JP2009257315A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】シリンダボア下端とリンク軌跡との干渉を防止する。
【解決手段】内燃機関は、ピストン９のピストンピン８に一端が連結されたアッパーリンク５と、このアッパーリンク５とクランクシャフト１のクランクピン２とを連結するロアリンク３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３に連結されるコントロールリンク７と、を有する複リンク式ピストンクランク機構を備えている。クランクシャフト軸方向視で見たときに、ロアリンク３は上死点近傍で、殆ど姿勢を変えずにピストン往復運動方向に対して横向きに移動するとともに、ロアリンク３のピストン９に近い側の上辺部の形状が、上記横向き方向において高さの変化が抑制された形状に設定されている。これによって、シリンダボア下端とリンク軌跡との干渉を緩和される
【選択図】図３

Description

本発明は、複リンク式のピストンクランク機構を備えた内燃機関に関する。

ピストンの往復運動をクランクシャフトの回転運動に変換する主運動システムに複リンク式ピストンクランク機構を適用した内燃機関が、例えば特許文献１、特許文献２及び特許文献３に開示されている。

図１は、複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関の典型的な一例を模式的に示した説明図である。

クランクシャフト１のクランクピン２に回転可能に支持されたロアリンク３の一端がアッパーピン４を介してアッパーリンク５の下端（他端）に連結され、ロアリンク３の他端がコントロールピン６を介してコントロールリンク７の上端（他端）に連結されている。アッパーリンク５は、その上端（一端）がピストンピン８を介してピストン９に連結されている。コントロールリンク７は、その下端（一端）が内燃機関本体にクランクシャフト１と略平行に支持されたコントロールシャフト１０に偏心させて連結されている。つまり、コントロールリンク７の下端は、コントロールシャフト１０の偏心カム１０ａに連結され、ロアリンク３の揺動は、コントロールピン６を介してコントロールリンク７により拘束されている。詳述すると、偏心カム１０ａの回動位置によってコントロールリンク７の揺動支点位置が変化し、これに伴ってピストン９の上死点位置、ひいては圧縮比が変化する構成となっている。ここで、クランクシャフト１は、矢印Ｗ方向つまり図１における時計回り方向に回転する。

クランクシャフト中心であるクランク主軸中心１１を通りピストン９の往復方向に平行な直線１２に対して、クランクピン２中心の移動軌跡のクランクピン２中心が下降する側１３、すなわち図１において直線１２よりも右側の領域１３にコントロールシャフト１０が位置し、クランクピン中心が上昇する側１４、すなわち図１において直線１２よりも左側の領域１４にピストンピン往復軸線１５とアッパーピン４の中心の移動軌跡が位置している。

コントロールリンク７の揺動中心はクランク主軸中心１１よりもピストン往復運動方向における下方向に位置し、コントロールピン６の中心の移動軌跡は、ピストン往復運動方向における上方向側に凸となる円弧となっている。

尚、図１中の１８はシリンダボアである。また、図１中の２１は偏心カム１０ａの回転中心、換言すればコントロールリンク７の下端（一端）の中心である。

このような構成の内燃機関では、コントロールリンク７の揺動中心を移動させることによりピストン往復運動の軌跡を上下に移動させることができ、内燃機関の圧縮比を運転条件に応じて変化させることが可能になる。

また、ピストン往復運動のクランク回転速度の２倍の周波数の成分の加速度を低減することが可能になる。

そして、上述した図１の複リンク式ピストンクランク機構において、特許文献４に開示されているような構成を適用すれば、従来の方式の内燃機関よりもピストンストロークを拡大することが可能になる。すなわち、上述した図１の複リンク式ピストンクランク機構において、図２に示すように、ピストン９が下死点近傍にあるときにクランクシャフト１のカウンターウェイトの最外径部１６がピストンピンボス部１７の側方を通過可能に構成すれば、ピストン９の下死点位置を低くし、同程度の全高を有する従来の方式の内燃機関よりもピストンストロークを拡大することが可能になる。

