of the second rollers 61 and 62 in the seventh embodiment may be changed.
-The crank pin 21 in the sixth embodiment may be brought into direct rolling contact with the first rollers 51, 52.
[0293]
-In the embodiment in which the crankpin 21 is slidably disposed in the second slide groove 35, for example, in the eighth to twenty-fifth embodiments, as in the sixth embodiment, the crankpin 21 directly or indirectly contacts the crankpin 21. The first rollers 51 and 52 may be provided on the second link 25.
[0294]
The first link 22 is connected to the crank pin 21 and the crank pin 21 is slidably provided in the second slide groove 35, for example, also in the third to sixth, eighth, and ninth embodiments. Similarly to the seventh embodiment, the second rollers 61 and 62 may be provided near the crank pin 21 of the first link 22.
[0295]
In the eighth embodiment, the second slide groove 35 may be linear, and may be formed parallel to the line L1 passing through the output shaft 15 and the crankpin 21. In this case, as in the eighth embodiment, the swing characteristics of the second link 25 can be changed.
[0296]
-In the embodiment in which the crank pin 21 is slidably provided in the second slide groove 35, for example, in the third to seventh, ninth to twenty-fifth embodiments, the second slide is performed in the same manner as in the eighth embodiment. The groove 35 may be linear, and may be parallel or intersect with the line L1 passing through the output shaft 15 and the crankpin 21.
[0297]
In the eighth embodiment, the bent portion 67 is formed in a part of the second slide groove 35, but a curved portion may be formed instead of or in addition to the bent portion 67. As described above, by appropriately combining the bent portions 67 and the curved portions, the degree of freedom in designing the swing characteristics of the second link 25 is increased.
[0298]
In the embodiment in which the crank pin 21 is slidably provided in the second slide groove 35, for example, the third to seventh and ninth to twenty-fifth embodiments are bent to the second slide groove 35 in the same manner as described above. The portion 67 and the curved portion may be formed.
[0299]
In the ninth embodiment, a swing regulating means is provided below the second link 25, and the swing of the second link 25 is regulated by pulling the second link 25 from below immediately before the top dead center. I made it. Instead, a swing regulating means may be provided above the second link 25. In this case, just before the top dead center, the swing restricting means hits the second link 25 to restrict the swing of the second link 25. Also in this case, the compression ratio can be adjusted by changing the position of the top dead center of the piston 13. Further, since the swing restricting means only needs to restrict the swing by hitting the second link 25, a complicated mechanism is not required.
[0300]
In the case of the above change, it is desirable to use a swing regulation position changing means for changing the position (particularly, the vertical position) of the swing regulation means as in the ninth embodiment.
[0301]
In connection with the ninth embodiment, a swing regulating means for regulating downward swing of the second link 25 immediately before the bottom dead center of the piston 13 is provided, and connection between the crank pin 21 and the first link 22 is provided. An eccentric shaft 76 may be provided in the portion. By doing so, the position of the bottom dead center of the piston 13 is lowered and the displacement is increased by the action opposite to that of the ninth embodiment. Therefore, the displacement can be adjusted by adding the swing restriction position changing means and changing the restriction position of the second link 25 by the swing restriction means.
[0302]
The effect of the swing restriction position changing means in the ninth embodiment can also be obtained by changing the position of the shaft 46 serving as the swing center of the second link 25. One example is shown in FIG. In this case, the movable member 131 is rotatably supported on the output shaft 15 by the bearing 132. Then, the shaft 46 is connected to the movable member 131. Further, a gear 133 is formed on the outer periphery of the movable member 131, and the worm gear 134 is meshed with the gear 133. In this configuration, when the worm gear 134 is rotated by a motor (not shown) or the like, the movable member 131 rotates around the output shaft 15, the shaft 46 revolves around the output shaft 15, and the position of the shaft 46 changes. I do. As a result, the inclination angle of the second link 25 when the swing is restricted by the positioning links 71 and 72 changes. In FIG. 37, the illustration of the swing regulating means is omitted.
