JP2006207505A - 可変圧縮比内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】クランクケースとシリンダブロックとを相対的に近接または離反させることにより、圧縮比を可変とする可変圧縮比内燃機関において、クランクケースに働く周期的な力をより確実に相殺し、クランクケースの振動をより確実に抑制できる技術を提供する。
【解決手段】クランクケースに、クランク軸の回転と連動してバランスウェイトを回転駆動させて、クランクケースに周期的な慣性力を作用させるバランサ装置を備えるようにし、このバランサ装置の作動によってクランクケースに作用する慣性力Ｆ４の振幅と位相は、内燃機関における燃焼圧に起因する力Ｆ２及び、クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する機構慣性力Ｆ３の合力を打ち消すように設定される。
【選択図】図５

Description

本発明は、クランクケースとシリンダブロックとを相対的に近接または離反させることにより、圧縮比を可変とする可変圧縮比内燃機関に関する。

近年、内燃機関の燃費性能や出力性能などを向上させることを目的とした、内燃機関の圧縮比を可変にする技術が提案されている。この種の技術としては、シリンダブロックとクランクケースとを相対移動可能に連結するとともにその連結部分にカム軸を設け、前記カム軸を回動させてシリンダブロックとクランクケースとを、気筒の軸線方向に相対移動させることで燃焼室の容積を変更し、以て内燃機関の圧縮比を変更する可変圧縮比内燃機関が提案されている（例えば、特許文献１及び２を参照。）。

ところで内燃機関においては、燃焼室内での燃料の燃焼圧によって、前記クランクケースをシリンダブロックから離反させる力が周期的に働いている。ここで、内燃機関のクランクケースとシリンダブロックが一体である場合は、この燃焼圧に起因する力は互いに打ち消されて振動の原因となる可能性は少ない。それに対し、上記の可変圧縮比内燃機関においては、クランクケースとシリンダブロックとが別体となっているため、前記燃焼圧に起因する力によってクランクケースに振動が生じるおそれがあった。加えて、ピストンやコンロッドなどクランク軸を回転させるための機構部品の運動に起因する慣性力によっても、クランクケースに振動が生じるおそれがあった。その結果、上記の可変圧縮比内燃機関において騒音が発生したり機関性能が悪化したりするおそれがあった。

一方、前記クランク軸の回転に連動してバランスウェイトを回転駆動させ、その慣性力によって、ピストンやコンロッドなどの運動に起因する慣性力を相殺させる技術が提案されているが、これらの技術は、前記燃焼室内での燃料の燃焼圧を考慮したものではなく、前記燃焼室内での燃料の燃焼圧を含めた形で、振動を抑制することは困難な場合があった。
特開平７−２６９８１号公報 特開２００３−２０６７７１号公報 特開２００４−２３９１８２号公報 特開平６−９４０７９号公報 特開昭６０−４３８４号公報 特開昭６１−３１３３２号公報 特開昭６１−５４９７５号公報 特開平３−８４２４６号公報 実開昭６３−９７９６号公報

本発明は、上記従来技術に鑑みてなされたものであり、その目的とするところは、クランクケースとシリンダブロックとを相対的に近接または離反させることにより、圧縮比を可変とする可変圧縮比内燃機関において、クランクケースに働く周期的な力をより確実に相殺し、クランクケースの振動をより確実に抑制できる技術を提供することである。

上記目的を達成するための本発明は、クランクケースとシリンダブロックとを相対的に接近または離反させることにより、圧縮比を変更する可変圧縮比内燃機関において、クラ
ンクケースに備えられたバランサ装置によって、前記クランクケースに働く周期的な力を打ち消す際に、前記バランサ装置が作用させる力によって、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力及び、前記クランク軸を回転させる機構の運動に起因する力（以下、「機構慣性力」という。）の両方を打ち消すことを最大の特徴とする。

より詳しくは、内燃機関におけるクランク軸が組み付けられたクランクケースと、
前記内燃機関におけるシリンダが形成されるとともに、前記クランクケースに相対移動可能に取り付けられたシリンダブロックと、
前記クランクケースと前記シリンダブロックとを、相対的に接近または離反させることにより、前記内燃機関の圧縮比を変更する圧縮比変更手段と、を備えた可変圧縮比内燃機関であって、
前記クランクケースに備えられるとともに、前記クランク軸の回転と連動してバランスウェイトを回転駆動させて、前記クランクケースに周期的な慣性力を作用させるバランサ装置を更に備え、
前記バランサ装置によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅および／または位相は、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すべく設定されたことを特徴とする。

