JP2006177271A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 ピストンストローク特性を最適化した内燃機関を提供する。
【解決手段】 内燃機関の吸気行程におけるピストンストローク特性を可変制御し、ピストンストローク特性を最適化する。具体的には、エンジン低負荷時には、エンジン高負荷時に比べてピストン１の排気上死点を低い位置として排気上死点における燃焼室容積を相対的に大きくすると共に、エンジン高負荷時に比べて吸気行程におけるピストン１のピストンストローク量を小さくする。これによって、燃費や出力の大幅な向上を実現することができる。
【選択図】 図９

Description

本発明は、複リンク式のピストン−クランク機構によりピストンが往復動する内燃機関に関する。

特許文献１は、本出願人が先に提案したものであり、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた内燃機関の可変圧縮比機構を開示している。これは、一端がピストンにピストンピンを介して連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、によって、ピストンとクランクピンとが連係されているとともに、上記ロアリンクの運動を拘束するように、ロアリンクに第２連結ピンを介してコントロールリンクの一端が連結された構成となっており、コントロールリンクの他端が、例えばシリンダブロック下部に支持されている。そして、このコントロールリンクの他端の揺動中心をカム機構により変位させることで、ピストン上死点位置ひいては機関の圧縮比を変化させることができる。
特開２００１−２２７３６７号公報

本発明は、シリンダ内を往復動するピストンが複リンク式ピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結されている内燃機関において、燃費及び出力の大幅な向上が図れるように、ピストンストローク特性を最適化した内燃機関を提供することを主たる目的としている。

そこで、本発明の内燃機関は、ピストンが複リンク式ピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結されたものであって、複リンク式ピストン−クランク機構は、一端がピストンに連結されるアッパリンクと、アッパリンクの他端が連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、ロアリンクに一端が連結されると共に、クランクシャフトと同期回転し、かつクランクシャフトの半分の回転数で回転するコントロールシャフトに他端が揺動可能に連結されるコントロールリンクと、コントロールシャフトのクランクシャフトに対する位相を機関運転状態に応じて可変制御する位相調整手段と、を備え、内燃機関の吸気行程におけるピストンストローク特性を可変制御することを特徴としている。これによって、ピストンストローク量の最適化を実現できる。

本発明によれば、吸気行程におけるピストンストローク量の最適化を行うことで、燃費や出力の大幅な向上を実現することができる。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、この発明に係る内燃機関、例えば４サイクル筒内直接噴射式ガソリン機関に用いられる複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構の構成を示す構成説明図である。この機構は、ロアリンク４とアッパリンク５とコントロールリンク１０とを主体とした複リンク式ピストン−クランク機構から構成されている。

クランクシャフト１は、複数のジャーナル部２とクランクピン３とを備えており、シリンダブロック１８の主軸受に、ジャーナル部２が回転自在に支持されている。クランクピン３は、ジャーナル部２から所定量偏心しており、ここにロアリンク４が回転自在に連結されている。カウンタウェイト１５は、ジャーナル部２とクランクピン３とを接続するクランクウェブ１６からクランクピン３とは反対側へ延びている。このカウンタウェイト１５は、クランクピン３を挟んで両側に互いに対向するように設けられており、その外周部は、ジャーナル部２を中心とした円弧形に形成されている。

ロアリンク４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔にクランクピン３が嵌合している。

アッパリンク５は、下端側が第１連結ピン６によりロアリンク４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン７によりピストン８に回動可能に連結されている。ピストン８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック１８のシリンダ１９内を往復動する。

ロアリンク４の運動を拘束するコントロールリンク１０は、上端側が第２連結ピン１１によりロアリンク４の他端に回動可能に連結され、下端側がコントロールシャフトとしての制御軸１２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック１８の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸１２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部１２ａを有し、この偏心カム部１２ａにコントロールリンク１０下端部が回転可能に嵌合している。

制御軸１２には、図２及び図３に示すように、第１ギヤ３０ａ、第２ギヤ３０ｂ、第３ギヤ３０ｃを介してクランクシャフト１の回転が伝達されている。第１〜第３ギヤ３０ａ、３０ｂ、３０ｃによって構成されたギヤ列３０は、クランクシャフト１の半分（１／２）の回転数で制御軸１２が回転するよう設定されている。つまり、制御軸１２は、クランクシャフト１と同期回転し、かつクランクシャフト１の半分の回転数で回転する。