特開２００１−２２７３６７号公報 特開２００２−２１５９２号公報 特開２００３−３２８７９６号公報 特開２００５−１４７０６８号公報

しかしながら内燃機関の全高、もしくはシリンダブロックのトップデッキ高さ(クランクシャフト主軸中心からシリンダブロック上端面までの高さ)を維持したままさらにピストンストロークを拡大しようとすると、シリンダボア１８下端とカウンターウェイト及びリンク軌跡（複リンク式ピストンクランク機構のリンク軌跡）との干渉がさらに顕著になるという問題がある。

そこで、本発明は、主としてシリンダボア１８下端と複リンク式ピストンクランク機構のリンク軌跡との干渉を緩和しつつ、ロングストロークにすることができる内燃機関を提供することを目的としている。

そこで、本発明は、ピストンのピストンピンに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、他端が上記ロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を有する複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関において、クランクシャフト軸方向視で見たときに、上記ロアリンクは上死点近傍で、殆ど姿勢を変えずにピストン往復運動方向に対して横向きに移動するとともに、該ロアリンクのピストンに近い側の上辺部の形状が、上記横向き方向において高さの変化が抑制された形状であることを特徴としている。

本発明によれば、シリンダボア下端と複リンク式ピストンクランク機構のリンク軌跡との干渉を緩和しつつ、ロングストローク化を図った内燃機関を実現できる。

複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関の典型的な一例を模式的に示した説明図。 従来の複リンク式内燃機関のピストンとカウンターウェイトとの位置関係を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構を示す説明図。 従来の複リンク式ピストンクランク機構を示す説明図。 比較例の複リンク式ピストンクランク機構を示す説明図。 比較例の複リンク式ピストンクランク機構を示す説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構において、ピストン上死点位置に対してクランク角度で４５°前の状態を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構において、ピストン上死点位置に対してクランク角度で３０°前の状態を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構において、ピストン上死点位置に対してクランク角度で１５°前の状態を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構において、ピストン上死点位置の状態を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構において、ピストン上死点位置に対してクランク角度で１５°後の状態を模式的に示した説明図。 本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構において、ピストン下死点位置の状態を模式的に示した説明図。

以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。

本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構の概略構成は、上述した図１の複リンク式ピストンクランク機構と略同一なので、重複する構成要素については、同一の符号付し、重複する説明を省略する。

図３は、本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構のリンクジオメトリをいわゆるワイヤーフレームで表現した説明図であり、同図においてクランクシャフト１は反時計回りに回転するものとする。つまり、図３は、上述した図１を、図１の紙面裏側から見た説明図である。

ここで、ロアリンク３のアッパーピン４の軸受中心は、クランクピン２の軸受中心とコントロールピン６の軸受中心を結んだ直線３ａよりもピストン往復運動の方向において下方に配置されている。

すなわち、コントロールリンク７とロアリンク３との接続点であるコントロールピン６中心と、クランクピン２とロアリンク３との接続点であるクランクピン２中心と、を結ぶ直線３ａに対して、アッパーリンク５とロアリンク３との接続点であるアッパーピン４中心がピストン往復運動方向の下死点側（図３における下方）に位置するようにロアリンク３が設定されている。

さらに、本発明に係る内燃機関が備える複リンク式ピストンクランク機構は、ピストン往復運動の上死点と下死点におけるピストン加速度の大きさが略同一となるように、そのリンクジオメトリが設定されているため、内燃機関上下方向の慣性力が調和振動に近づき、特に直列４気筒内燃機関において振動特性を改善することが可能になっている。

図４は、従来の複リンク式ピストンクランク機構のリンクジオメトリをいわゆるワイヤーフレームで表現した説明図であり、本発明の実施例である図３と対比するための説明図である。

尚、この図４においても、上述した図１の複リンク式ピストンクランク機構と重複する構成要素については、同一の符号付し、重複する説明を省略する。また、図４に示す複リンク式ピストンクランク機構におけるシリンダボア１８の上端のクランク軸中心１１からの高さ、すなわちシリンダブロックのトップデッキ高さと、ピストン往復運動のストロークは、図３に示す複リンク式ピストンクランク機構におけるシリンダブロックのトップデッキ高さ及びピストン往復運動のストロークとそれぞれ同一である。また、図３及び図４における２ａはピストン往復運動に伴うクランクピン２の移動軌跡、４ａはピストン往復運動に伴うアッパーピン４の移動軌跡である。また、図３及び図４における６ａはピストン往復運動に伴うコントロールピン６の移動軌跡であり、ピストン往復運動方向における上死点側（図３における上方側）に凸となる円弧となっている。