ここで、前述のように、クランクケースとシリンダブロックとを相対的に接近または離反させることにより、圧縮比を変更する可変圧縮比内燃機関においては、クランクケースとシリンダブロックとが一体化した内燃機関とは異なり、燃焼室における燃焼圧に起因する力が前記クランクケースに働く。この燃焼圧に起因する周期的な力は、前記ピストンやコンロッドなどの運動に起因する周期的な機構慣性力とは反対の方向に発生し、位相も異なっている。

従って、前記バランサ装置によって、可変圧縮比内燃機関におけるクランクケースの振動を抑制するためには、バランスウェイトの回転に起因する慣性力によって、前記ピストンやコンロッドなどの運動に起因する周期的な機構慣性力のみならず、前記燃焼圧に起因する周期的な力を打ち消す必要がある。

そこで、本発明においては、前記バランサ装置によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅および／または位相は、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すべく設定することとした。

そうすれば、燃焼室における燃焼圧に起因する周期的な力と、前記ピストンやコンロッドなどの運動に起因する周期的な機構慣性力との両方を打ち消すことができ、前記クランクケースの振動をより確実に抑制することができる。

具体的には、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは、正負の符号が逆となるようにしてもよい。

ここで、前記内燃機関の気筒が上死点にある場合には、最大の前記機構慣性力が前記クランクケースを前記シリンダブロックに接近させる方向に働く。一方、前記内燃機関の気筒が下死点にある場合には、最大の前記機構慣性力が前記クランクケースを前記シリンダブロックから離反させる方向に働く。従って、前記機構慣性力は１８０°の周期を有し、上死点及び下死点において、上下のピークを有する。このことは、例えば４つの気筒における前記機構慣性力を加え合わせても同様である。

すなわち、４つの気筒の前記機構慣性力を加え合わせたとしても、前記ピストンの動きは完全な正弦波ではないために、それらが互いに完全に打ち消しあうことなく、前記機構慣性力を加え合わせた力は１８０°の周期を有し、上死点及び下死点において、上下のピークを有する。

これに対し、前記内燃機関の各気筒においては、通常は圧縮上死点に対して所定角度進角した時点において点火されるが、燃焼圧は時間遅れを有するため、圧縮上死点に対して所定角度遅角した時点において最大となる。そして、４つの気筒における燃焼圧に起因する力を加え合わせると、やはり１８０°の周期を有し、上死点及び下死点から所定角度遅角した時点において、上下のピークを有する。換言すると、内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力は、前記機構慣性力と同周期を有し、前記所定角度の位相ずれを有する。

従って、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力と、前記機構慣性力との合力を打ち消すためには、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差を、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは正負の符号が逆となるようにすればよい。そうすれば、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力によって、より容易に、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すことができる。

さらに、本発明においては、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは、絶対値が略同一となるようにしてもよい。

ここで、特に前記内燃機関の常用の運転状態におけるエンジン負荷が比較的高い状態では、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは、絶対値が略同一であって、正負の符号が逆であるようにすれば、前記慣性力の振幅を適宜決定することにより、容易に前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消せることが実験を用いて求められた。

従って、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは、絶対値が略同一であって、符号が逆であるようにすれば、より容易に前記クランクケースの振動を抑制することができる。

また、本発明においては、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の位相は、前記機構慣性力に対して進角しているようにしてもよい。

ここで、前述のように、内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力は、前記機構慣性力と同周期を有し、前記所定角度の位相遅れを有する。従って、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の位相は、前記機構慣性力に対して進角するようにすれば、必然的に、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の前記機構慣性力に対する位相差の正負の符号を逆とすることができる。その結果、
前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力によって、より容易に、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すことができる。

また、本発明においては、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の位相の、前記機構慣性力に対する進角の量は、１０°以上２０°以下の範囲としてもよい。

ここで、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相遅れは、１５°程度であることが多い。そして、その場合に、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する進角の量を１０°以上２０°以下の範囲とすることによって、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力の振幅を効果的に打ち消すことができることが実験を用いて求められた。

このように、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する進角の量を１０°以上２０°以下の範囲とすることで、より確実に、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すことができる。

また、本発明においては、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅は、前記機構慣性力の振幅より小さく設定してもよい。

