JP2013011206A - Multiple linkage type piston-crank mechanism of internal combustion engine - Google Patents

Multiple linkage type piston-crank mechanism of internal combustion engine Download PDF

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Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To reliably lubricate a joining part between a control link of a multiple linkage type piston-crank mechanism and a control shaft.SOLUTION: The sum of a rotatable angular range of a control shaft 6, an adjustable angular range of an eccentric sleeve 20, and a rockable angular range of a control link 5 to an eccentric shaft 7, is set at 180° being a forming range of a bearing metal oil groove 35, or less. An oil hole 34 of the eccentric sleeve and an oil groove 33o of the eccentric shaft are set to be always overlapped with each other when an adjustment of top dead point of the piston 1 is made within the adjustable angular range of the eccentric 20. The sleeve oil hole 34 of the eccentric sleeve and the bearing metal oil groove 35 are set to be always overlapped with each other even when the control link 5 is rocked, when a compression ratio is controlled within the rotatable angular range of the control shaft 6.

Description

本発明は、内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構に関する。   The present invention relates to a multi-link type piston-crank mechanism for an internal combustion engine.

例えば、特許文献１には、ピストンに揺動自由に連結された第１リンクと、この第１リンクに回動自在に連結されると共に、クランクシャフトのクランクピンに回転自由に装着された第２リンクと、偏心軸部を有するコントロールシャフトと、第２リンクに連結ピンを介して回転自由に連結されると共に、コントロールシャフトの偏心軸部に揺動可能に連結された第３リンクと、を備え、機関運転状態に応じてコントロールシャフトを回転して偏心軸部を位置を変更して内燃機関の圧縮比を可変制御する内燃機関の可変圧縮比機構において、各気筒毎に独立して圧縮比を調整可能な調整手段が前記第３リンクの下部に設けられたものが開示されている。   For example, Patent Document 1 discloses a first link that is pivotably coupled to a piston, and a second link that is pivotally coupled to the first link and is rotatably mounted on a crankpin of a crankshaft. A link, a control shaft having an eccentric shaft portion, and a third link that is rotatably connected to the second link via a connecting pin and is swingably connected to the eccentric shaft portion of the control shaft. In the variable compression ratio mechanism of the internal combustion engine that variably controls the compression ratio of the internal combustion engine by rotating the control shaft according to the engine operating state and changing the position of the eccentric shaft portion, the compression ratio is independently set for each cylinder. There is disclosed one in which adjustable adjusting means is provided at the lower part of the third link.

この特許文献１においては、第３リンクの下部に、ネジ溝が形成されたボルト穴が設けられ、そのボルト穴に調整ボルトが螺合していると共に、第３リンクの下部に一対の半割構造の偏心スリーブ軸受が設けられている。そして、この偏心スリーブ軸受の外周と調整ボルトの先端が係合しており、調整ボルトを回転させて前進後退させることて偏心スリーブ軸受が回転するので、第３リンクと第２リンクとを連結する連結ピンと、第３リンクの下部の揺動中心間の距離の微調整が可能となり、圧縮比の微調整が可能となっている。   In Patent Document 1, a bolt hole having a thread groove is provided in the lower portion of the third link, and an adjustment bolt is screwed into the bolt hole, and a pair of halves are formed in the lower portion of the third link. An eccentric sleeve bearing of structure is provided. And the outer periphery of this eccentric sleeve bearing and the front-end | tip of an adjustment bolt are engaging, and since an eccentric sleeve bearing rotates by rotating an adjustment bolt and advancing and retreating, a 3rd link and a 2nd link are connected. Fine adjustment of the distance between the connecting pin and the swing center of the lower part of the third link is possible, and the compression ratio can be finely adjusted.

特開２００５−６９０２７JP-A-2005-69027

しかしながら、この特許文献１に開示された可変圧縮比機構においては、第３リンクの下端とコントロールシャフトとの連結部分における潤滑構造に関しては開示されておらず、第３リンクの下端とコントロールシャフトとの連結部分に十分な潤滑性能を確保することができない虞がある。   However, in the variable compression ratio mechanism disclosed in Patent Document 1, there is no disclosure regarding the lubricating structure at the connection portion between the lower end of the third link and the control shaft, and the lower end of the third link and the control shaft are not disclosed. There is a possibility that sufficient lubrication performance cannot be ensured in the connecting portion.

