JP2006183483A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 内燃機関の全高を抑制する。
【解決手段】 ピストン１１のピストンピン１０に連結されるアッパーリンク９と、このアッパーリンク９とクランクシャフト１のクランクピン３とを連結するロアリンク４と、一端７が機関本体側へ揺動可能に支持され、他端がロアリンク４に連結されるコントロールリンク６と、を備える内燃機関において、コントロールリンク６の機関本体に対する揺動中心が、クランクシャフト１の回転中心を通りピストン往復方向に平行な線の近傍の、クランクシャフト１の回転中心に対してピストン１１と反対側に配置される。これによって、内燃機関を傾けて設置した際に内燃機関の全高を低くできる。
【選択図】 図１

Description

本発明は、自動車等に用いられる内燃機関に関する。

バンク角が９０度のＶ型８気筒４サイクル内燃機関において、全てのクランクピン軸中心が同一平面上に位置する平面クランク（いわゆるシングルプレーンクランク）を採用すると、各バンクにおける燃焼サイクルが１８０度間隔となり、吸気および排気のタイミングが等間隔となる。したがって各バンクで吸気干渉もしくは排気干渉が発生せず、高出力を得る上では有利である。しかしながら、平面クランクのＶ型８気筒内燃機関では各気筒間で往復運動質量の慣性力が完全にはバランスされず、主として内燃機関回転速度の２倍、すなわち回転２次成分の水平方向の慣性力が内燃機関全体としてみた時にも残ってしまう。この特性は運転時の振動の少なさや滑らかさが要求される乗用車（特に高級乗用車）用の内燃機関としては重大な問題である。この問題を解決するために２次慣性力を打ち消すバランサーシャフトを搭載するという解決方法が特許文献１などで提案されているが、クランクシャフトと並行に２本の回転軸を設けクランクシャフトの２倍の回転速度で駆動しなければならないために構造の複雑化が不可避であるという問題点が有った。

また、従来の内燃機関の可変圧縮比機構として、複リンク式のピストンクランク機構を利用したものが提案されている。これは、ピストンにピストンピンを介して一端が連結されたアッパーリンクと、このアッパーリンクの他端に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連結されたロアリンクと、ロアリンクと内燃機関本体に対して支持されたコントロールシャフトとを連結して、ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクとを備えており、コントロールリンクの揺動支点位置が運転条件に応じて制御される構成となっている。ここで、コントロールリンクの一端は、コントロールシャフトの内燃機関本体に対する回転中心に対して偏心した位置で、クランクシャフトと略平行に延びるコントロールシャフトに揺動可能に支持されている。

コントロールシャフトが回転することによりコントロールリンクの揺動支点位置が変化すると、ロアリンクの姿勢が変化し、これに伴ってピストンの上死点位置、ひいては圧縮比が変化する。例えば負荷が比較的低い運転条件においては燃費効率に優れる高圧縮比に設定し、負荷が比較的高い運転条件においては気筒内の圧力が過大になることで各部品の耐久性に悪影響を与えないよう低圧縮比に設定する運転方法が考えられる。すなわち、内燃機関の運転条件に応じ圧縮比を最適な値に制御することによって燃費低減と最大出力の向上を同時に実現することが可能になる。

このような構成の内燃機関においては、特許文献２などに示されるように回転２次の慣性力を低減する効果が有ることが知られている。この回転２次振動低減効果はピストンとクランクピンとを連結する要素が多節リンク機構であることに起因しており、このような効果を得るためには圧縮比可変のためのコントロールリンクの揺動中心座標を移動させるメカニズムは必須ではない。より効果的に回転２次振動を低減するためには、特許文献２、特許文献３に示されるように各リンク節の長さと各部品の運動軌跡を適切に設計する方法や、特許文献４に示されるようにロアリンクの重心位置を適切に設計する方法が知られている。そして、複リンク式のピストンクランク機構をＶ型８気筒４サイクル内燃機関に適用すると、上述した平面クランクによる高出力と複リンクによる２次振動低減効果を同時に得て、さらに圧縮比可変による燃費及び出力の改善効果も得ることが可能である。
特開平８−１９３６４３号公報 特開２００１−２２７３６７号公報 特開２００２−２２７６７４号公報 特開２００２−１２９９９５号公報