ここで、前述のように、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力は、前記機構慣性力とは反対の方向に発生する。従って、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記機構慣性力の合力の振幅は、前記機構慣性力の振幅より小さくなる可能性が高い。従って、前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅を、前記機構慣性力の振幅より小さく設定することにより、容易に前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すことができる。

さらに、前記バランサ装置によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅は、前記機構慣性力の振幅の６０％以上７０％以下の大きさとしてもよい。ここで、クランクケースの振動を最も効率よく抑制すべき運転状態を、一般的に使用頻度が高い１６００ｒｐｍ、１／４負荷の領域と仮定し、最も実用的なピストン及びコンロッドの仕様を想定すると、前記バランサ装置によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅を、前記機構慣性力の振幅の６０％以上７０％以下の大きさとした場合に、最も効率よく、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消せることが実験を用いて求められた。

従って、前記バランサ装置によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅を、前記機構慣性力の振幅の６０％以上７０％以下の大きさとすることにより、より確実に、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すことができる。

なお、上記した本発明の課題を解決する手段については、可能なかぎり組み合わせて用いることができる。

本発明にあっては、クランクケースとシリンダブロックとを相対的に近接または離反さ
せることにより、圧縮比を可変とする可変圧縮比内燃機関において、クランクケースに働く周期的な力をより確実に相殺し、クランクケースの振動をより確実に抑制することができる。

以下に図面を参照して、この発明を実施するための最良の形態を例示的に詳しく説明する。

以下に説明する内燃機関１は、可変圧縮比内燃機関であり、シリンダ２を有するシリンダブロック３を、ピストン１６が連結されたクランクケース４に対してシリンダ２の中心軸方向に移動させることによって圧縮比を変更するものである。

先ず、図１を用いて、本実施例に係る可変圧縮比内燃機関の構成について説明する。図1に示されるように、シリンダブロック３の両側下部に複数の隆起部が形成されており、この各隆起部に軸受収納孔５が形成されている。軸受収納孔５は、円形をしており、シリンダ２の軸方向に対して直角に、かつ複数のシリンダ２の配列方向に平行になるようにそれぞれ形成されている。軸受収納孔５はすべて同一軸線上に位置している。そして、シリンダブロック３の両側の軸受収納孔５の一対の軸線は平行である。

クランクケース４には、上述した軸受収納孔５が形成された複数の隆起部の間に位置するように、立壁部が形成されている。各立壁部のクランクケース４外側に向けられた表面には、半円形の凹部が形成されている。また、各立壁部には、ボルト６によって取り付けられるキャップ７が用意されており、キャップ７も半円形の凹部を有している。また、各立壁部にキャップ７を取り付けると、円形のカム収納孔８が形成される。カム収納孔８の形状は、上述した軸受収納孔５と同一である。

複数のカム収納孔８は、軸受収納孔５と同様に、シリンダブロック３をクランクケース４に取り付けたときにシリンダ２の軸方向に対して直角に、且つ、複数のシリンダ２の配列方向に平行になるようにそれぞれ形成されている。これらの複数のカム収納孔８も、シリンダブロック３の両側に形成されることとなり、片側の複数のカム収納孔８はすべて同一軸線上に位置している。そして、シリンダブロック３の両側のカム収納孔８の一対の軸線は平行である。また、両側の軸受収納孔５の間の距離と、両側のカム収納孔８との間の距離は同一である。

交互に配置される二列の軸受収納孔５とカム収納孔８には、それぞれカム軸９が挿通される。カム軸９は、図1に示されるように、軸部９ａと、軸部９ａの中心軸に対して偏心された状態で軸部９ａに固定された正円形のカムプロフィールを有するカム部９ｂと、カム部９ｂと同一外形を有し軸部９ａに対して回転可能に取り付けられた可動軸受部９ｃとが交互に配置されている。一対のカム軸９は鏡像の関係を有している。また、カム軸９の端部には、後述するギア１０の取り付け部９ｄが形成されている。軸部９ａの中心軸と取り付け部９ｄの中心とは偏心しており、カム部９ｂの中心と取り付け部９ｄの中心とは一致している。

可動軸受部９ｃも、軸部９ａに対して偏心されておりその偏心量はカム部９ｂと同一である。また、各カム軸９において、複数のカム部９ｂの偏心方向は同一である。また、可動軸受部９ｃの外形は、カム部９ｂと同一直径の正円であるので、可動軸受部９ｃを回転させることで、複数のカム部９ｂの外表面と複数の可動軸受部９ｃの外側面とを一致させることができる。