そこで、本発明は、偏心スリーブを制御軸の偏心軸部に対して回転させることで、各気筒毎にピストンの上死点位置が調整可能な内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構において、前記偏心軸部の外周面周方向に延接された偏心軸部油溝と、前記偏心スリーブに貫通形成された偏心スリーブ油穴と、前記偏心スリーブの外周面と回転可能に嵌合する半割れ２分割構造の軸受メタルの一方のみに設けられ、該軸受メタルの内周面周方向に１８０°に亘って延接された軸受メタル油溝と、を有し、前記制御軸の回転可能角度範囲と、前記偏心スリーブの調整可能角度範囲と、前記ピストンとクランクシャフトとを連結する複数のリンク部材の動きを規制するコントロールリンクの揺動可能角度範囲との和が、前記軸受メタル油溝の形成範囲である１８０°以下となるよう設定され、前記偏心スリーブの調整可能角度範囲内で偏心スリーブを回転させて前記ピストンの上死点位置の調整を行う際に、前記偏心スリーブ油穴と前記偏心軸部油溝とが常に重なり合い、前記制御軸の回転可能角度範囲で制御軸を回転させて圧縮比を制御する際に、前記コントロールリンクが揺動しても前記偏心スリーブ油穴と前記軸受メタル油溝とが常に重なり合うよう設定されていることを特徴としている。これによって、複リンク式ピストン−クランク機構のコントロールリンクと制御軸との連結部分を潤滑する潤滑油路が、偏心スリーブによる気筒間の圧縮比バラツキの調整や、機関の運転条件や、リンク部材の姿勢によらず確保される。   Therefore, the present invention provides a multi-link piston-crank mechanism for an internal combustion engine in which the top dead center position of the piston can be adjusted for each cylinder by rotating the eccentric sleeve relative to the eccentric shaft portion of the control shaft. An eccentric shaft oil groove extending in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion, an eccentric sleeve oil hole penetratingly formed in the eccentric sleeve, and a half crack 2 that fits rotatably on the outer peripheral surface of the eccentric sleeve. A bearing metal oil groove provided on only one of the bearing metals of the divided structure and extending in the circumferential direction of the inner circumferential surface of the bearing metal over 180 °, and a rotatable angle range of the control shaft; The sum of the adjustable angle range of the eccentric sleeve and the swingable angle range of the control link that regulates the movement of the plurality of link members connecting the piston and the crankshaft is the formation range of the bearing metal oil groove The eccentric sleeve oil hole and the eccentric shaft portion are adjusted when the top dead center position of the piston is adjusted by rotating the eccentric sleeve within an adjustable angle range of the eccentric sleeve. Even when the control link is swung, the eccentric sleeve oil hole and the bearing metal oil groove are always overlapped with the oil groove and the control shaft is rotated within the rotatable angle range of the control shaft to control the compression ratio. And are always set to overlap. As a result, the lubricating oil passage that lubricates the connecting portion between the control link and the control shaft of the multi-link piston-crank mechanism can adjust the compression ratio variation between the cylinders by the eccentric sleeve, the operating conditions of the engine, the link member Secured regardless of posture.

本発明によれば、各気筒毎にピストンの上死点位置が調整可能な複リンク式ピストン−クランク機構のコントロールリンクと制御軸との連結部分を潤滑する潤滑油路が、偏心スリーブによる気筒間の圧縮比バラツキの調整や、機関の運転条件や、リンク部材の姿勢によらず確保されるため、潤滑性能を向上させることができる。   According to the present invention, the lubricating oil passage for lubricating the connecting portion between the control link and the control shaft of the multi-link piston-crank mechanism in which the top dead center position of the piston can be adjusted for each cylinder is provided between the cylinders by the eccentric sleeve. Since it is ensured regardless of the adjustment of the compression ratio variation, the operating conditions of the engine, and the attitude of the link member, the lubricating performance can be improved.