また、この制御軸１２は、図示せぬエンジンコントロールユニットからの制御信号に基づいて作動する位相調整機構３１によって、制御軸１２のクランクシャフト１に対する位相がエンジンの運転状態に応じて可変制御される。

上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構において、偏心カム部１２ａでコントロールリンク１０と連係した制御軸１２が、クランクシャフト１の半分の回転数で、クランクシャフト１と同期回転しているので、ピストン１の排気上死点位置と圧縮上死点位置とを異ならせることができる。換言すれば、４サイクルエンジンにおけるピストン上死点位置を、交互に変化させることができる。また、位相調整機構３１によって、クランクシャフト１に対する制御軸１２の位相が変化すると、ピストン８のストローク（行程）が変化し、ピストン上死点（ＴＤＣ）、すなわち圧縮上死点及び排気上死点におけるピストン８の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。

次に、上述したピストン８およびアッパリンク５の構造について図４〜図７を用いて詳述する。

ピストン８は、アルミニウム合金を用いて一体に鋳造されたものであって、比較的厚肉な円盤状をなすピストン頭部２１の外周面に、複数本、例えば３本のピストンリング溝２２が形成されているとともに、ピストン８のスラスト−反スラスト方向となる周方向の一部に、上記外周面から円筒面に沿って延びるように、スカート部２３が形成されている。このスカート部２３は、図７に示すように、ピストンピン７と直交する方向から見た投影形状が略矩形状をなし、そのピストンピン軸方向に沿った幅は、ピストンピン７の全長と略等しいか、あるいはピストンピン７の全長よりも短いものとなっている。つまり、スカート部２３は、周方向の非常に小さな範囲に設けられている。

また、ピストン８の中心部つまり円盤状をなすピストン頭部２１の裏面中心部に、一対のピンボス部２４が形成されており、このピンボス部２４に、ピストンピン７の端部が回転自在に嵌合するピン孔２５が貫通形成されている。このピン孔２５の内周には、軸方向に沿った一対の油溝２６が形成されている。

一方、アッパリンク５は、鋼製のものであり、図８に示すように、ピストン８側の一端にピストンピン７が圧入されている。そして、アッパリンク５における上方のピストンピン７の軸長と、下方の第１連結ピン６の軸長とは、互いに等しい。また、ピストンピン７が受ける荷重と第１連結ピン６が受ける荷重とは基本的に等しいので、ピストンピン７と第１連結ピン６とは、互いに等しい径とすることができる。

また、図８に示すように、一対のピンボス部２４及びピストンピン７からなるピストン連結構造のピストンピン軸方向の寸法は、ピストン８ないしはシリンダ１９の直径に比べて、かなり小さなものとなっている。

そして、ピストン８が下死点近傍にあるときに、クランクシャフト１のカウンタウェイト１５の最外径部が、図示するように、ピストンピン７を軸方向へ延長した延長線と交差するようになっている。換言すれば、ピストン８が下死点近傍にあるときに、ピストンピン７を保持したピンボス部２４の側方を、カウンタウェイト１５の最外径部が通過する。

また、スカート部２３も小型化されていることから、上記のようにカウンタウェイト１５がピンボス部２４の側方を通過する際に、スカート部２３と干渉することはない。このようにスカート部２３を小型化すると、その剛性を大きく確保することは困難であるが、本発明が前提とする複リンク式ピストン−クランク機構においては、ピストン８を傾けようと作用するサイドスラスト荷重は、一般の単リンク式ピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるので、スカート部２３は最小の大きさで済む。

さらに、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の利点として、単振動に近いピストン−ストローク特性とすることで、ピストン加速度が平準化され、ピストン上死点付近での最大慣性力が大幅に低減する。従って、上記のように、ピストンピン７を保持するピンボス部２４の小型化が可能となる。

このような複リンク式ピストン−クランク機構を有する４サイクル内燃機関において、本発明では、主に吸気行程におけるピストンストローク量の最適化を行う。

図９は本発明の要部となる最適化されたピストンストローク特性を模式的に示した説明図である。図９から明らかなように、本発明では、エンジン低負荷時には、エンジン高負荷時に比べてピストン１の排気上死点を低い位置として排気上死点における燃焼室容積を相対的に大きくすると共に、エンジン高負荷時に比べて吸気行程におけるピストン１のピストンストローク量を小さくする。そして、エンジン高負荷時に比べてピストン１の圧縮上死点を高い位置として圧縮上死点における機関圧縮比を相対的に高くすると共に、エンジン高負荷時に比べて膨張行程におけるピストン１のピストンストローク量を大きくする。また、エンジン低負荷時におけるピストン１の排気上死点位置と、圧縮上死点位置とは互いに異なるものである。