しかしながら、上記の従来の複リンク式ピストンクランク機構をＶ型８気筒内燃機関に適用した場合、内燃機関の全高が増すという問題点が有る。すなわち、従来の複リンク式ピストンクランク機構において２次振動低減効果を最大限得ようとすると、コントロールリンクの内燃機関本体に対する揺動中心（揺動支点位置）は、クランク軸回転中心からみてピストン往復方向に対して斜め下方に位置しているため、この複リンク機構を２つのシリンダ列間の角度だけ傾けて配置すると一方のバンクのコントロールリンクの揺動中心が鉛直下方に配置されることになる。すなわち、一方のバンクのコントロールシャフトが、クランクシャフトと略平行に、かつクランクシャフトの鉛直下方に配置されことになる。

そのため、クランクシャフトの鉛直下方に配置されることになる一方のバンクのコントロールシャフトを保持するためのベアリングも含めれば、内燃機関の全高はコントロールシャフトを有さない従来のピストンクランク機構に比べて相当に増大していまうという問題がある。

そこで、本発明はコントロールシャフトの位置、すなわちコントロールリンクの揺動中心の位置を変更することで、シリンダ軸線を傾けた時、特にバンク角９０°のＶ型８気筒内燃機関を構成したときの内燃機関の全高を抑制することを目的とするものである。

本発明は、ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が機関本体側へ揺動可能に支持され、他端がロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を備える内燃機関において、コントロールリンクの機関本体に対する揺動中心が、クランクシャフトの回転中心を通りピストン往復方向に平行な線の近傍の、クランクシャフト回転中心に対してピストンと反対側に配置されることを特徴としている。

本発明によれば、内燃機関を傾けて設置した際に内燃機関の全高を低くできる。特にクランク軸回転方向に内燃機関を傾けて設置した際に、コントロールリンク揺動中心が鉛直下方に突出することを防止し、内燃機関の全高を低くできる。

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は本発明の第１実施形態の説明図であり、内燃機関をクランク軸後方から見た際の各運動部品の配置を模式的に示した説明図である。

クランクシャフト１は、複数のクランクジャーナル２とクランクピン３とを備えており、シリンダブロック（図示せず）の主軸受（図示せず）に、クランクジャーナル２が回転自在に支持されている。

クランクシャフト１はクランクジャーナル２の軸心２ａを中心に反時計回りに回転する。ここで、この軸心２ａがクランクシャフト１の回転中心となる。

クランクピン３は、クランクジャーナル２に対して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。

ロアリンク４はクランクピン３と同調してクランクジャーナル２の軸心２ａの周りを回転運動し、さらにクランクピン３の周りを揺動運動する。ロアリンク４の一端はコントロールピン５を介してコントロールリンク６の他端と連結されている。コントロールリンク６の一端７は内燃機関本体に対して揺動可能に固定されている。詳述すると、内燃機関には、クランクシャフト１と略平行に延び、内燃機関本体に対して固定されたコントロールシャフト（図示せず）が設けられており、コントロールリンクの一端７は、このコントロールシャフトに対して揺動可能に連結されている。そして、コントロールリンク６の一端７が、コントロールリンク６の内燃機関本体に対する揺動中心となる。

また、コントロールリンク６の作用により、ロアリンク４がクランクジャーナル２の軸心２ａの周りを回転運動する際のロアリンク４の傾きが制御され、クランク角に応じてロアリンク４の姿勢は一義的に定まる。ロアリンク４の他端はアッパーピン８を介してアッパーリンク９と連結されている。アッパーリンク９のアッパーピン８と反対側の一端はピストンピン１０を介してピストン１１と連結されている。尚、図１中のＬ１はクランクピン３の回転軌跡、Ｌ２はアッパーピン８の揺動軌跡、Ｌ３はコントロールピン５の略円弧状の揺動軌跡である。