図３と図４のアッパーピン軌跡４ａとを比較すると、図３の本発明の実施例のほうが全体的に下方に配置されている。結果、上死点付近のタイミングにおいて図４の従来例ではアッパーピン軌跡４ａがシリンダボア１８の空間内に侵入しているのに対し、図３の本発明の実施例では進入していない。よって、ロアリンク３とシリンダボア１８との干渉が緩和される。従って、ピストンスカートとシリンダボア１８との潤滑性能に影響する切り欠き１９の形状と、シリンダブロックのトップデッキ高さとを維持したまま、本発明によってピストン下死点の位置をより下げることが可能になり、トップデッキ高さはピストンストロークの２倍以下に抑えることができており、ピストンストローク延長による排気量拡大と内燃機関の小型化の両立が可能になる。また、図３に示す本実施例においては、ピストン往復運動の上死点と下死点におけるピストン加速度の大きさを略同一にすることができる。

尚、この効果の説明は、シリンダボア１８下端に切り欠きを有し、下死点時のピストンピン中心がクランクシャフトのカウンターウェイト外径よりも下方に存在する、ロングストローク化を主目的のひとつとした複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関に適用される場合について説明したが、シリンダボア下端に切り欠きを有さないように、あるいはカウンターウェイト外径が下死点時のピストンピン中心高さより低いようにした複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関においても、リンク軌跡とシリンダボアとの干渉を避け、ピストンの下死点位置を下げる効果は普遍的に得られる。

また、図３の本発明の実施例のリンクジオメトリにおいては、シリンダボア１８中心軸のクランク主軸中心１１からの距離を、クランク角上死点後１５度のタイミングにおけるアッパーピン４のＸ座標、すなわち直線１２からの距離と一致させている。換言すれば、クランク主軸中心１１を通り、ピストン往復運動の方向に沿った直線１２をＹ軸とし、クランク主軸中心１１を通り、直線１２と直交する直線をＸ軸とした際に、このＸ軸方向に沿ったシリンダボア中心のクランク主軸中心１１からのオフセット量が、クランク角上死点後１５度のタイミングにおけるアッパーピン４の上記Ｘ軸方向に沿ったクランク主軸中心１１からの距離と同一となるよう、複リンク式ピストンクランク機構を構成する各リンクの寸法、形状、レイアウト等が設定されている。そのため、ガソリンエンジンにおいて一般的に筒内圧が最大になるタイミングにおいてアッパーリンク５を垂直にしてピストンサイドスラストを低減できている。加えて、ピストン下降行程におけるアッパーピン軌跡４ｂが略垂直（図３におけるピストン往復運動の方向に沿った直線と略平行）となっており、ピストン下降行程においてアッパーリンク５の傾きが大きく変化しなくなり、ピストン下降行程のほぼ全般でアッパーリンク５を略垂直に維持することが可能になる。ピストン９のサイドスラスト力はピストン９に作用する垂直荷重とアッパーリンク５の傾きとに比例するため、上記の構成とすることにより最も筒内圧によるスラスト荷重が増大する膨張行程においてピストンサイドスラストによるフリクションロスを低減することが可能になる。

ピストン下降行程におけるアッパーピン軌跡４ａの傾きは、コントロールリンク７の長さとコントロールリンク７の揺動運動の中心点（コントロールリンク７の一端の中心）である偏心カム１０ａの回転中心２１の位置によって決定される。本実施例では、コントロールリンク７の一端（大端）中心２１が、図３における左下側、すなわちクランク主軸中心１１を通る垂直軸１２に対してクランクピン２が下降する側（図３における左側）で、かつクランク主軸中心１１より図３における下方に配置される。