一方、エンジン高負荷時には、エンジン低負荷時に比べてピストン１の排気上死点を高い位置として排気上死点における燃焼室容積を相対的に小さくすると共に、エンジン低負荷時に比べて吸気行程におけるピストン１のピストンストローク量を大きくする。そして、エンジン低負荷時に比べてピストン１の圧縮上死点を低い位置として圧縮上死点における機関圧縮比を低くすると共に、エンジン低負荷時に比べて膨張行程におけるピストン１のピストンストローク量を小さくする。そして、排気上死点での燃焼室容積を、エンジン低負荷時における圧縮上死点での燃焼室容積よりも小さくする。換言すれば、吸気行程におけるピストン１のピストンストローク量が最大のとき、ピストン１の排気上死点での燃焼室容積を最小とする。また、エンジン高負荷時におけるピストン１の排気上死点位置と、圧縮上死点位置とは互いに異なるものである。

従って、エンジン低負荷時においては、図１０に示すように、吸気行程におけるピストンストローク量を小さくすることで排気量が減少し、ポンプ損失を低減することができる。また、排気上死点における燃焼室容積を大きくすることで、本来的な内部ＥＧＲの効果を得ることができる。そして、機関圧縮比を高くすることで燃焼の改善を行うことができる。さらに、膨張行程におけるピストンストローク量が大きくなることで、膨張仕事が増大し、燃費向上を図ることができる。

また、エンジン高負荷時においては、図１１に示すように、吸気行程におけるピストンストローク量を大きくすることで出力及びトルクの増大を図ることができる。また、排気上死点での燃焼室容積を小さくすることで、残留ガスが減少し、出力及びトルクの増大を図ることができる。そして、機関圧縮比を小さくすることでノッキングを回避することができる。

尚、機関圧縮比とは、ピストン１の圧縮上死点位置での燃焼室容積（シリンダ１９内に残存する隙間容積）と、ピストン１の吸気下死点位置でのシリンダ１９内の容積との比であり、特にピストン１の圧縮上死点位置に大きく依存している。従って、エンジンン低負荷時に機関圧縮比が相対的に高いにもかかわらずピストンストローク量を小さくすることができ、エンジン高負荷時に機関圧縮比が相対的に低いにもかかわらずピストンストローク量を大きくすることができるのである。

また、本発明は、直列４気筒機関に好適である。一般に、直列４気筒機関の場合、ピストン８の慣性２次振動がピストンストローク拡大に伴い急増するため、ストロークの拡大で大排気量化を図ると、騒音振動特性が悪化し、品質を著しく損ねる問題があったが、本発明で用いる複リンク式ピストン−クランク機構では、単振動に近いピストンストローク特性となるため、このような騒音振動特性の悪化を回避できる。

しかも、単振動に近いピストンストローク特性とすれば、上死点付近でのピストン８の速度が、単リンク式ピストン−クランク機構のものに比べて遅くなることから、同じ燃焼速度に対し十分に時間的な余裕が与えられることになり、気筒当たりの排気量が大きな燃焼室でも、良好な燃焼を確保できる。

また、図１の複リンク機構でピストンストロークを単振動に近づけることを同一出願人から提案しているが、本発明の場合、制御軸１２の回転を仮想的に停止させた条件で、基本的な複リンク設計を行ない、ピストンストローク特性をを単振動に近づけるようにリンクディメンションを適切に設定することにより、制御軸１２を回転させた場合も慣性２次振動を最小限に抑えることができる。

上記実施形態から把握し得る本発明の技術的思想について、その効果とともに列記する。

（１） シリンダ内を往復動するピストンが複リンク式ピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結されている内燃機関において、複リンク式ピストン−クランク機構は、一端がピストンピンを介してピストンに連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、クランクシャフトと同期回転し、かつクランクシャフトの半分の回転数で回転するコントロールシャフトに他端が揺動可能に連結されるコントロールリンクと、コントロールシャフトのクランクシャフトに対する位相を機関運転状態に応じて可変制御する位相調整手段と、を備え、内燃機関の吸気行程におけるピストンストローク特性を可変制御する。これによって、ピストンストローク量の最適化を行うことで、燃費や出力の大幅な向上を実現することができる。