[0303]
The feature of the ninth embodiment is that a mechanism for restricting the upward swing of the second link 25 immediately before the top dead center of the piston 13 is provided, and the eccentric shaft 76 is provided at the connecting portion between the crankpin 21 and the first link 22. Is provided. Another object of the present invention is to provide a means for changing a swing restriction position by a mechanism for restricting the swing. These features are the same as those of the embodiments in which the first link 22 is connected to the crankpin 21 and the crankpin 21 is slidably provided in the second slide groove 35, for example, the third to eighth embodiments. It is applicable similarly to the ninth embodiment.
[0304]
Also in the first to sixth and eighth embodiments, similarly to the tenth embodiment, the lower end of the first link 22 is connected to a portion of the second link 25 different from the crankpin 21 by the shaft 81. Is also good.
[0305]
-In the embodiment using the crank member 18 as the lifting mechanism, for example, the first to tenth and twelfth to twenty-fifth embodiments also support the crank member 18 with respect to the engine body 11 in the same manner as the eleventh embodiment. May be provided (crank unit 86 and slide mechanism 88).
[0306]
In the first to eleventh and thirteenth to twenty-fifth embodiments, similarly to the twelfth embodiment, a mechanism (slide mechanism 91) for changing the support position of the first link 22 with respect to the second link 25 is provided. It may be provided.
[0307]
In the first to twelfth and fourteenth to twenty-fifth embodiments, similarly to the thirteenth embodiment, a mechanism for changing the support position of the second link 25 with respect to the output shaft 15 (slide unit 96, slide mechanism) 97, a bearing plate 99, a slide plate 101, etc.).
[0308]
In the embodiment in which the crank pin 21 is slidably provided in the second slide groove 35, for example, in the third to thirteenth and fifteenth to twenty-fifth embodiments, the second link 25 is provided in the same manner as in the fourteenth embodiment. A mechanism for changing the inclination angle of the second slide groove 35 may be provided.
[0309]
-In the embodiment in which the crank pin 21 is slidably provided in the second slide groove 35, for example, in the third to fourteenth and sixteenth to twenty-fifth embodiments, the crank member 18 is provided in the same manner as in the fifteenth embodiment. A mechanism for changing the distance d4 between the rotation center C1 and the crankpin 21 may be provided.
[0310]
The lifting mechanism may be any mechanism that can raise the piston 13 that has been lowered by the combustion pressure. Therefore, components other than the crank member 18 may be used.
[0311]
-As a rotation giving means in the sixteenth embodiment, in a general internal combustion engine, a configuration similar to a starter (starting device) for giving a rotating force to a flywheel at the time of starting may be adopted.
[0312]
In the embodiment in which the crank member 18 is used as the lifting mechanism, for example, the first to fifteenth and seventeenth to twenty-fifth embodiments are similar to the sixteenth embodiment in that the second link 25 is swung when the engine is started. A mechanism for applying a rotational force in the direction opposite to the moving direction to the crank member 18 may be provided.
[0313]
-In the embodiment in which the distance d5 between the output shaft 15 and the crank member 18 is not changed, for example, the first, third to tenth, and twelfth to sixteenth embodiments are similar to the seventeenth to twenty-first embodiments. Gears 141 and 142 may be provided on the output shaft 15 and the crank member 18 so as to mesh with each other.
[0314]
In the eighteenth and nineteenth embodiments, the crank member 18 is directly driven by the electric motor 148. However, a transmission mechanism such as a gear may be interposed between the two members 18 and 148.
[0315]
In the eighteenth and nineteenth embodiments, the configuration may be modified to detect the top dead center of the expansion stroke based on the rotation of the output shaft 15. In this case, two types of sensors, a sensor for detecting an expansion stroke and a sensor for detecting a top dead center, are required.
[0316]