本発明が適用された内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構の概略構成を示す説明図。BRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS Explanatory drawing which shows schematic structure of the multilink type piston-crank mechanism of the internal combustion engine to which this invention was applied. 制御軸付近の構成を示す側面図。The side view which shows the structure of the control shaft vicinity. 制御軸の側面図。The side view of a control axis. 制御軸の正面図。The front view of a control axis. 本発明が適用された内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構におけるコントロールリンクと制御軸との連結部分を拡大して示した説明図。Explanatory drawing which expanded and showed the connection part of the control link and control shaft in the multiple link type piston-crank mechanism of the internal combustion engine to which this invention was applied. 本発明が適用された内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構に用いられる偏心スリーブを示す説明図であり、（ａ）は正面図、（ｂ）は側面図、（ｃ）は背面図である。It is explanatory drawing which shows the eccentric sleeve used for the multiple link type piston-crank mechanism of the internal combustion engine to which this invention was applied, (a) is a front view, (b) is a side view, (c) is a rear view. . 本発明の第１実施形態におけるコントロールリンクと制御軸との連結部分における各部材の相対的な位置関係を模式的に示した説明図であり、（ａ）は最低圧縮比のときの説明図、（ｂ）最高圧縮比のときの説明図である。It is explanatory drawing which showed typically the relative positional relationship of each member in the connection part of the control link and control shaft in 1st Embodiment of this invention, (a) is explanatory drawing at the time of the minimum compression ratio, (B) It is explanatory drawing at the time of the highest compression ratio. コントロールリンクと制御軸との連結部分における各部材の相対的な位置関係をコントロールリンクからみた角度を横軸として模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the angle which looked at the relative positional relationship of each member in the connection part of a control link and a control shaft from the control link as a horizontal axis. 第１実施形態における偏心スリーブの組み付け角度と、偏心スリーブの調整範囲を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the assembly angle of the eccentric sleeve in 1st Embodiment, and the adjustment range of an eccentric sleeve. 本発明の第２実施形態におけるコントロールリンクと制御軸との連結部分における各部材の相対的な位置関係を模式的に示した説明図であり、（ａ）は最低圧縮比のときの説明図、（ｂ）最高圧縮比のときの説明図である。It is explanatory drawing which showed typically the relative positional relationship of each member in the connection part of the control link and control shaft in 2nd Embodiment of this invention, (a) is explanatory drawing at the time of the minimum compression ratio, (B) It is explanatory drawing at the time of the highest compression ratio. 第２実施形態における偏心スリーブの組み付け角度と、偏心スリーブの調整範囲を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the assembly angle of the eccentric sleeve in 2nd Embodiment, and the adjustment range of an eccentric sleeve. 本発明の第３実施形態におけるコントロールリンクと制御軸との連結部分における各部材の相対的な位置関係を模式的に示した説明図であり、（ａ）は最低圧縮比のときの説明図、（ｂ）最高圧縮比のときの説明図である。It is explanatory drawing which showed typically the relative positional relationship of each member in the connection part of the control link and control shaft in 3rd Embodiment of this invention, (a) is explanatory drawing at the time of the minimum compression ratio, (B) It is explanatory drawing at the time of the highest compression ratio. 第３実施形態における偏心スリーブの組み付け角度と、偏心スリーブの調整範囲を模式的に示した説明図。Explanatory drawing which showed typically the assembly angle of the eccentric sleeve in 3rd Embodiment, and the adjustment range of an eccentric sleeve.

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及び図２は、本発明が適用される複リンク式ピストン−クランク機構の基本的な構成の一例を示すものであって、直列４気筒の内燃機関へ適用された場合を示している。図１は内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構の概略構成を示す説明図であり、図２は制御軸６（後述）付近の構成を示す側面図である。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described in detail with reference to the drawings. 1 and 2 show an example of a basic configuration of a multi-link piston-crank mechanism to which the present invention is applied, and shows a case where the present invention is applied to an in-line four-cylinder internal combustion engine. FIG. 1 is an explanatory diagram showing a schematic configuration of a multi-link piston-crank mechanism of an internal combustion engine, and FIG. 2 is a side view showing a configuration in the vicinity of a control shaft 6 (described later).

複リンク式ピストン−クランク機構は、ピストン１とクランクシャフト２とを連結するアッパリンク３及びロアリンク４と、アッパリンク３及びロアリンク４の動きを規制するコントロールリンク５と、コントロールリンク５の一端が揺動可能に連結される偏心軸部７を有する制御軸６と、から大略構成されている。   The multi-link type piston-crank mechanism includes an upper link 3 and a lower link 4 that connect the piston 1 and the crankshaft 2, a control link 5 that restricts the movement of the upper link 3 and the lower link 4, and one end of the control link 5. And a control shaft 6 having an eccentric shaft portion 7 connected so as to be swingable.

ピストン１は、シリンダブロック９に形成されたシリンダ１０内を摺動可能に配置されており、アッパリンク３の一端（図１における上端）にピストンピン１１を介して揺動可能に連結されている。   The piston 1 is slidably disposed in a cylinder 10 formed in the cylinder block 9 and is connected to one end (upper end in FIG. 1) of the upper link 3 via a piston pin 11 so as to be swingable. .

アッパリンク３は、他端（図１における下端）が、第１連結ピン１２を介してロアリンク４の一端部に回転可能に連結されている。   The other end (the lower end in FIG. 1) of the upper link 3 is rotatably connected to one end of the lower link 4 via the first connecting pin 12.

ロアリンク４は、その中央部においてクランクシャフト２のクランクピン１３に回転可能に取り付けられている。   The lower link 4 is rotatably attached to the crankpin 13 of the crankshaft 2 at the center thereof.

クランクシャフト２は、複数のジャーナル部１４とクランクピン１３とを備えており、その回転軸となるジャーナル部１４がシリンダブロック９に回転可能に支持されている。クランクピン１３は、ジャーナル部１４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。   The crankshaft 2 includes a plurality of journal portions 14 and a crank pin 13, and the journal portion 14 serving as a rotation shaft thereof is rotatably supported by the cylinder block 9. The crank pin 13 is eccentric from the journal portion 14 by a predetermined amount, and the lower link 4 is rotatably connected thereto.