各カム軸９の一端にはギア１０が取り付けられている。一対のカム軸９の端部に固定された一対のギア１０には、それぞれをウォームギア１１ａ、１１ｂがかみ合っている。ウォームギア１１ａ、１１ｂは単一のモータ１２の一本の出力軸にとりつけられている。ウォームギア１１ａ、１１ｂは、互いに逆方向に回転する螺旋溝を有している。このため、モータ１２を回転させると、一対のカム軸９は、ギア１０を介して互いに逆方向に回転する。モータ１２は、シリンダブロック３に固定されており、シリンダブロック３と一体的に移動する。

次に、上述した構成の内燃機関１において圧縮比を制御する方法について詳しく説明する。図２（ａ）から図２(ｃ)にシリンダブロック３と、クランクケース４と、これら両者の間に構築されたカム軸９との関係を示した断面図を示す。図２(ａ)から図２(ｃ)において、軸部９ａの中心軸をａ、カム部９ｂの中心をｂ、可動軸受部９ｃの中心をｃとして示す。図２（ａ）は、軸部９ａの延長線上から見て全てのカム部９ｂ及び可動軸受部９ｃの外周が一致した状態である。このとき、ここでは一対の軸部９ａは、軸受収納孔５及びカム収納孔８の中で外側に位置している。

図２(ａ)の状態から、モータ１２を駆動して軸部９ａ矢印方向に回転させると、図２(ｂ)の状態となる。このとき、軸部９ａに対して、カム部９ｂと可動軸受部９ｃの偏心方向にずれが生じるので、クランクケース４に対してシリンダブロック３を上死点側にスライドさせることができる。そして、そのスライド量は図２(ｃ)のような状態となるまでカム軸９を回転させたときが最大となり、カム部９ｂや可動軸受部９ｃの偏心量の２倍となる。カム部９ｂ及び可動軸受部９ｃは、それぞれカム収納孔８及び軸受収納孔５の内部で回転し、それぞれカム収納孔８及び軸受収納孔５の内部で軸部９ａの位置が移動するのを許容している。

上述したような機構を用いることによって、シリンダブロック３をクランクケース４に対して、シリンダ２の軸線方向に相対移動させることが可能となり、圧縮比を可変制御することができる。

次に、上述した内燃機関１の詳細について説明する。図３は、内燃機関１の詳細を表す断面図であり、気筒２内において燃焼が生じた瞬間について示している。図３におけるクランクケース４には、バランサ装置１５が備えられている。このバランサ装置１５は、クランク軸１８の回転と同期してバランスウェイト１５ａを回転させ、クランクケース４に周期的な慣性力を作用させる。

このバランサ装置１５には、一対のバランスウェイト１５ａ、１５ｂが備えられている。このバランスウェイト１５ａ、１５ｂは、略半円状をなしており、重心を固定軸１５ｃ、１５ｄに対して偏心させている。また、バランスウェイト１５ａ、１５ｂには、被動ギア１５ｅ、１５ｆが一体に設けられている。そして、被動ギア１５ｅと被動ギア１５ｆは互いに噛み合っており、一方が回転すれば、他方が逆方向に回転するようになっている。

また、クランク軸１８には、クランク軸１８と同軸に設けられ、クランク軸１８と一体に回転する駆動ギア１８ａが設けられている。そして、駆動ギア１８ａは、被動ギア１５ｅまたは１５ｆの一方と噛み合っている。

ここで、クランク軸１８が回転するとその回転は、駆動ギア１８ａ及び、被動ギア１５ｅ、１５ｆを介して伝えられ、バランスウェイト１５ａ、１５ｂを各々逆側に回転させる。そして、バランスウェイト１５ａ、１５ｂの回転によって、クランクケース４に周期的な慣性力が作用する。ここにおいて、内燃機関１のシリンダ軸方向に垂直な方向（図３中水平方向）については、バランスウェイト１５ａ、１５ｂの各々による慣性力が相殺する
ので、クランクケース４には、内燃機関１のシリンダ軸方向（図３中垂直方向）についてのみ慣性力が作用する。