そして、この第１実施形態にいては、コントロールリンク６の揺動中心となる一端７が、クランクシャフト１の回転中心（軸心２ａ）を通りピストン往復方向に平行な線分Ｐ１の近傍に位置し、かつピストン往復方向（図１における上下方向）で、クランクシャフト１の回転中心（軸心２ａ）に対してピストン１１と反対側に位置するよう配置されている。

さらに、この第１実施形態においては、アッパーピン８がコントロールピン５とクランクピン３とを結ぶ線分Ｐ２に対しピストン１１と反対側に位置するように、ロアリンク４の形状が設定されている。

図２は、第１比較例として従来の複リンク式内燃機関を模式的に示した説明図である。尚、図２に示す従来の複リンク式内燃機関は、本出願人が先に提案したもので特開２００３−３２８７９６号公報等によって公知となっており、また部品の基本構成はこの従来例も上述した第１実施形態も同様であるので、重複する構成については同一の符号を付して説明を省略する。

上述した第１実施形態とこの第１比較例の第１の違いはコントロールリンク６の揺動中心７の位置である。第１実施形態では、コントロールリンク６の一端７、すなわちコントロールリンク６の揺動中心が、クランクジャーナル２の軸心２ａを通りピストン往復方向に平行な線分Ｐ１の近傍の、クランクジャーナル２の軸心２ａに対してピストン１１と反対側の位置に配置される。図１ではシリンダが直立した状態で図示しているため、コントロールリンク６の揺動中心（一端７）の位置は換言すればクランクジャーナル２の軸心２ａから鉛直下方近傍に配置されると言える。一方、図２に示す第１比較例においては、コントロールリンク６の揺動中心（一端７）が、クランクジャーナル２の斜め下方に位置し、線分Ｐ１から大きく離間した構成となっている。

両者の第２の違いはロアリンク４の形状にある。図２に示す第１比較例では、アッパーピン８の位置はクランクピン３とコントロールピン５を結ぶ線分Ｐ２に対してピストン１１に近い側（図２における上側）にあるが、第１実施形態ではアッパーピン８の位置はクランクピン３とコントロールピン５を結ぶ線分Ｐ２に対してピストン１１とは反対側（図１における下側）にある。

第１実施形態における内燃機関の第１の効果は、特に内燃機関を傾けた時に、内燃機関の全高を低くできることである。図３は、第１実施形態の内燃機関を反時計回りに４５°傾けた際の図である。図４は、上述した第１比較例の内燃機関を反時計回りに４５°傾けた際の図である。

図３の第１実施形態はその全高Ｈ１が、図２の第１比較例の全高Ｈ２に対して低くなっている。特に、第１実施形態におけるクランクジャーナル２の軸心２ａから内燃機関下端までの距離Ｋ１が、第１比較例におけるクランクジャーナル２の軸心２ａから内燃機関下端までの距離Ｋ２よりも小さくなっている。これはコントロールリンク６の揺動中心（一端７）の位置の違いによるものである。また、第１比較例の内燃機関ではコントロールリンク６の揺動中心（一端７）が内燃機関の下端となり、それに対して第１実施形態の内燃機関ではコントロールピン５の軌跡Ｌ３の下端付近が内燃機関の下端となる。