ロアリンク４の運動を拘束するコントロールリンク５は、一端（図１における上端）が第２連結ピン１６を介してロアリンク４の他端部に回動可能に連結され、他端（図１おける下端）が内燃機関本体の一部となるシリンダブロック９に揺動可能に支持されている。コントロールリンク５の他端は、内燃機関の圧縮比の変更のために、その揺動支点１７の位置が内燃機関本体に対して変位可能となっている。具体的には、クランクシャフト２と平行に延びた制御軸６を備え、この制御軸６に偏心して設けられた偏心軸部７にコントロールリンク５の他端が回転可能に嵌合している。コントロールリンク５の他端は、本体部５ａとキャップ部５ｂからなる半割構造となって偏心軸部７を挟み込んでいる。この半割構造における分割面１８は、偏心軸部７の中心を通る平面となっている。   The control link 5 for restraining the movement of the lower link 4, one end (upper end in FIG. 1) is rotatably connected to the other end of the lower link 4 via a second connecting pin 16, definitive other end (Fig. 1 The lower end is supported by a cylinder block 9 which is a part of the internal combustion engine body so as to be swingable. The other end of the control link 5 can be displaced with respect to the main body of the internal combustion engine in order to change the compression ratio of the internal combustion engine. Specifically, a control shaft 6 extending in parallel with the crankshaft 2 is provided, and the other end of the control link 5 is rotatably fitted to an eccentric shaft portion 7 provided eccentric to the control shaft 6. The other end of the control link 5 has a half structure composed of a main body portion 5a and a cap portion 5b, and sandwiches the eccentric shaft portion 7. The dividing surface 18 in this half structure is a plane that passes through the center of the eccentric shaft portion 7.

制御軸６は、図１〜図４に示すように、シリンダブロック９に対して回転可能に支持される主軸部８と、この主軸部８に対して所定量ｅ0だけ偏心した偏心軸部７と、有している。偏心軸部７は、主軸部８よりも大径となるよう設定されていて、偏心軸部７と主軸部８の間は偏心軸部７及び主軸部８のどちらよりも径が細い接続部２６となっている。制御軸６の一端には、電気モータ等のアクチュエータ１９が取り付けられている。本実施形態において、制御軸６は、４箇所に偏心軸部７が形成され、これらの偏心軸部７に４つの気筒のコントロールリンク５がそれぞれ連結されている。 As shown in FIGS. 1 to 4, the control shaft 6 includes a main shaft portion 8 that is rotatably supported by the cylinder block 9, and an eccentric shaft portion 7 that is eccentric by a predetermined amount e 0 with respect to the main shaft portion 8. And have. The eccentric shaft portion 7 is set to have a larger diameter than the main shaft portion 8, and the connecting portion 26 between the eccentric shaft portion 7 and the main shaft portion 8 has a smaller diameter than either the eccentric shaft portion 7 or the main shaft portion 8. It has become. An actuator 19 such as an electric motor is attached to one end of the control shaft 6. In the present embodiment, the control shaft 6 has eccentric shaft portions 7 formed at four locations, and the control links 5 of four cylinders are connected to the eccentric shaft portions 7 respectively.

従って、圧縮比の変更のために、アクチュエータ１９により制御軸６を回転駆動すると、コントロールリンク５の揺動支点１７となる偏心軸部７の中心位置が機関本体に対して移動する。これにより、コントロールリンク５によるロアリンク４の運動拘束条件が変化して、クランク角に対するピストン１の行程位置が変化し、ひいては圧縮比が変更されることになる。   Therefore, when the control shaft 6 is rotationally driven by the actuator 19 to change the compression ratio, the center position of the eccentric shaft portion 7 that becomes the swing fulcrum 17 of the control link 5 moves relative to the engine body. As a result, the motion constraint condition of the lower link 4 by the control link 5 changes, the stroke position of the piston 1 with respect to the crank angle changes, and the compression ratio is changed accordingly.

また、この複リンク式ピストン−クランク機構においては、クランクシャフト２のジャーナル部１４の中心１５が、シリンダ１０のボア中心線Ｌ１に対して、図１における右側にオフセットした構成となっている。また、制御軸６の回転軸となる主軸部８が、ジャーナル部１４の中心１５を通り、シリンダ１０のボア中心線Ｌ１に対して平行なジャーナル部中心線Ｌ２に対して、図１における右側にオフセットすると共に、クランクシャフト２のジャーナル部１４よりも図１における下方に位置するよう構成されている。   Further, in this multi-link type piston-crank mechanism, the center 15 of the journal portion 14 of the crankshaft 2 is offset to the right side in FIG. 1 with respect to the bore center line L1 of the cylinder 10. Further, the main shaft portion 8 serving as the rotation shaft of the control shaft 6 passes through the center 15 of the journal portion 14 and is on the right side in FIG. 1 with respect to the journal center line L2 parallel to the bore center line L1 of the cylinder 10. In addition to being offset, it is configured to be positioned below the journal portion 14 of the crankshaft 2 in FIG.