The feature of the eighteenth embodiment is that the top dead center of the expansion stroke is detected by the sensor 147, and the crank member 18 is driven to rotate by the electric motor 148 in response to the detection. A feature of the nineteenth embodiment is that the compression stroke is detected by the sensor 147, and the crank member 18 is driven to rotate by the electric motor 148 in response to the detection. A feature of the twentieth embodiment is that the output shaft 15 and the crank member 18 are connected by a support plate 155, and the support plate 155 is rotated around the output shaft 15 as a fulcrum. A feature of the twenty-first embodiment is that the crank members 18 of each set are interconnected via a third gear 166, a fourth gear 167, and a common connection shaft 168.
[0317]
The contents of the eighteenth to twenty-first embodiments may be combined as follows. The combinations include the combinations of the eighteenth and nineteenth embodiments, the combinations of the eighteenth and twentieth embodiments, the combinations of the nineteenth and twentieth embodiments, and the eighteenth to twentieth combinations. . In addition, a combination of the eighteenth and twenty-first embodiments, a combination of the nineteenth and twenty-first embodiments, and a combination of the eighteenth, nineteenth, and twenty-first embodiments are also included.
[0318]
In the twentieth and twenty-first embodiments, an actuator other than the electric motor 158 described above, such as a hydraulic cylinder, may be used to rotate the support plate 155 with the output shaft 15 as a fulcrum.
[0319]
In the twenty-second embodiment, it suffices if at least one of the components of the swing mechanism 170 that swings the second link 25 can be stopped along with the stop of combustion. Therefore, the operation of each of the piston 13, the first link 22, and the second link 25 other than the crank member 18 may be stopped. Further, two or more of these operations may be stopped.
[0320]
Also in the first to twenty-first embodiments, similarly to the twenty-second embodiment, at least one component (piston 13, first link 22, second link 25) of the oscillating mechanism is associated with the stop of combustion in cylinder 12. And the operation of the crank member 18) may be stopped.
[0321]
In the twenty-fourth embodiment, when the roller 183 is moved to the separated position, the roller 183 may be brought into contact with the output shaft 15 and one outer peripheral surface of the crank member 18. In short, the power transmission between the output shaft 15 and the crank member 18 only needs to be cut off at the separated position.
[0322]
The twenty-fourth embodiment is also applicable to a type of internal combustion engine that does not perform automatic stop and automatic start.
The twenty-fourth embodiment is not limited to the case where the combustion is stopped for the purpose of automatically stopping the internal combustion engine, but is also applicable to the case where the combustion is performed for the purpose of deceleration. In this case, by forcibly reciprocating the piston 13 by swinging the second link 25 upward by the power transmission of the roller 183, a pumping loss, a friction loss, and the like are generated, and a so-called engine brake is generated. It takes. For this reason, the reliability of braking can be improved.
[0323]
-In the 22nd to 24th embodiments, the input shaft of the transmission 174 may be configured by the output shaft 15 in the same manner as in the 25th embodiment.
The first to third slide grooves 26, 35, 100 may penetrate the second link 25 (holes) or may not penetrate the second link 25 (recesses).
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a first embodiment of the invention.
FIG. 2 is a conceptual diagram of a movement direction conversion structure.
FIG. 3 is a characteristic diagram illustrating a relationship between a moment arm length (ratio) of the output shaft and a rotation angle.
FIG. 4 is a characteristic diagram showing a relationship between a torque (ratio) of the output shaft and a rotation angle.
FIG. 5 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a second embodiment.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing the relationship between the amount of eccentricity and the swing angle of the second link, and the relationship between the amount of eccentricity and the deceleration rate of the output shaft.
FIG. 7 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a third embodiment.
FIG. 8 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a fourth embodiment.
FIG. 9 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a fifth embodiment.
FIG. 10 is a conceptual diagram of a movement direction conversion structure.
FIG. 11 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a sixth embodiment.
FIG. 12 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a seventh embodiment.
FIG. 13 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to an eighth embodiment.