図５と図６はそれぞれ本発明の実施例とは異なる比較例のリンクジオメトリの例である。尚、図５及び図６における比較例の複リンク式ピストンクランク機構も、上述した図１の複リンク式ピストンクランク機構と略同一なので、重複する構成要素については、同一の符号付し、重複する説明を省略する。

図５に示す複リンク式ピストンクランク機構において、コントロールリンク７の一端（大端）中心２１は、図５における左下側、すなわちクランク主軸中心１１を通る垂直軸１２に対してクランクピン２が下降する側（図５における左側）で、かつクランク主軸中心１１より図５における下方に配置されているものの、最適な点（位置）より左上側に存在しているため、ピストン下降行程におけるアッパーピン軌跡４ｂが右上から左下への斜め線となっている。この右から左への移動量の分アッパーリンク５の傾きが変化するため、ピストン下降行程全般にわたってピストンサイドスラストを低減することは不可能である。

図６に示す複リンク式ピストンクランク機構において、コントロールリンク７の一端（大端）中心２１は、クランクシャフト１の直下にある。ここではピストン下降行程におけるアッパーピン軌跡４ｂは左上から右下への斜め線となっているため、上述した図５に示す複リンク式ピストンクランク機構の場合と同様、ピストン下降行程全般にわたってサイドスラストを低減することは不可能である。また、クランクシャフト１の下方にコントロールシャフト（偏心カム１０ａ）が配置されることになるため、クランク主軸中心１１より下方の内燃機関寸法が拡大するというデメリットも存在する。

また、ピストン往復運動のクランク回転２次成分の振幅がピストンストロークの３％以下となるように複リンク式ピストンクランク機構を構成する各リンクの寸法、形状、レイアウト等を設定すれば、振動特性の改善効果を車両搭載状態においても顕著に得ることができる。

そして、直線３ａの長さ、すなわちクランクピン２からコントロールピン６までの距離をＬ１とし、クランクピン２からアッパーピン４までの距離をＬ２としたときに、Ｌ２／Ｌ１の値が０．９〜１．１の範囲内になるようにロアリンク３の寸法、形状等が設定すれば、クランクスローの拡大を抑制しつつピストンストロークを拡大することが可能になる。また、ロアリンク３はクランクピン２を中心に揺動運動しつつクランクスローを半径とする円運動を行うため、クランクスローの拡大を抑制したことによりロアリンク３の運動軌跡が小さくなり、ロアリンク３とシリンダボア１８下端との干渉をさらに抑制することが可能になる。

ところで、図３においては、ワイヤーフレームを用いてアッパーピン軌跡４ａとシリンダボア１８の位置関係を論じてきたが、実際のロアリンク３等の部材は、受ける荷重に応じた（強度を考慮した）部材の厚み（肉厚）が必要であり、厚みのある部材同士の干渉まで考慮しなければならない。図７から図１２は、各部材に加わる荷重を考慮して、部材の厚み・肉厚が与えられた複リンク式ピストンクランク機構をクランクシャフト軸方向で見た図である。図７から図１１は上死点前４５°から上死点後１５°まで１５°刻みのクランクアングルにおける様子、図１２は下死点における様子である。クランクシャフトは図中矢印が示すように時計回りに回転する。

複リンク式ピストンクランク機構において、ピストンストロークを長くする、すなわち、アッパピン軌跡４ａのピストンストローク方向の長さを伸ばすには、クランクシャフト１が回転する間に、ロアリンク３をコントロールピン６を軸にして大きく揺動させる（首を振らせる）のが望ましい。この時、図１２に示されるように、下死点側のロアリンクの揺動の振れ量（首振りの程度）には、コントロールリンク７とロアリンク３の部材の厚みによる干渉から限界がある（エンジンの側面（クランクシャフトの垂直方向）から見たときに、各リンクに倒れモーメントが働かないようにするため、アッパリンク５とロアリンク３とコントロールリンク７の各リンクの中心線はほぼ一直線になっており、クランクシャフト軸方向で見たときに、ピンボス部を除いて各リンクは互いにラップすることができない）。例えば本実施例では、下死点におけるコントロールピン６の中心とクランクピン２の中心を結んだ直線３ａの、水平線（ピストンストローク方向に直角な向き）に対する傾きは略３０°〜４０°であり、これ以上の傾きを設けることは難しい。