換言すれば、複リンク式ピストン−クランク機構は、シリンダ１０のボア中心線Ｌ１に対して、クランクシャフト２のジャーナル部１４と、制御軸６の主軸部８とが同じ方向にオフセットし、かつ制御軸６がクランクシャフト２よりも下方に位置するように構成されている。   In other words, in the multi-link type piston-crank mechanism, the journal portion 14 of the crankshaft 2 and the main shaft portion 8 of the control shaft 6 are offset in the same direction with respect to the bore center line L1 of the cylinder 10 and controlled. The shaft 6 is configured to be positioned below the crankshaft 2.

さらに言えば、クランクシャフト２の軸方向視で、クランクシャフト２のジャーナル部１４の中心１５を原点とし、この原点を通りシリンダ１０のボア中心線Ｌ１と直交する軸線Ｌ３をｘ軸、前記原点を通りシリンダ１０のボア中心線と平行な軸線Ｌ２をｙ軸とする座標系を定義した場合に、シリンダ１０はこの座標系の第２象限に位置し、制御軸６はこの座標系の第４象限に位置するよう、複リンク式ピストン−クランク機構は構成されている。つまり、前記座標系において、シリンダ１０はそのｘ座標の値が負の値、ｙ座標の値が正の値となり、制御軸６はそのｘ座標の値が正の値、ｙ座標の値が負の値となっている。   Further, when viewed from the axial direction of the crankshaft 2, the center 15 of the journal portion 14 of the crankshaft 2 is the origin, the axis L3 passing through this origin and orthogonal to the bore center line L1 of the cylinder 10 is the x axis, and the origin is When a coordinate system with the axis L2 parallel to the bore center line of the cylinder 10 as the y axis is defined, the cylinder 10 is located in the second quadrant of the coordinate system, and the control axis 6 is in the fourth quadrant of the coordinate system. The multi-link piston-crank mechanism is configured to be located at That is, in the coordinate system, the cylinder 10 has a negative x-coordinate value and a positive y-coordinate value, and the control axis 6 has a positive x-coordinate value and a negative y-coordinate value. It is the value of.

ここで、制御軸６の偏心軸部７の周囲（外周）には、図５及び図６に示すように、略円筒状の継ぎ目の無い偏心スリーブ２０が圧入されている。偏心スリーブ２０は、機関運転中に偏心軸部７に対して相対回転することなく、十分な圧入代に基づく圧入によって固定される。従って本発明によれば、従来技術のようにコントロールリンクの連結ピン孔（軸受メタルの内周）の中心位置が調整される代わりに、制御軸６の偏心軸部７（軸側の外周）の中心位置が調整される。   Here, as shown in FIGS. 5 and 6, a substantially cylindrical seamless sleeve 20 is press-fitted around the eccentric shaft portion 7 of the control shaft 6. The eccentric sleeve 20 is fixed by press-fitting based on a sufficient press-fitting allowance without rotating relative to the eccentric shaft portion 7 during engine operation. Therefore, according to the present invention, instead of adjusting the center position of the connecting pin hole (the inner periphery of the bearing metal) of the control link as in the prior art, the eccentric shaft portion 7 (the outer periphery on the shaft side) of the control shaft 6 is adjusted. The center position is adjusted.

この偏心スリーブ２０は、偏心軸部７に圧入される筒状部２１と、筒状部２１の一端に形成された回転角度調整部２２と、を有している。筒状部２１は、偏心軸部７の外周面と対向する内周面２３に対して、コントロールリンク５の他端側に取り付けられた半割れ２分割構造からなる軸受メタル２４と回転可能に嵌合する外周面２５が、所定量ｅだけ偏心するよう形成されている。回転角度調整部２２は、筒状部２１の一端の全周に鍔状に形成された凸部であって、偏心スリーブ２０を軸方向から見て、外形が６角形となるように形成されている。   The eccentric sleeve 20 includes a cylindrical portion 21 that is press-fitted into the eccentric shaft portion 7, and a rotation angle adjustment portion 22 that is formed at one end of the cylindrical portion 21. The cylindrical portion 21 is rotatably fitted to a bearing metal 24 having a half-split two-part structure attached to the other end side of the control link 5 with respect to an inner peripheral surface 23 facing the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion 7. The outer peripheral surface 25 to be joined is formed to be eccentric by a predetermined amount e. The rotation angle adjusting part 22 is a convex part formed in a bowl shape on the entire circumference of one end of the cylindrical part 21, and is formed so that the outer shape is a hexagon when the eccentric sleeve 20 is viewed from the axial direction. Yes.