この構成によれば、バランスウェイト１５ａ、１５ｂの重量を変更することにより、クランクケース４に作用する慣性力の振幅を変更することができる。また、被動ギア１５ｅ、１５ｆと、駆動ギア１８ａの噛み合い時における相対的な角度位置（以下、単に「バランスウェイトの位置」という）を変更することにより、クランクケース４に作用する慣性力の位相を変更することができる。

ここで、図３の左図において、Ｆ１及びＦ２は、気筒２内における燃焼圧に起因する力を示している。Ｆ１はシリンダブロック３を上方に押し上げる力、Ｆ２はクランクケース４を下方に押し下げる力である。シリンダブロック３とクランクケース４が一体となっている内燃機関においては、この力は打ち消しあう。しかし、本実施例における可変圧縮比内燃機関１のように、シリンダブロック３とクランクケース４とが別体となっている場合には、Ｆ２は打ち消し合わずにクランクケース４に作用する。

また、Ｆ３は、ピストン１６及びコンロッド１７が上死点付近に位置することによる、ピストン１６及びコンロッド１７の機構慣性力である。なお、ピストン１６及びコンロッド１７の運動による慣性力は、厳密には内燃機関１のシリンダ軸方向の他、シリンダ軸に垂直方向にも作用する。しかし、本実施例においては、問題となり易いシリンダ軸方向の慣性力のみを機構慣性力としている。また、機構慣性力を生じる、クランク軸１８を回転させるための機構は、ピストン１６及びコンロッド１７以外に、図示しないピストンピンや、ピストンリングなども含むが、ここでは、これらを代表してピストン１５及びコンロッド１７と記載する。さらに、Ｆ４は、バランサ装置１５のバランスウェイト１５ａ、１５ｂの、固定軸１５ｃ、１５ｄ回りの回転に起因する周期的な慣性力である。

次に、図４を用いて、従来のように、Ｆ４によってＦ３のみを打ち消すべく、バランスウェイト１５ａ、１５ｂの重量及び位置を設定した場合において、クランクケース４に働く力について説明する。図４は、Ｆ１、Ｆ２、Ｆ３及びＦ４のクランク角に伴う変化を表すグラフである。図４において、横軸はクランク角、縦軸は各々の力の大きさを示している。ここで、Ｆ´は、１つの気筒２に着目した場合の、燃焼圧に起因するシリンダヘッド３側への力である。Ｆ１は４つの気筒における燃焼圧を加え合わせた場合にシリンダヘッド３側に働く力であり、１８０°周期で周期的な変化をする。また、点火タイミングは気筒における上死点より進んだ点であるが、燃焼圧は時間遅れを有することから、Ｆ１は上死点及び下死点に対して遅れた点において上側のピークを有する。Ｆ２はＦ１と逆方向の力、すなわちクランクケース４に働く、４つの気筒２における燃焼圧を加え合わせた力であり、１８０°の周期を有するとともに、上死点及び下死点に対して遅れた位相を有する。

Ｆ３は、ピストン１６やコンロッド１７などの運動に起因する周期的な機構慣性力を４つの気筒２に対して加え合わせた値を表しており、１８０°の周期を有するとともに、上死点及び下死点においてピークを有する。ここで、１つの気筒２だけに着目した場合、機構慣性力は３６０°の周期を有しており、それを４つの気筒２に対して加え合わせると、理想的には互いに打ち消しあって０となる。しかし、実際には、ピストン１６の往復運動は正確な正弦波ではないので、４つの気筒２に対して加え合わせると上述のような特性を示す。

Ｆ４は、バランサ装置１５におけるバランスウェイト１５ａ、１５ｂの回転に伴って発生する慣性力を示す。ここでは、Ｆ４によってＦ３のみを打ち消すために、Ｆ４の振幅はＦ３の振幅と略同一とされており、Ｆ４とＦ３の間に位相差はないように設定されている
。

そして、図４における一番下には、Ｆ２とＦ３とＦ４を加えた周期的な力を表している。ここでは、Ｆ４の大きさ及び位相は、Ｆ３のみを打ち消すために設定された値を使用しているため、Ｆ２による成分を打ち消すことができず、また、Ｆ３とＦ４の波形が異なることから、大きな力が残存してしまっていることが判る（振幅Ａ）。

このように、バランサ装置１５におけるバランスウェイト１５ａ、１５ｂの回転に伴って発生する力の大きさ及び位相を、従来のように単にＦ３のみを打ち消すように設定したのでは、シリンダブロック３とクランクケース４とが別体とされた内燃機関１においては、クランクケース４に大きな周期的な力が働き、振動を抑制することが困難である。