一方、上死点側（例えば図１０を参照）でも、コントロールピン６の中心とクランクピン２の中心を結んだ直線３ａの水平線に対する傾きは略３０°〜４０°である。上死点側で直線３ａを（他の条件を変えずに）これ以上傾けるとすると、クランクスローを大きくする、あるいは、さらにクランクシャフト１のジャーナル中心とコントロールピン６の中心の間を離す、等が必要である。ところが、クランクスローを大きくすると下死点側で部材干渉が厳しくなり、下死点での直線３ａの水平線に対する傾きが小さく（ロアリンクの首振りが少なく）なって、ピストンストロークはむしろ減少してしまう。また、クランクシャフト１のジャーナル中心とコントロールピン６の中心の間を離すと、ロアリンクのレバー比（クランクピン２の中心とコントロールピン６の中心の間の距離に対する、アッパピン４の中心とコントロールピン６の中心の間の距離の比）が小さくなり、クランクスローのピストンストロークへの拡大効果が低減してしまう。従って、本実施例の図１０に示される上死点近傍のロアリンク３（直線３ａ）の傾きは、これらを考慮した結果の十分に大きな傾きと言える。このように、本実施例ではロアリンク３をコントロールピン６周りに、部材の干渉が生じない範囲で上死点側と下死点側の双方に十分大きく揺動させて、ピストンストロークを稼いでいる。

一方、直線３ａの上下の傾きが互いに大きく異なっていると、アッパピン４の軌跡４ａが傾いて（倒れて図５や図６のようになって）しまい、ピストンストロークが十分に得られなくなる。従って、直線３ａのピストン往復運動方向に対し横向きの方向に対する上下死点における傾きは、ほぼ等しい（ロアリンクが対称に首を振る）のが望ましい。

このようにしてできるだけロアリンク３を大きく振らせ、上死点近傍でコントロールピン６の中心とクランクピン２の中心を結んだ直線３ａの傾きが大きくなると、クランクピンを挟んでコントロールピン６とは略反対側に位置するアッパピン４は、さらにピストン上死点側へと振られることになる。本実施例においては、前述の通り、アッパピン４の中心はクランクピン２の中心とコントロールピン６の中心を結んだ直線３ａよりピストンストローク方向下側に配置されているため、ロアリンク３とシリンダボア１８との干渉は緩和される。そして以下では、さらに部材強度まで考慮した上での、ピストンストロークを拡大するのに適したロアリンク形状について触れる。

コントロールピン６とアッパピン４とは、クランクピン２を間に挟んで略対称に、クランクピン２からの距離も互いに大きく異ならずに位置しているので、単純化して考えれば、図１０に示される上死点近傍のジオメトリにおいて燃焼圧が加わった時のピストンストローク方向のロアリンク３に関する力の釣り合いは（ここでは相対的に影響が小さい慣性力は無視する）、アッパピン４とコントロールピン６とからほぼ等しい下向きの荷重を受け、クランクピン２からはこれら下向き荷重とバランスする荷重、すなわち下向き荷重の略２倍の上向き荷重を受けるとみなすことができる。このようなことから、ロアリンク３のクランクピン２周りは十分な強度を持たせる必要があり、部材の厚み・肉厚は相対的に厚くなって、上死点付近におけるクランクピン２上方のロアリンク３の厚み、すなわち、図１０において、クランクピン２の最上部と触れる辺りと、ロアリンク３の上辺部２３との間隔が大きくなる。一方、アッパピン４上方のロアリンク３の厚み、すなわち、図１０のアッパピン４の最上部と触れる辺りと、上辺部２３との間隔は、荷重が小さい分、クランクピン２上方に比べて少なくて済む。