ここで、偏心スリーブ２０は、制御軸６の偏心軸部７に圧入されているため、偏心スリーブ２０の筒状部２１の内周面２３と、偏心軸部７の外周面とが直接接触する部分が必ず存在することになる。すなわち、偏心スリーブ２０の筒状部２１の内周面２３と、偏心軸部７の外周面との間は、少なくとも流体潤滑状態とはならないように設定されている。   Here, since the eccentric sleeve 20 is press-fitted into the eccentric shaft portion 7 of the control shaft 6, the inner peripheral surface 23 of the cylindrical portion 21 of the eccentric sleeve 20 and the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion 7 are in direct contact. There will always be a part. In other words, the gap between the inner peripheral surface 23 of the cylindrical portion 21 of the eccentric sleeve 20 and the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion 7 is set so as not to be at least in a fluid lubrication state.

尚、本実施形態における制御軸６は、図３に示すように、４つの偏心軸部７を有しており、偏心軸部７ａ、７ｂについては図３における右側から、偏心軸部７ｃ、７ｄについては図３における左側からそれぞれ偏心スリーブ２０が組み付けられている。これは、偏心軸部７ａ、７ｄの外径が、偏心軸部７ｂ、７ｃの外径よりも（例えば１ｍｍほど）小さく設定されているからである。但し、偏心軸部７ａ、７ｄに圧入される偏心スリーブ２０の筒状部２１の内径は、偏心軸部７ｂ、７ｃに圧入される偏心スリーブ２０の筒状部２１の内径よりも小さく設定され、圧入代δ（偏心軸部７の外径と、偏心スリーブ２０の筒状部２１の内径との差）は全気筒同一となるよう設定されている。また、偏心スリーブの外径は全気筒で同一となるように構成され、コントロールリンク５は全気筒で共通のものを用いることができるようになっている。   As shown in FIG. 3, the control shaft 6 in the present embodiment has four eccentric shaft portions 7, and the eccentric shaft portions 7a and 7b are arranged from the right side in FIG. 3 with the eccentric shaft portions 7c and 7d. In FIG. 3, an eccentric sleeve 20 is assembled from the left side in FIG. This is because the outer diameters of the eccentric shaft portions 7a and 7d are set smaller than the outer diameter of the eccentric shaft portions 7b and 7c (for example, about 1 mm). However, the inner diameter of the cylindrical portion 21 of the eccentric sleeve 20 that is press-fitted into the eccentric shaft portions 7a and 7d is set smaller than the inner diameter of the cylindrical portion 21 of the eccentric sleeve 20 that is press-fitted into the eccentric shaft portions 7b and 7c. The press-fitting allowance δ (the difference between the outer diameter of the eccentric shaft portion 7 and the inner diameter of the cylindrical portion 21 of the eccentric sleeve 20) is set to be the same for all cylinders. Further, the outer diameter of the eccentric sleeve is configured to be the same for all the cylinders, and the common control link 5 can be used for all the cylinders.

偏心スリーブ２０の外径中心と内径中心のずれに相当する偏心量ｅは、全気筒で等しく、気筒間の圧縮比のバラツキ調整に必要な最小限の偏心量に設定されたものであって、制御軸６における偏心軸部７の主軸部８に対する偏心量ｅ0よりも小さく設定されている。 The eccentric amount e corresponding to the deviation between the center of the outer diameter and the center of the inner diameter of the eccentric sleeve 20 is the same for all the cylinders, and is set to the minimum amount of eccentricity necessary for adjusting the variation in the compression ratio between the cylinders. The eccentric amount e 0 of the eccentric shaft portion 7 of the control shaft 6 with respect to the main shaft portion 8 is set to be smaller.