多気筒内燃機関の場合、内燃機関の前後を貫通するようにクランクシャフトと略平行にコントロールシャフトを設け、コントロールシャフトにコントロールリンクを回転自由に連結してコントロールリンクの揺動中心を構成することになる。そのため、上述した第１比較例では内燃機関のほぼ全長にわたって内燃機関の下端はコントロールリンク６の揺動中心（一端７）よりも低い位置になる。それに対して第１実施形態では各気筒ごとに独立したコントロールピン５の軌跡が最下点となるため、コントロールリンク６やコントロールピン５と干渉しない位置においては内燃機関の下端はコントロールリンク６の揺動中心（一端７）の位置まで高くできる。換言すれば、各気筒のボア中心の中間付近の部位においては内燃機関の上下寸法が若干小さくなるため、車両搭載時に他の部品との干渉を避ける等の効果がある。尚、ここで述べた内燃機関の全高を低減する効果は、コントロールリンク６の揺動中心の位置の違いのみに起因するものではなく、ロアリンク４の形状にも起因している。本発明の第１実施形態ではアッパーピン８の位置はクランクピン３とコントロールピン５を結ぶ線分Ｐ２に対してピストン１１とは反対側にある。

例としてコントロールリンク６の揺動中心（一端７）の位置及び各リンク節の長さ（各ピン間の距離）を第１実施形態と同一にし、ロアリンク４の形状のみをアッパーピン８の位置を第１実施形態とは逆にロアリンク４のクランクピン３とコントロールピン５を結ぶ線分Ｐ２に対してピストン１１に近い側（図５における上側）に配置した場合の内燃機関の形状を第２比較例として、図５に示す。尚、この第２比較例においても、部品の基本構成はこの従来例も上述した第１実施形態も同様であるので、重複する構成については同一の符号を付して説明を省略する。

図１の第１実施形態に対して図５の第２比較例のほうが内燃機関の全高が増すことは一目瞭然である。また、ロアリンク４の寸法であるが、クランクピン３からコントロールピン５までの距離をＬａ、コントロールピン５からアッパーピン８までの距離をＬｂとしたとき、Ｌｂ／Ｌａが少なくとも１．５≦Ｌｂ／Ｌａ≦２．３となる関係を満たすよう設定されており、上述した第１実施形態においては、Ｌｂ／Ｌａが約１．９となるように設定されている。このような寸法に設定したことにより図３のように内燃機関を配置したときに、コントロールリンク６の軌跡が鉛直下方に過度に突出することを避け、内燃機関全体をコンパクトにすることが可能になる。

図６に、本発明の第１実施形態、第１比較例及び一般的な単リンク式のピストンクランク機構をそれぞれ有する内燃機関に発生する慣性力を示す特性線図を示す。いずれも１気筒あたりの慣性力であり、ピストンストローク、ピストン質量、回転速度は同一である。図６ａが水平方向（図１，２，５の左右方向）の慣性力であり、特性線１６が一般的な単リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関（単リンク式内燃機関）における水平方向の慣性力を示し、特性線１７が第１比較例における水平方向の慣性力を示し、特性線１８が第１実施形態における水平方向の慣性力を示している。また、図６ｂが垂直方向（図１，２，５の上下方向）の慣性力であり、特性線１９が一般的な単リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関（単リンク式内燃機関）における垂直方向の慣性力を示し、特性線２０が第１比較例における垂直方向の慣性力を示し、特性線２１が第１実施形態における垂直方向の慣性力を示している。尚、図６ａ及び図６ｂにおける縦軸は、同一スケールである。

この図６より、上下方向（垂直方向）の慣性力は複リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関（複リンク式内燃機関）の場合（特性線２０、特性線２１）のほうが単リンク式内燃機関の場合（特性線１９）よりも小さいことが分かる。

図６の慣性力を寄り詳細に観察するために、各回転次数ごとの振幅を図７に示す。図７は図６に示した各内燃機関の慣性力のクランク回転１〜４次の成分の振幅をｄＢ単位の棒グラフとして表したものであり、図７ａは水平方向、図７ｂは垂直方向であり、いずれも縦軸の１目盛りは１０ｄＢ相当である。

尚、図７ａ及び図７ｂにおいて、２２，２５は単リンク式内燃機関における各回転次数ごとの振幅を表し、２３，２６は第１比較例のピストンクランク機構を有する内燃機関における各回転次数ごとの振幅を表し、２４，２７は第１実施形態のピストンクランク機構を有する内燃機関における各回転次数ごとの振幅を表している。