ここで、前述のように上死点近傍でロアリンク３がピストンストロークを稼ぐために大きく上方へ振れているときに、アッパピン４の中心が、クランクピン２の中心とコントロールピン６の中心を結んだ直線３ａに重なる、あるいはこれよりも上方に位置していると、アッパピン４の上方のロアリンク上辺部２３はクランクピン２の上方に比べてより高い位置になってしまう。すなわち、実施例の図ではロアリンク上辺部２３は若干の右肩上がりでほぼ水平に近いのに対し、左肩上がりになってしまうことになる。一方、コントロールピン６の中心の移動軌跡は前述のようにピストン往復運動方向における上方向側に凸となる円弧になっていて、高さ方向の動きが少なく、横（水平）方向の動きが支配的である。また、上死点近傍では、クランクピン２の動きも、横（水平）方向の動きが支配的である。そのため、ロアリンク３は（他のクランクアングルにおける動きに比べれば）姿勢を殆ど変えずに、ほぼ水平方向（図８から図１１にかけて図中右方向）に移動する。従って、ロアリンク上辺部２３が、もし左肩上がり、すなわち、アッパピン４の上方のロアリンク上辺部２３がクランクピン２の上方のロアリンク上辺部２３に比べてより高い位置になっていたとすると、シリンダボア１８と干渉し易くなってしまう。しかしながら本実施例では、アッパピン４の中心を、クランクピン２の中心とコントロールピン６の中心を結んだ直線３ａよりも下方に位置させ、尚かつ、ロアリンク上辺部２３は上死点近傍においてアッパピン４の上方がクランクピン上方に対して大幅に高くなることが無いようにしたので、荷重を支えるのに十分な部材の厚み・肉厚を保ちつつ、ロアリンク上辺部２３のシリンダボア１８との干渉を抑えることができる。

さらに、アッパピン４の中心が直線３ａから下方に離れ過ぎると、今度はアッパピン軌跡が傾いて（倒れてきて）、該軌跡の縦方向高さが低下するのでピストンストロークが減少してしまう。従って、上死点付近のロアリンク上辺部２３は、クランクピン２の上方のロアリンク３の厚みとアッパピン４の上方のロアリンク３の厚みを強度的に必要なだけ確保しつつ、アッパピンがなるべく直線３ａから離れないように、（図８から図１１に示されるように）ピストン往復運動方向に対して横向きの方向において、高さの変化が少なくなっているのが良い。つまり、クランクシャフト軸方向視で見たときに、ロアリンク３は上死点近傍で、殆ど姿勢を変えずにピストン往復運動方向に対して横向きに移動するとともに、ロアリンクのピストンに近い側の上辺部２３の形状が、上記横向き方向において高さ変化が抑制された形状になっている。図にも示されるように、アッパピン４の上方からクランクピン２の上方にかけてロアリンク上辺部２３は、ほぼ直線である。そしてこのような設定は、アッパピン４の中心が、クランクピン２の中心とコントロールピン６の中心を結んだ直線３ａよりも下方にあることで達成が容易である。これに対応して、移動するロアリンク３を通過させるシリンダボア１８の下端（図中右側）も、ピストン往復運動方向に対して横向きの方向に高さの変化が少なく、強度確保（ピストンをしっかり支えるシリンダボアの形成）と機関全体を大型化させないこととを両立することができる。

上述した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、他端が上記ロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を有する複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関において、クランクシャフト軸方向視で見たときに、上記ロアリンクは上死点近傍で、殆ど姿勢を変えずにピストン往復運動方向に対して横向きに移動するとともに、該ロアリンクのピストンに近い側の上辺部の形状が、上記横向き方向において高さの変化が抑制された形状である。これによって、シリンダボア下端と複リンク式ピストンクランク機構のリンク軌跡との干渉を緩和しつつ、ロングストローク化を図った内燃機関を実現できる。

（２） 前記（１）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の連結部にあるアッパピンと、コントロールリンクとロアリンクの連結部にあるコントロールピンは、クランクピンを間に挟んで略対称に配置されるとともに、上記横向き方向において高さの変化が抑制された形状のロアリンク上辺部は、アッパピンの上方からクランクピンの上方にかけてのロアリンク上辺部である。