FIG. 14 is an explanatory view showing the principle of changing the position of the top dead center of the piston in the ninth embodiment.
FIG. 15 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a ninth embodiment.
FIGS. 16A and 16B are explanatory diagrams showing the principle of changing the position of the top dead center of the piston.
FIG. 17 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a tenth embodiment.
FIG. 18 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to an eleventh embodiment.
FIG. 19 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a twelfth embodiment.
FIG. 20 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a thirteenth embodiment.
FIG. 21 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a fourteenth embodiment.
FIG. 22 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a fifteenth embodiment.
FIG. 23 is a schematic configuration diagram of a movement direction conversion structure according to a sixteenth embodiment.
FIG. 24 is a schematic configuration diagram showing a state of a movement direction conversion structure at a piston top dead center.
FIG. 25 is a schematic configuration diagram showing a state of a movement direction conversion structure when the crank member is rotated clockwise.
FIG. 26 is a schematic configuration diagram showing a state of a movement direction conversion structure when a crank member is rotated in a counterclockwise direction.
FIG. 27 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a seventeenth embodiment.
FIG. 28 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to an eighteenth embodiment.
FIG. 29 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a nineteenth embodiment.
FIG. 30 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a twentieth embodiment.
FIG. 31 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a twenty-first embodiment.
FIG. 32 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a twenty-second embodiment.
FIG. 33 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a twenty-third embodiment.
FIG. 34 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a twenty-fourth embodiment.
FIG. 35 is a schematic perspective view of a movement direction conversion structure according to a twenty-fifth embodiment.
FIG. 36 is a conceptual diagram showing another embodiment of the movement direction conversion structure.
FIG. 37 is a conceptual diagram showing another embodiment of the movement direction conversion structure.
[Explanation of symbols]
11 engine body, 12 cylinder, 13 piston, 15 output shaft, 18 crank member (elevating mechanism), 21 crank pin, 22 first link, 25 second link, 26 first slide groove , 27: slide plate (oscillation transmission section), 28: one-way clutch (transmission direction restriction section, oscillation transmission section), 31: slide mechanism (eccentricity changing means), 35: second slide groove, 48: drive gear (Oscillation transmission unit), 49: driven gear (oscillation transmission unit), 51, 52 ... first roller, 61, 62 ... second roller, 67 ... bending part, 71 ... first positioning link, 72 ... second Positioning links, 73, 74, 75: shafts (71 to 75 constitute swing regulating means), 76: eccentric shaft, 77: slide mechanism (swing regulating position changing means), 81: shaft, 86: crank unit, 88 ... Slide mechanism 86 and 88 constitute a first support position changing means), 91 ... slide mechanism (second support position changing means), 96 ... slide unit, 97 ... slide mechanism, 99 ... bearing plate, 101 ... slide plate (96, 97) , 99, 101 constitute third support position changing means), 107 ... link body, 108 ... rotating plate (rotating body), 109 ... gear, 110 ... motor, 111 ... worm gear (109-111 constitute angle changing means) ), 116: slide mechanism (interval changing means), 121: gear, 122: motor, 123: worm gear (121 to 123 constitute rotation applying means), 141: first gear, 142: second gear, 143 ... 2 One-way clutch (second transmission direction restricting portion), 147 sensor (expansion stroke detecting means, top dead center detecting means, compression stroke detecting means), 1 8: electric motor, 151, 152: sensor (engagement state detecting means), 155: support plate (third link), 157: gear, 158: electric motor, 161: worm gear (157, 158, 161 are rotating means) Configuration), 166: third gear, 167: fourth gear, 168: connecting shaft (fourth link), 170: rocking mechanism, 171: brake device (operation stopping means), 172: flywheel (rotating body), 174: transmission, 181: actuator, 183: roller (181, 183 constitute power transmission intermittent means), C1: rotation center, CL: center line, d1, d5: interval, d3: eccentric amount, L1: line, n1, n2 ... Rotation speed.