この複リンク式ピストン−クランク機構においては、図７、図８に示すように、制御軸６の内部に形成された制御軸油通路３１内を流れる潤滑油によって、コントロールリンク５と制御軸６との連結部分の摺動部位を強制潤滑するために、偏心軸部７、偏心スリーブ２０に、潤滑油供給路が形成されている。そして、軸受メタル２４には、コントロールリンク５に形成されたコントロールリンク油通路３６と連通するように、軸受メタル油穴３７が貫通形成されている。コントロールリンク油通路３６は、コントロールリンク５とロアリンク４との連結部分の摺動部位に、コントロールリンク５と制御軸６との連結部分の摺動部位を強制潤滑した潤滑油の一部を供給するものであり、コントロールリンク５の一端まで連続するよう形成されている。   In this multi-link type piston-crank mechanism, as shown in FIGS. 7 and 8, the control link 5, the control shaft 6, and the control shaft 5 are caused by the lubricating oil flowing in the control shaft oil passage 31 formed inside the control shaft 6. A lubricating oil supply path is formed in the eccentric shaft portion 7 and the eccentric sleeve 20 in order to forcibly lubricate the sliding portion of the connecting portion. A bearing metal oil hole 37 is formed through the bearing metal 24 so as to communicate with a control link oil passage 36 formed in the control link 5. The control link oil passage 36 supplies a part of the lubricating oil forcibly lubricating the sliding portion of the connecting portion between the control link 5 and the control shaft 6 to the sliding portion of the connecting portion of the control link 5 and the lower link 4. It is formed so as to continue to one end of the control link 5.

図７及び図８は、各気筒の圧縮比を偏心スリーブ２０を用いて調整することにより、気筒間の圧縮比バラツキの解消を図ろうとする実施形態を示しており、図７は制御軸の軸線方向から見た組み付け例であり、図８は周方向（角度方向）を横軸として展開することにより各潤滑油供給路の周方向の位置関係を模式的に示した説明図である。偏心スリーブ２０に破線で示された油穴は、仮に偏心スリーブ油穴３４が時計回り又は反時計回りにα／２回転した場合の様子を示している。   7 and 8 show an embodiment in which the compression ratio of each cylinder is adjusted by using the eccentric sleeve 20 to eliminate the compression ratio variation between the cylinders. FIG. 7 shows the axis of the control shaft. FIG. 8 is an explanatory diagram schematically showing the positional relationship in the circumferential direction of each lubricating oil supply path by developing the circumferential direction (angular direction) as a horizontal axis. The oil hole indicated by a broken line in the eccentric sleeve 20 indicates a state in which the eccentric sleeve oil hole 34 is rotated α / 2 clockwise or counterclockwise.

図７は、各気筒の圧縮比が計算上の設計中央値となるように気筒間の圧縮比バラツキの調整を行う場合の組み付け例を示している。具体的には、制御軸の角度を所定の圧縮比に対応した角度に設定し、クランクシャフトの角度をピストンが所定のストローク位置となる角度に設定した上で、偏心スリーブを、予め定められた姿勢で偏心軸部に組付けたときに、ピストンのストローク位置が所定の圧縮比における所定のストローク位置の設計上の中央値とほぼ一致するように、複リンク式ピストン−クランク機構の各要素が構成（設計寸法が設定）されている。ここでの偏心スリーブの姿勢は、例えば、偏心スリーブを回したときの回転角度に対するピストンのストローク位置の関係が線形に近い線形特性領域の中央となる姿勢であり、これによって圧縮比の調整代を偏心スリーブの回転角度で直接的（リニア）に決められるようにして、偏心スリーブの回転による圧縮比の調整ができるだけ精度良く行なえるようにしている。   FIG. 7 shows an assembly example when adjusting the compression ratio variation between the cylinders so that the compression ratio of each cylinder becomes the calculated design median value. Specifically, the eccentric sleeve is set in advance after the angle of the control shaft is set to an angle corresponding to a predetermined compression ratio, and the angle of the crankshaft is set to an angle at which the piston becomes a predetermined stroke position. The elements of the multi-link piston-crank mechanism are arranged so that the piston stroke position substantially matches the design median value of the predetermined stroke position at the predetermined compression ratio when assembled to the eccentric shaft portion in the posture. Configuration (design dimensions are set). Here, the posture of the eccentric sleeve is, for example, a posture in which the relation of the stroke position of the piston to the rotation angle when the eccentric sleeve is turned is the center of the linear characteristic region that is close to linear, thereby reducing the adjustment allowance for the compression ratio. The rotation ratio of the eccentric sleeve is determined directly (linear) so that the compression ratio can be adjusted as accurately as possible by rotating the eccentric sleeve.

図７（ａ）は、最低圧縮比の状態を示し、図７（ｂ）は、最高圧縮比の状態を示している。図７（ｂ）は、図７（ａ）の状態から制御軸を図７の時計方向周りにＡ°回転させた状態、すなわち、図７（ａ）の状態から制御軸６の回転可能角度範囲に等しいＡ°回転させた状態を示している。また、図８は、図７ａの状態における各要素を、コントロールリンク５の上から（コントロールリンク５上に視点をおいて）みた角度を横軸として模式的に示した説明図である。   FIG. 7A shows the state of the lowest compression ratio, and FIG. 7B shows the state of the highest compression ratio. 7B shows a state in which the control shaft is rotated by A ° in the clockwise direction of FIG. 7 from the state of FIG. 7A, that is, the rotatable angle range of the control shaft 6 from the state of FIG. A state of being rotated by A ° equal to is shown. FIG. 8 is an explanatory diagram schematically showing the respective elements in the state of FIG. 7 a as viewed from the top of the control link 5 (with the viewpoint on the control link 5) as the horizontal axis.