（３） 前記（２）に記載の内燃機関において、アッパピンの上方からクランクピンの上方にかけてのロアリンク上辺部がほぼ直線になっている。

（４） 前記（１）または（２）に記載の内燃機関において、上死点近傍における上記コントロールピンの動きは、ピストン往復運動方向に対して横向きの移動が支配的である。

（５） 前記（１）〜（４）のいずれかに記載の内燃機関において、上記コントロールリンクと上記ロアリンクとの接続点と、上記クランクピン中心と、を結ぶ直線の、ピストン往復運動方向に横向きの方向に対する傾きは、上下死点でほぼ等しい。

（６） 前記（１）〜（５）のいずれかに記載の内燃機関において、上記コントロールリンクと上記ロアリンクとの接続点と、上記クランクピン中心と、を結ぶ直線に対して、上記アッパーリンクと上記ロアリンクとの接続点がピストン往復運動方向の下死点側に位置するように上記ロアリンクが設定されている。

（７） 前記（１）〜（６）のいずれかに記載の内燃機関において、上記クランクシャフトの回転方向が反時計回りとなるように上記複リンク式ピストンクランク機構をクランクシャフト軸方向視した際に、上記コントロールリンクの一端の中心が上記クランクシャフト中心の左下側に位置するよう設定されている。

（８） 前記（１）〜（７）のいずれかに記載の内燃機関において、ピストン往復運動のクランク回転２次成分の振幅がピストンストロークの３％以下となるよう設定されている。

（９） 上記（１）から（８）のいずれかに記載の内燃機関は、ピストン往復運動の下死点付近のタイミングにおいて、ピストンピン中心が上記クランクシャフトのカウンターウェイト外径よりもピストン往復運動方向の下死点側に位置するよう設定されている。これによって、シリンダボア下端とリンク軌跡との干渉を抑制する効果をより顕著に得つつ、内燃機関の全高を増大させずにピストンストロークを拡大することが可能になる。

（１０） 上記（１）〜（９）のいずれかに記載の内燃機関において、シリンダボアの下端近傍に、上記クランクシャフトもしくは上記複リンク式ピストンクランク機構との干渉を防止する切り欠きが設けられている。これによって、シリンダボア下端とリンク軌跡との干渉を抑制する効果をより顕著に得つつ、内燃機関の全高を増大させずにピストンストロークを拡大することが可能になる。

（１１） 上記（１）〜（１０）のいずれかに記載の内燃機関において、ピストン下降行程におけるアッパーピン軌跡が、上記クランクシャフトの軸方向視で、ピストン往復運動の方向に沿った直線と略平行となるよう設定されている。これによって、ピストンに大きな筒内圧荷重が作用する内燃機関の膨張行程において、アッパーリンクの傾きを大きく変化させずに略垂直に維持することができ、ピストンサイドスラストによるフリクションロスを低減することが可能になる。

（１２） 上記（１）〜（１１）のいずれかに記載の内燃機関は、上記クランクシャフトの回転中心からシリンダブロック上端面までの距離が、ピストンストロークの２倍以下となるよう設定されている。これによって、内燃機関の全高を拡大せずにピストンストロークを拡大することが可能になる。

（１３） 上記（１）から（１２）のいずれかに記載の内燃機関は、上記クランクピンから上記コントロールピンまでの距離をＬ１とし、上記クランクピンから上記アッパーピンまでの距離をＬ２としたときに、Ｌ２／Ｌ１の値が０．９〜１．１の範囲内になるよう設定されている。これによって、クランクスローの拡大を抑制しつつピストンストロークを拡大することが可能になる。また、ロアリンクはクランクピンを中心に揺動運動しつつクランクスローを半径とする円運動を行うため、クランクスローの拡大を抑制したことによりロアリンクの運動軌跡が小さくなり、ロアリンクとシリンダボア下端との干渉をさらに抑制することが可能になる。

（１４） 上記（１）〜（１３）のいずれかに記載の内燃機関は、クランクシャフト中心を通り、ピストン往復運動の方向に沿った直線をＹ軸とし、クランクシャフト中心を通り、上記Ｙ軸と直交する直線をＸ軸とした際に、上記Ｘ軸方向に沿ったシリンダボア中心のクランクシャフト中心からのオフセット量が、クランク角上死点後１５度のタイミングにおけるアッパーピンの上記Ｘ軸方向に沿った上記クランクシャフト中心からの距離と略同一となるよう設定されている。これによって、ガソリンエンジンにおいて一般的傾向として筒内圧荷重が最大となるタイミングにおいてアッパーリンクを略垂直にでき、ピストンサイドスラストを著しく低減することが可能になる。