Claims

A structure for converting a reciprocating linear motion of a piston in a cylinder of an engine body into a rotational motion of an output shaft rotatably supported at a position distant from a center line of the cylinder in the engine body,
A first link having one end connected to the piston;
A second link that is connected to the output shaft and the other end of the first link so as to be able to transmit power, and swings downward about the output shaft as the fulcrum with the lowering of the piston due to combustion pressure in the engine body;
A lifting mechanism that swings the second link upward with the output shaft as a fulcrum to raise the piston;
A swing transmission unit that transmits the swing of the second link to the output shaft;
And a transmission direction restricting portion for restricting, in one direction, the swing of the second link transmitted to the output shaft by the swing transmission portion.

The lifting mechanism is rotatably supported by the engine body, and includes a crank member having a crankpin at a position eccentric from the center of rotation,
2. The motion direction changing structure of the internal combustion engine according to claim 1, wherein the second link is rotatably connected to one of the output shaft and the crank pin and is slidably connected to the other.

The motion of the internal combustion engine according to claim 2, wherein the crankpin is rotatably connected to the second link, and the output shaft is slidably disposed in a first slide groove formed in the second link. Direction change structure.

The motion of the internal combustion engine according to claim 2, wherein the output shaft is rotatably connected to the second link, and the crank pin is slidably disposed in a second slide groove formed in the second link. Direction change structure.

5. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 2, further comprising an eccentric amount changing unit that changes an eccentric amount of the output shaft from a rotation center of the crank member.

The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 4 or 5, wherein an end of the second slide groove opposite to the output shaft is open.

The output shaft is rotatably supported at a position distant from the swing center of the second link in the engine main body, and the transmission direction restricting portion is provided outside the output shaft,
5. The swing transmission unit includes a drive gear that rotates in accordance with the swing of the second link, and a driven gear that is provided outside the transmission direction restraining unit while being engaged with the drive gear. 6. 7. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to any one of claims 6 to 6.

The second link supports a first roller that is exposed in the second slide groove and that directly or indirectly contacts the crankpin when the crankpin moves with the rotation of the crank member. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to any one of claims 4 to 7, wherein:

The other end of the first link is connected to the crankpin, and the second slide groove is provided near the crankpin of the first link when the crankpin moves with the rotation of the crank member. The motion direction changing structure for an internal combustion engine according to any one of claims 4 to 7, wherein a second roller that comes into contact with the engine is supported.

The internal combustion engine according to any one of claims 4 to 9, wherein the second slide groove has a linear shape, and is formed so as to be parallel to or intersect with a line passing through the output shaft and the crankpin. Motion direction conversion structure.

The motion direction changing structure for an internal combustion engine according to claim 4, wherein the second slide groove has at least one of a curved portion and a bent portion.

The other end of the first link is connected to the crankpin,
Further, when the piston moves to a position immediately before the top dead center, a swing restricting means for restricting upward swing of the second link,
The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to any one of claims 4 to 11, further comprising an eccentric shaft provided between the other end of the first link and the crankpin.

13. The motion direction changing structure for an internal combustion engine according to claim 12, further comprising a swing restriction position changing unit for changing a swing restriction position by the swing restriction unit.

The movement direction of the internal combustion engine according to any one of claims 4 to 8, 10, 11, and 13, wherein the other end of the first link is connected by a shaft at a position different from the crankpin of the second link. Transform structure.

The motion direction changing structure for an internal combustion engine according to any one of claims 2 to 14, further comprising first support position changing means for changing a support position of the crank member with respect to the engine body.

The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 15, further comprising a second support position changing unit configured to change a support position of the first link with respect to the second link.

17. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising third support position changing means for changing a support position of the second link with respect to the output shaft.

The second link includes a link body, and a rotating body rotatably supported by the link body and having the second slide groove,
The motion direction changing structure for an internal combustion engine according to any one of claims 4 to 17, further comprising an angle changing unit that changes the inclination angle of the second slide groove with respect to the link body by rotating the rotating body.

19. The motion direction converting structure for an internal combustion engine according to claim 4, wherein the crank member further includes a distance changing unit that changes a distance between a rotation center of the crank member and the crank pin.

20. The motion direction conversion of an internal combustion engine according to claim 2, further comprising a rotation applying unit that applies a rotating force to the crank member in a direction opposite to a swing direction of the second link when the engine is started. Construction.