垂直方向の回転２次成分（図７ｂを参照）は、単リンク式内燃機関に比べて複リンク式内燃機関（第１比較例及び第１実施形態）の方が慣性力が大きく低減されている。水平方向の回転２次成分では、複リンク式内燃機関の慣性力は単リンク式内燃機関（縦軸のレンジ外なので図示されず）に比べて非常に大きいが、そのレベル自身は単リンク式内燃機関の垂直方向の慣性力（図７ｂにおける回転２次の棒グラフ２５を参照）よりも充分に小さく、従って上述の垂直方向２次慣性力の低減効果が得られるかぎり水平２次慣性力の悪化は大きな問題とならないことが分かる。さらに複リンク式内燃機関同士を比較すると、第１比較例に比べ第１実施形態のほうが水平２次慣性力が大きく低減されていることが分かる。この水平方向の２次慣性力の低減により、後述するようにＶ型８気筒内燃機関に適用した際にパワープラント振動を低減できる効果が得られる。

尚、上述した第１実施形態において、コントロールシャフト（図示せず）を内燃機関本体に対して回転可能に支持し、かつこのコントロールシャフトの内燃機関本体に対する回転中心に対して偏心した位置にコントロールリンク６の一端７を回転可能に連結するよう構成することも可能である。すなわち、本出願人が先に提案したもので特開２００３−３２８７９６号公報等によって公知となっている内燃機関の圧縮比を可変可能な複リンク機構に対しても本発明は適用可能である。この場合、コントロールシャフトの機関本体に対する回転中心が、クランクシャフトの回転中心を通りピストン往復方向に平行な線（図１における線分Ｐ１に相当）の近傍の、クランクシャフト回転中心に対してピストンと反対側に配置される。

図８は本発明の第２実施形態の内燃機関をクランク軸後方から観察した図である。この第２実施形態は上述した第１実施形態の複リンク式内燃機関をバンク角９０°のＶ型多気筒内燃機関にしたものである。また、従来の複リンク式内燃機関（図２に示した第１比較例）をバンク角９０°のＶ型多気筒に組み合わせた内燃機関をクランク軸後方から観察したものを図９に示す。尚、図８及び図９における内燃機関の部品の基本構成は、上述した第１実施形態と略同様であるので、重複する構成については同一の符号を付して説明を省略する。

図８の内燃機関の全高Ｈ３は、図９の内燃機関の全高Ｈ４に対して低い。特に、第２実施形態の内燃機関においては右バンク側（図８における右側バンク）のコントロールリンク６の揺動中心（一端７ｂ）と左バンク側（図８における左側バンク）のコントロールリンク６の揺動中心（一端７ａ）とが略水平になるように配置されているため、図９の従来の複リンク式のＶ型内燃機関に比べて、左バンク側のコントロールリンク６の揺動中心（一端７ａ）が内燃機関の下方に配置されることがなく、全高を低く抑える上で有利である。

コントロールリンク６やコントロールピン５の軌跡が低い位置に配置されることとコントロールリンク６の揺動中心（一端７）が同程度に低い位置に配置されることの違いは以下のような点である。コントロールリンク６の揺動中心（一端７）には通常内燃機関を前後に貫通するシャフトが用いられるため、内燃機関の全長全てにわたってこの部位に部材が存在し、さらにこのシャフトを内燃機関本体に固定するためのベアリングキャップやボルトを配置するためにシャフトよりもさらに低い位置に部品が突出するのに対し、コントロールリンク６やコントロールピン５の軌跡は内燃機関前後方向には各気筒中心付近の部位にしか存在せず、隣接する気筒間の中心付近（通常シリンダブロックのバルクヘッドが配置される部位）においては内燃機関の最下端はコントロールリンク６やコントロールピン５の最下端よりも高い位置になる。すなわち、例えば本発明の第２実施形態の内燃機関を車両に搭載する場合などに、隣接する気筒間の中心付近に他の車体側部品（例えばサスペンションメンバーやワイアーハーネスなど）を配置することによりエンジンルーム内の部品配置を最適化し内燃機関をより低い位置に搭載することが可能になる。