１…クランクシャフト
２…クランクピン
３…ロアリンク
４…アッパーピン
５…アッパーリンク
６…コントロールピン
７…コントロールリンク
１８…シリンダボア

Claims (14)

1. ピストンのピストンピンに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、他端が上記ロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を有する複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関において、
   クランクシャフト軸方向視で見たときに、上記ロアリンクは上死点近傍で、殆ど姿勢を変えずにピストン往復運動方向に対して横向きに移動するとともに、該ロアリンクのピストンに近い側の上辺部の形状が、上記横向き方向において高さの変化が抑制された形状であることを特徴とする内燃機関。
2. アッパーリンクとロアリンクの連結部にあるアッパピンと、コントロールリンクとロアリンクの連結部にあるコントロールピンは、クランクピンを間に挟んで略対称に配置されるとともに、上記横向き方向において高さの変化が抑制された形状のロアリンク上辺部は、アッパピンの上方からクランクピンの上方にかけてのロアリンク上辺部であることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. アッパピンの上方からクランクピンの上方にかけてのロアリンク上辺部がほぼ直線になっていることを特徴とする請求項２に記載の内燃機関。
4. 上死点近傍における上記コントロールピンの動きは、ピストン往復運動方向に対して横向きの移動が支配的であることを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関。
5. 上記コントロールリンクと上記ロアリンクとの接続点と、上記クランクピン中心と、を結ぶ直線の、ピストン往復運動方向に横向きの方向に対する傾きは、上下死点でほぼ等しい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. 上記コントロールリンクと上記ロアリンクとの接続点と、上記クランクピン中心と、を結ぶ直線に対して、上記アッパーリンクと上記ロアリンクとの接続点がピストン往復運動方向の下死点側に位置するように上記ロアリンクが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. 上記クランクシャフトの回転方向が反時計回りとなるように上記複リンク式ピストンクランク機構をクランクシャフト軸方向視した際に、上記コントロールリンクの一端の中心が上記クランクシャフト中心の左下側に位置するよう設定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. ピストン往復運動のクランク回転２次成分の振幅がピストンストロークの３％以下と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. ピストン往復運動の下死点付近のタイミングにおいて、ピストンピン中心が上記クランクシャフトのカウンターウェイト外径よりもピストン往復運動方向の下死点側に位置するよう設定されていることを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の内燃機関。
10. シリンダボアの下端近傍に、上記クランクシャフトもしくは上記複リンク式ピストンクランク機構との干渉を防止する切り欠きが設けられてい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。
11. ピストン下降行程におけるアッパーピン軌跡が、上記クランクシャフトの軸方向視で、ピストン往復運動の方向に沿った直線と略平行となるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜１０のいずれかに記載の内燃機関。
12. 上記クランクシャフトの回転中心からシリンダブロック上端面までの距離が、ピストンストロークの２倍以下となるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜１１のいずれかに記載の内燃機関。
13. 上記クランクピンから上記コントロールピンまでの距離をＬ１とし、上記クランクピンから上記アッパーピンまでの距離をＬ２としたときに、Ｌ２／Ｌ１の値が０．９〜１．１の範囲内になるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜１２のいずれかに記載の内燃機関。
14. クランクシャフト中心を通り、ピストン往復運動の方向に沿った直線をＹ軸とし、クランクシャフト中心を通り、上記Ｙ軸と直交する直線をＸ軸とした際に、上記Ｘ軸方向に沿ったシリンダボア中心のクランクシャフト中心からのオフセット量が、クランク角上死点後１５度のタイミングにおけるアッパーピンの上記Ｘ軸方向に沿った上記クランクシャフト中心からの距離と略同一となるよう設定されていることを特徴とする請求項１〜１３のいずれかに記載の内燃機関。

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