（２） 上記（１）に記載の内燃機関は、具体的には、内燃機関の吸気行程におけるピストンストローク特性を変化させることにより機関圧縮比を変化させる。

（３） 上記（２）に記載の内燃機関は、具体的には、吸気行程におけるピストンストローク量が大きいときの機関圧縮比に対して、吸気行程におけるピストンストローク量が小さいときの機関圧縮比は、相対的に高くなるよう設定されている。換言すれば、上記（２）に記載の内燃機関は、機関圧縮比が低いときの吸気行程におけるピストンストローク量に対して、機関圧縮比が高いときの吸気行程におけるピストンストローク量は、相対的に小さくなるよう設定されている。

（４） 上記（１）〜（３）のいずれかに記載の内燃機関は、具体的には、吸気行程におけるピストンストローク量が最大のとき、ピストン排気上死点での燃焼室容積が最小となるよう設定されている。

（５） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関は、具体的には、吸気行程におけるピストンストローク量が小さいほど、膨張行程おけるピストンストローク量が大きくなるよう設定されている。

（６） 上記（１）〜（５）のいずれかに記載の内燃機関は、具体的には、機関低負荷時に吸気行程におけるピストンストローク量が小さくし、機関高負荷時に吸気行程におけるピストンストローク量が大きくするよう設定されている。

（７） 上記（１）〜（６）のいずれかに記載の内燃機関において、複リンク式ピストン−クランク機構は、コントロールシャフトの回転を仮想的に停止させた場合に、ピストンストローク特性が単振動に近くなるように構成されている。

（８） 上記（１）〜（７）のいずれかに記載の内燃機関は、より具体的には、ピストンピンの軸長と第１連結ピンの軸長とが略等しくなるよう設定されている。

（９） 上記（１）〜（８）のいずれかに記載の内燃機関は、より具体的には、クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差する。

この発明に係る内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構の全体を示す構成説明図。 制御軸にクランクシャフトの回転を伝達するギヤ列の全体構成を模式的に示す説明図。 制御軸にクランクシャフトの回転を伝達するギヤ列の全体構成を模式的に示す説明図。 クランクシャフトと直交する面に沿ったピストンの断面図。 クランクシャフト軸方向に沿ったピストンの断面図。 ピストンの一部を切り欠いて示す斜視図。 ピストンの側面図。 下死点におけるピストンとカウンタウェイトとの位置関係を示す説明図。 本発明の要部となる最適化されたピストンストローク特性を模式的に示した説明図 本発明におけるエンジン低負荷時のＰ−Ｖ線図。 本発明におけるエンジン高負荷時のＰ−Ｖ線図。

符号の説明

４…ロアリンク
５…アッパリンク
７…ピストンピン
８…ピストン
１０…コントロールリンク
１５…カウンタウェイト
２３…スカート部
２４…ピンボス部

Claims (9)

1. シリンダ内を往復動するピストンが複リンク式ピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結されている内燃機関において、
   複リンク式ピストン−クランク機構は、一端がピストンピンを介してピストンに連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、クランクシャフトと同期回転し、かつクランクシャフトの半分の回転数で回転するコントロールシャフトに他端が揺動可能に連結されるコントロールリンクと、コントロールシャフトのクランクシャフトに対する位相を機関運転状態に応じて可変制御する位相調整手段と、を備え、内燃機関の吸気行程におけるピストンストローク特性を可変制御することを特徴とする内燃機関。
2. 内燃機関の吸気行程におけるピストンストローク特性を変化させることにより機関圧縮比を変化させることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. 吸気行程におけるピストンストローク量が大きいときの機関圧縮比に対して、吸気行程におけるピストンストローク量が小さいときの機関圧縮比は、相対的に高くなるよう設定されていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関。
4. 吸気行程におけるピストンストローク量が最大のとき、ピストン排気上死点での燃焼室容積が最小となるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関。
5. 吸気行程におけるピストンストローク量が小さいほど、膨張行程おけるピストンストローク量が大きくなるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関。
6. 機関低負荷時に吸気行程におけるピストンストローク量が小さくし、機関高負荷時に吸気行程におけるピストンストローク量が大きくするよう設定されていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関。
7. 複リンク式ピストン−クランク機構は、コントロールシャフトの回転を仮想的に停止させた場合に、ピストンストローク特性が単振動に近くなるように構成されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関。
8. ピストンピンの軸長と第１連結ピンの軸長とが略等しくなるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関。
9. クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差することを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の内燃機関。

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