図１０は本発明の第３実施形態の内燃機関の概略構成を示している。この第３実施形は、上述した第２実施形態のＶ型内燃機関のうち、特に８気筒でシングルプレーンクランクを有するものである。シングルプレーンクランクとはクランクシャフト１のクランクジャーナル２と全てのクランクピン３の中心軸が同一平面上に配置されるものである。一方、図１１は従来の複リンク式内燃機関をシングルプレーンクランクを有するバンク角９０°のＶ型８気筒にしたものである。また、図１２は一般的な単リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関（単リンク式内燃機関）を同じくシングルプレーンクランクを有するバンク角９０°のＶ型８気筒にしたものである。

図１３〜１５はそれぞれ図１０〜１２の内燃機関に発生する慣性加振力の回転２次成分を横軸クランク角で示したものであり、図１３ａ、図１４ａ、図１５ａが水平方向（図１０〜１２において左右方向）における慣性加振力の回転２次成分を表し、図１３ｂ、図１４ｂ、図１５ｂが上下方向における慣性加振力の回転２次成分を表す。尚、それぞれの内燃機関でピストンの質量、ストローク、回転速度は同一として計算したグラフであり、縦軸のスケールは全て同一である。

また、図１３〜図１５において、太実線で示した各慣性加振力は、それぞれ各気筒で発生する慣性力の回転２次成分を合成したものである。各気筒で発生する慣性力の回転２次成分は、図１３〜図１５において細実線で示したものであり、同一の位相で慣性力を発生する気筒が２つ存在するために、８気筒分として４本の特性線としてそれぞれ表される。

図１５の単リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関では、水平方向に回転２次の加振力が発生している。それに対して図１４の従来の複リンク式内燃機関では、複リンク機構のピストン往復方向の回転２次加振力を低減する効果があるため水平方向の２次慣性力は低減される。しかしながら、反面で垂直方向の回転２次慣性力が発生する。

それに対して、本発明の第３実施形態における内燃機関では、図１３に示すように、水平方向慣性力の２次成分に加えて垂直方向慣性力の２次成分も低減されていることが分かる。これは本発明では各リンク節の長さと配置を最適にしたことにより、Ｖ型８気筒内燃機関の垂直方向の２次慣性力の原因となる、各気筒の水平方向（ピストン往復方向に垂直な方向）の慣性力が低減されたことによるものである。そのため、第３実施形態では各気筒間の吸排気干渉を抑制し高出力を得る上で好適なシングルプレーンクランクを採用しつつ、シングルプレーンクランクの短所である水平２次慣性力を低減でき、高出力と低振動を両立した内燃機関を実現している。

上記各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） ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が機関本体側へ揺動可能に支持され、他端がロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を備える内燃機関において、コントロールリンクの機関本体に対する揺動中心が、クランクシャフトの回転中心を通りピストン往復方向に平行な線の近傍の、クランクシャフト回転中心に対してピストンと反対側に配置される。

これによって、内燃機関を傾けて設置した際に内燃機関の全高を低くできる。特にクランクシャフト回転方向に内燃機関を傾けて設置した際に、コントロールリンクの揺動中心が鉛直下方に突出することを防止し、内燃機関の全高を低くできる。

（２） ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が内燃機関本体に対して支持されたコントロールシャフトに揺動可能に支持されていると共に他端がコントロールピンを介してロアリンクに揺動可能に連結されたてコントロールリンクと、を備える内燃機関において、コントロールリンクのコントロールシャフトに対する揺動中心がコントロールシャフトの機関本体に対する回転中心に対して偏心しており、コントロールシャフトの機関本体に対する回転中心が、クランクシャフトの回転中心を通りピストン往復方向に平行な線の近傍の、クランクシャフト回転中心に対してピストンと反対側に配置される。これによって、コントロールシャフトを回転させることでコントロールリンクの揺動中心の位置を変化させ圧縮比を可変する内燃機関において、上記（１）に記載の内燃機関と同様に、内燃機関を傾けて設置した際に内燃機関の全高を低くできる。特にクランクシャフト回転方向に内燃機関を傾けて設置した際に、コントロールリンクの揺動中心が鉛直下方に突出することを防止し、内燃機関の全高を低くできる。