そこで、本発明においては、Ｆ４の大きさ及び位相を、Ｆ２及びＦ３の合力を打ち消すべく、バランサ装置１５におけるバランスウェイト１５ａ、１５ｂの重量及び位置を最適化することとした。

ここで、本実施例においては、Ｆ２、Ｆ３及びＦ４の合計を最小とすることを目的とするので、これを数式で表すと以下のように書くことができる。
Ｆ２+Ｆ３+Ｆ４＝Ｆmin （１）
さらに、Ｆ２、Ｆ３及びＦ４を、関係するパラメータの関数と考えると、（１）は
Ｆ２（ｆ２、φ２）+Ｆ３（ｍ３、φ３）+Ｆ４（ｍ４、φ４）＝Ｆmin （２）
と書くことができる。
ここで各パラメータの意味は、
ｆ２：常用する運転状態（例えば、最も制振効果を期待すべき１６００ｒｐｍ、１／４負荷の運転状態）における燃焼圧に起因する力
φ２：Ｆ２の下側ピークの、上死点及び下死点に対する位相差
ｍ３：ピストン、コンロッドなど機構慣性力を発生させる部品のモデル重量
φ３：上死点におけるクランク角
ｍ４：バランスウェイト重量
φ４：Ｆ４の下側ピークの、上死点及び下死点に対する位相差
である。

また、（２）式をさらに詳細に分析すると、
ｊ・ｆ２+ｋ・ａ・ｍ３+ｒ・ω^２・ｍ４＝Ｆmin （３）
ｑ・φ２+ｉ・φ３+φ４＝０ （４）
と書くことができる。これは、Ｆ２、Ｆ３及びＦ４の合力の振幅が最小となり、位相差の合計が０の状態が望ましいからである。
ここで、
ｋ：通常１とする（搭載スペース、エンジン全体の質量の制約から１以下としてもよい。）。
ｊ：０〜１の間で設定される（内燃機関の種類、燃焼圧力パターンより適合を要する。）。
ｉ：−１とする(Ｆ３とＦ４は逆向きであることによる。)。
ｑ：０〜１の間で設定される（遅角側の位相差をプラスとする。常用される内燃機関の負荷が比較的高い場合は１に近い値を、常用される内燃機関の負荷が比較的低い場合は０に近い値をとる。）。
ａ：常用回転数におけるピストン、コンロッドなど機構慣性力を発生させる部品のモデル加速度。
ｒ：バランスウエイト回転半径
ω：バランスウエイト回転速度

（４）式において、比較的負荷の高い運転状態でＦ２、Ｆ３及びＦ４の合力を最小にする場合、ｑ＝１、φ２＝１５°を代入し、さらにＦ３のピークは、上死点及び下死点に対して位相差がないので、φ３＝０を代入することにより、φ４＝-１５°なる値を導出することができる。従って、φ４＝-１５°なる値を用いることにより、Ｆ２、Ｆ３及びＦ４の位相差の合計を０近傍にできる可能性がある。

また、ｍ３として実用的な値を代入し、クランクケース４に作用する周期的な力を最小に釣り合わせる目的からｊに１を代入し、その他のパラメータにも実験的、設計的に求めた数値を代入することにより、ｍ４として、ｍ３の２／３程度の値を採用すれば、Ｆｍｉｎを充分小さくできることを導出することができる。

なお、上記の理論式（１）〜（４）を用いて上記結果を得る過程において、ｋ、ｊ、ｑ，ａなどとしてどのような値を使用するかは、実験的に最適化する必要があり、理論から一義的に導出されるものではない。

図５には、上記の式（３）、（４）の各パラメータに実験的、設計的に求められた数値を代入することにより得られたφ４＝-１５°、ｍ４＝２／３・ｍ３という条件の下に、バランサ装置１５におけるバランスウェイト１５ａ、１５ｂの重量及び位置を最適化した場合のＦ１、Ｆ２、Ｆ３及びＦ４の変化を表すグラフを示す。

図５におけるＦ４の下側のピークは、上死点及び下死点に対して約１５°進角しており、Ｆ４の振幅はＦ３の振幅Ｂの約２／３となっている。このことにより、図５の最も下のグラフに示すように、Ｆ２＋Ｆ３＋Ｆ４の合力の振幅を、図３の約５０％に抑えることができる。