A first gear provided on the output shaft so as to be integrally rotatable;
A second gear rotatably provided on the crank member while being meshed with the first gear;
The rotation transmission between the crank member and the second gear, which is interposed between the crank member and the second gear, is performed when the rotation speed of the crank member with respect to the second gear is about to be negative. 5. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 2, further comprising a second transmission direction restricting portion that restricts rotation transmission from the two gears to the crank member. 6.

The transmission direction restricting portion is engaged when the rotation speed of the second link with respect to the output shaft is going to be on the positive side, and transmits the swing of the second link to the output shaft.
Further, expansion stroke detection means for detecting that the combustion cycle of the engine body is an expansion stroke,
Top dead center detecting means for detecting that the piston is located at the top dead center,
A motor that rotationally drives the crank member, wherein the crank member is rotationally driven by the motor in response to detection of a top dead center in an expansion stroke by the expansion stroke detection unit and the top dead center detection unit. Item 22. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to Item 21.

Further, there is provided engagement state detection means for detecting that the transmission direction restricting portion is in the engagement state during rotation driving of the crank member by the motor,
23. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 22, wherein the rotation driving of the crank member by the motor is stopped in response to detection of the engagement state of the transmission direction restricting portion by the engagement state detection means.

The engagement state detection means detects a rotation speed of the second link with the output shaft as a fulcrum, and also detects a rotation speed of the output shaft. 24. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 23, wherein the engagement state of the internal combustion engine is detected.

Further, a compression stroke detection means for detecting that the combustion cycle of the engine body is a compression stroke,
The internal combustion engine according to any one of claims 21 to 24, further comprising: a motor that rotationally drives the crank member, wherein the crank member is rotationally driven by the motor in response to detection of a compression stroke by the compression stroke detection unit. Motion direction conversion structure.

A third link rotatably connected to the output shaft and the crank member;
25. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 21, further comprising: a rotation unit configured to rotate the third link by a predetermined angle around the output shaft.

The engine body is provided with a plurality of sets of the cylinder and the piston having a common shaft as the output shaft,
Each set of the cylinder and the piston includes the first to third links, the crank member, the swing transmission section, the transmission direction restriction section, the second transmission direction restriction section, and the first and the second. A third gear provided so as to be integrally rotatable with the crank member, and a fourth gear rotatably supported by the third link while being meshed with the third gear. Prepare,
27. The fourth link according to claim 26, wherein a common fourth link is rotatably supported by all of the third links of the sets, and each of the fourth gears is integrally rotatably provided on the fourth link. Of motion direction conversion of internal combustion engine.

The piston, the first link, the second link, and the lifting mechanism are used as components of a swing mechanism that swings the second link,
Further, an operation stopping means for stopping the operation of at least one component of the swing mechanism with the stop of combustion in the cylinder;
28. The motion direction converting structure for an internal combustion engine according to claim 1, further comprising: a rotating body provided on the output shaft so as to be integrally rotatable.

29. The internal combustion engine according to claim 28, wherein the operation of the engine body is stopped in response to establishment of an automatic stop condition, and the stopped operation is restarted in response to establishment of an automatic start condition. Motion direction conversion structure.

30. The power transmission intermittent means according to claim 28 or 29, further comprising a mode for selectively transmitting power from the output shaft to at least one component member of the swing mechanism and a mode for interrupting the power transmission. Of motion direction conversion of internal combustion engine.

The lifting mechanism includes a crank member rotatably supported by the engine body,
The power transmission intermittent means,
A roller supported rotatably,
An actuator for moving the roller between a contact position where the roller contacts both outer peripheral surfaces of the output shaft and the crank member, and a separating position for separating the roller from the outer peripheral surface of at least one of the output shaft and the crank member; 31. The motion direction conversion structure for an internal combustion engine according to claim 30, comprising:

32. The motion direction changing structure for an internal combustion engine according to claim 28, wherein an input shaft of a transmission combined with the internal combustion engine is constituted by the output shaft.