（３） 上記（１）または（２）に記載の内燃機関において、アッパーリンクとロアリンクとはアッパーピンで連結され、コントロールリンクとロアリンクはコントロールピンで連結され、アッパーピンの位置が、コントロールピンとクランクピンとを結ぶ線分に対し、ピストンと反対側の位置に設けられる。これによって、ピストン往復方向およびピストン往復方向と直交する方向の回転２次慣性力を低減することができる。また、クランクシャフト中心からピストン上死点位置までの距離が低く抑えられるために内燃機関の小型化に寄与する。また、従来の複リンク式内燃機関と比較して慣性加振力とくにピストン往復方向と垂直な方向の回転２次慣性力が低減され、内燃機関の低振動化に寄与する。

（４） 上記（３）に記載の内燃機関において、クランクピンからコントロールピンまでの距離をＬａ、コントロールピンからアッパーピンまでの距離をＬｂとしたとき、１．５≦Ｌｂ／Ｌａ≦２．３なる関係を満足する。これによって、充分なピストンストロークおよび２次振動低減効果を得つつ、内燃機関を傾けて設置した際に全高が増大することを抑制できる。特にクランクシャフト回転方向に傾けて設置した際にコントロールリンクの運動軌跡が鉛直下方に突出し内燃機関の全高が増大することを抑制できる。同時に、各運動部品の慣性力のバランスを好適に保ち、内燃機関の低振動化に寄与する。

（５） 上記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関において、複数のシリンダがＶ型に２列に配置されている。これによって、Ｖ型内燃機関の全高を低くすることができる。

（６） 上記（５）に記載の内燃機関において、２列のシリンダ列の中心軸線が鉛直軸に対して互いに逆向きの傾きを持つように内燃機関を設置した際に、一方のシリンダ列のコントロールリンクの機関本体に対する揺動中心と、他方のシリンダ列のコントロールリンクの機関本体に対する揺動中心とを結んだ線分が略水平となる。これによって、コントロールリンクの機関本体に対する揺動点近傍が内燃機関の鉛直下方に突出することを抑制でき、内燃機関の全高を低くすることができる。

（７） 上記（５）または（６）に記載の記載の内燃機関において、２列のシリンダ列がなす角度が９０°である。これによって、シリンダ列を傾けた時の全高抑制効果が傾け角度がクランク軸回転方向に略４５°の時にほぼ最大となるため、内燃機関の全高抑制効果が最も効果的に得られる。

（８） 上記（７）に記載の内燃機関において、シリンダの数が８である。これによって、等間隔爆発の４ストローク行程とした時に前後に隣接する２つの気筒のクランクピンがクランクシャフト回転中心から見て同一位相となるため、クランクシャフトを簡便な４スローで構成して多気筒化を容易に実現でき、内燃機関の高出力化や低振動化が可能になる。特にリンク類の機関前後方向の寸法が従来のピストンクランク機構におけるコネクティングロッドよりも幅広となるため、クランクピンが同一位相となることで部品構成が単純になる効果を従来エンジンよりも顕著に得ることができる。

（９） 上記（８）に記載の内燃機関において、全てのクランクピン中心軸線が同一平面上に配置される平面クランクを有する。これによって、４ストローク行程とした場合に各シリンダ列ごとにみて等間隔燃焼となるため、吸排気効率に優れるため高出力を得ることが可能になる。さらに従来のピストンクランク機構を有する平面クランク９０°Ｖ８内燃機関では機関水平方向に２次慣性力が発生するが、本発明の複リンク機構を有する内燃機関ではその水平２次慣性力を低減することができ、高出力と低振動を両立した内燃機関を実現することができる。