実際には、Ｆ４の振幅は、Ｆ３の６０％以上７０％以下の範囲、上死点及び下死点に対する進角の量は、１０°以上２０°以下の範囲であれば、Ｆ２+Ｆ３+Ｆ４の振幅を充分に小さくできることが実験的に導出されている。

以上、説明したとおり、本実施例においては、クランクケース４とシリンダブロック３とを相対的に近接または離反させることにより、圧縮比を可変とする内燃機関１において、バランサ装置１５におけるバランスウェイト１５ａ、１５ｂの重量及び、取り付け位置を、Ｆ２及びＦ３の合力を打ち消すべく、理論式を用いつつ実験的に求められた最適値とした。このことにより、バランサ装置１５の作動によってクランクケース４に作用する慣性力の振幅及び位相を、Ｆ２及びＦ３の合力を打ち消すべく設定することができる。その結果、クランクケース４に働く周期的な力をより確実に打ち消し、クランクケース４の振動をより確実に抑制することができる。

本発明の実施例に係る内燃機関の概略構成を示す分解斜視図である。 本発明の実施例に係る内燃機関におけるシリンダブロックがクランクケースに対して相対移動する経過を示す断面図である。 本発明の実施例に係る可変圧縮比内燃機関の詳細な構成を示す断面図である。 従来の方法でバランスウェイトの重量及び位置を決定した場合に、クランクケースに働く力を表した図である。 内燃機関における燃焼圧に起因する力及び、機構慣性力の合力を打ち消すべく、バランスウェイトの重量及び取り付け位置を設定した場合に、クランクケースに働く力を表した図である。

符号の説明

１・・・内燃機関
２・・・シリンダ
３・・・シリンダブロック
４・・・クランクケース
５・・・軸受収納孔
６・・・ボルト
７・・・キャップ
８・・・カム収納孔
９・・・カム軸
９ａ・・・軸部
９ｂ・・・カム部
９ｃ・・・可動軸受部
１０・・・ギア
１１ａ、１１ｂ・・・ウォームギア
１２・・・モータ
１５・・・バランサ装置
１５ａ、１５ｂ・・・バランスウェイト
１５ｃ、１５ｄ・・・固定軸
１５ｅ，１５ｆ・・・被動ギア
１６・・・ピストン
１７・・・コンロッド
１８・・・クランク軸
１８ａ・・・駆動ギア

Claims (7)

1. 内燃機関におけるクランク軸が組み付けられたクランクケースと、
   前記内燃機関におけるシリンダが形成されるとともに、前記クランクケースに相対移動可能に取り付けられたシリンダブロックと、
   前記クランクケースと前記シリンダブロックとを、相対的に接近または離反させることにより、前記内燃機関の圧縮比を変更する圧縮比変更手段と、を備えた可変圧縮比内燃機関であって、
   前記クランクケースに備えられるとともに、前記クランク軸の回転と連動してバランスウェイトを回転駆動させて、前記クランクケースに周期的な慣性力を作用させるバランサ装置を更に備え、
   前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅および／または位相は、前記内燃機関における燃焼圧に起因する周期的な力及び、前記クランク軸を回転させる機構部品の運動に起因する周期的な機構慣性力の合力を打ち消すべく設定されたことを特徴とする可変圧縮比内燃機関。
2. 前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは、正負の符合が逆であることを特徴とする請求項１に記載の可変圧縮比内燃機関。
3. 前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の、前記機構慣性力に対する位相差と、前記内燃機関における燃焼圧に起因する力の、前記機構慣性力に対する位相差とは、絶対値が略同一であることを特徴とする請求項２に記載の可変圧縮比内燃機関。
4. 前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の位相は、前記機構慣性力に対して進角していることを特徴とする請求項１から３のいずれかに記載の可変圧縮比内燃機関。
5. 前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の位相は、前記機構慣性力に対して１０°以上２０°以下の範囲で進角していることを特徴とする請求項４に記載の可変圧縮比内燃機関。
6. 前記バランサ装置の作動によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅は、前記機構慣性力の振幅より小さいことを特徴とする請求項１から５のいずれかに記載の可変圧縮比内燃機関。
7. 前記バランサ装置によって前記クランクケースに作用する慣性力の振幅は、前記機構慣性力の振幅の６０％以上７０％以下の大きさであることを特徴とする請求項６に記載の可変圧縮比内燃機関。

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