本発明の第１実施形態における内燃機関の説明図であり、内燃機関をクランク軸後方から見た際の各運動部品の配置を模式的に示した説明図。 第１比較例として従来の複リンク式内燃機関を模式的に示した説明図。 第１実施形態の内燃機関を反時計回りに４５°傾けた状態を示した説明図。 第１比較例の内燃機関を反時計回りに４５°傾けた状態を示した説明図。 第２比較例としての複リンク式内燃機関を模式的に示した説明図。 内燃機関に発生する慣性力を示す特性線図。 内燃機関の慣性力のクランク回転１〜４次の成分の模式的に示した説明図。 本発明の第２実施形態における内燃機関の説明図であり、内燃機関をクランク軸後方から見た際の各運動部品の配置を模式的に示した説明図。 第１比較例の内燃機関をバンク角９０°のＶ型多気筒に組み合わせた内燃機関を模式的に示した説明図。 本発明の第３実施形態の内燃機関の概略構成を示した説明図。 従来の複リンク式内燃機関の概略構成を示した説明図。 一般的な単リンク式内燃機関の概略構成を示した説明図。 本発明の第３実施形態の内燃機関に発生する慣性加振力の回転２次成分を示した説明図。 図１１に示す複リンク式内燃機関に発生する慣性加振力の回転２次成分を示した説明図。 図１２に示す内燃機関に発生する慣性加振力の回転２次成分を示した説明図。

符号の説明

１…クランクシャフト
２…クランクジャーナル
３…クランクピン
４…ロアリンク
５…コントロールピン
６…コントロールリンク
７…一端

Claims (9)

1. ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が機関本体側へ揺動可能に支持され、他端がロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を備える内燃機関において、
   コントロールリンクの機関本体に対する揺動中心が、クランクシャフトの回転中心を通りピストン往復方向に平行な線の近傍の、クランクシャフト回転中心に対してピストンと反対側に配置されることを特徴とする内燃機関。
2. ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアリンクと、一端が内燃機関本体に対して支持されたコントロールシャフトに揺動可能に支持されていると共に他端がコントロールピンを介してロアリンクに揺動可能に連結されたてコントロールリンクと、を備える内燃機関において、
   コントロールリンクのコントロールシャフトに対する揺動中心がコントロールシャフトの機関本体に対する回転中心に対して偏心しており、
   コントロールシャフトの機関本体に対する回転中心が、クランクシャフトの回転中心を通りピストン往復方向に平行な線の近傍の、クランクシャフト回転中心に対してピストンと反対側に配置されることを特徴とする内燃機関。
3. アッパーリンクとロアリンクとはアッパーピンで連結され、コントロールリンクとロアリンクはコントロールピンで連結され、アッパーピンの位置が、コントロールピンとクランクピンとを結ぶ線分に対し、ピストンと反対側の位置に設けられることを特徴とする請求項１または２記載の内燃機関。
4. クランクピンからコントロールピンまでの距離をＬａ、コントロールピンからアッパーピンまでの距離をＬｂとしたとき、１．５≦Ｌｂ／Ｌａ≦２．３なる関係を満足することを特徴とする請求項３に記載の内燃機関。
5. 複数のシリンダがＶ型に２列に配置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. ２列のシリンダ列の中心軸線が鉛直軸に対して互いに逆向きの傾きを持つように内燃機関を設置した際に、一方のシリンダ列のコントロールリンクの機関本体に対する揺動中心と、他方のシリンダ列のコントロールリンクの機関本体に対する揺動中心とを結んだ線分が略水平となることを特徴とする請求項５に記載の内燃機関。
7. ２列のシリンダ列がなす角度が９０°であることを特徴とする請求項５または６に記載の内燃機関。
8. シリンダの数が８であることを特徴とする請求項７に記載の内燃機関。
9. 全てのクランクピン中心軸線が同一平面上に配置される平面クランクを有することを特徴とする請求項８に記載の内燃機関。