偏心軸部７においては、制御軸油通路３１と連通し、一端が偏心軸部７の外周面に開口する偏心軸部７の半径方向に延びる偏心軸部油穴３２と、偏心軸部７の外周面に形成され、偏心軸部７の軸方向に所定の幅を有し、偏心軸部油穴３２と連続する偏心軸部油溝３３と、が形成されている。   In the eccentric shaft portion 7, an eccentric shaft oil hole 32 that communicates with the control shaft oil passage 31 and has one end opening in the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion 7 and extending in the radial direction of the eccentric shaft portion 7; An eccentric shaft oil groove 33 formed on the outer peripheral surface and having a predetermined width in the axial direction of the eccentric shaft portion 7 and continuing to the eccentric shaft oil hole 32 is formed.

偏心軸部油溝３３は、偏心軸部７の周方向に沿って形成されており、偏心軸部油穴３２と接続している。本実施形態では、偏心軸部油穴３２の位置が後述の理由によって決まることから、偏心軸部油溝３３の一端で偏心軸部油溝３３と偏心軸部油穴３２とが連通している。尚、偏心軸部７の外周面と偏心スリーブ２０の内周面との間に形成される油溝を偏心軸部７側に設ける（スリーブ側に油溝は設けられていない）のは、相対的に肉厚の薄い偏心スリーブの強度や剛性の低下を抑制するためである。   The eccentric shaft portion oil groove 33 is formed along the circumferential direction of the eccentric shaft portion 7 and is connected to the eccentric shaft portion oil hole 32. In the present embodiment, since the position of the eccentric shaft oil hole 32 is determined for the reason described later, the eccentric shaft oil groove 33 and the eccentric shaft oil hole 32 communicate with each other at one end of the eccentric shaft oil groove 33. . Note that an oil groove formed between the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion 7 and the inner peripheral surface of the eccentric sleeve 20 is provided on the eccentric shaft portion 7 side (no oil groove is provided on the sleeve side). This is to suppress a decrease in strength and rigidity of the eccentric sleeve having a thin thickness.

図７に示すように、偏心軸部７の軸方向視で、偏心軸部油溝３３の偏心軸部７の周方向に沿った角度範囲（周方向に沿った長さ）は、偏心スリーブ２０に貫通形成された偏心スリーブ油穴３４の直径に相当する角度範囲（スリーブ油穴の直径に相当する長さ）αと、圧縮比調整時（圧縮比バラツキを解消しようとするとき）に偏心スリーブ２０の回転に伴う偏心スリーブ油穴３４の移動範囲である偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲（偏心スリーブ油穴３４の移動範囲長さ）Ｃとの和となるように設定されている。これによって、偏心軸部油溝３３の長さを、偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲Ｃ内でピストン１の上死点位置の調整を行う上で、偏心スリーブ油穴３４と偏心軸部油溝３３とが常に重なり合うために必要な最低限の長さにすることができ、偏心軸部７ひいては制御軸６の強度を向上させることができる。尚、本実施形態の偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲Ｃの大きさは、偏心スリーブ２０の回転角度に対するピストン１のストローク位置の関係が線形に近い関係を保つことができる角度範囲に設定されている。   As shown in FIG. 7, the angular range (length along the circumferential direction) along the circumferential direction of the eccentric shaft portion 7 of the eccentric shaft portion oil groove 33 as viewed in the axial direction of the eccentric shaft portion 7 is the eccentric sleeve 20. The angle sleeve (the length corresponding to the diameter of the sleeve oil hole) α corresponding to the diameter of the eccentric sleeve oil hole 34 penetrating through the shaft and the eccentric sleeve when adjusting the compression ratio (when trying to eliminate the compression ratio variation) It is set so as to be the sum of the adjustable angle range (the moving range length of the eccentric sleeve oil hole 34) C of the eccentric sleeve 20 that is the moving range of the eccentric sleeve oil hole 34 with the rotation of 20. As a result, when adjusting the top dead center position of the piston 1 within the adjustable angle range C of the eccentric sleeve 20, the eccentric shaft oil groove 34 and the eccentric shaft oil groove 33 are adjusted. 33 can always be the minimum length necessary for overlapping with each other, and the strength of the eccentric shaft portion 7 and thus the control shaft 6 can be improved. Note that the size of the adjustable angle range C of the eccentric sleeve 20 of the present embodiment is set to an angle range in which the relationship of the stroke position of the piston 1 with respect to the rotation angle of the eccentric sleeve 20 can maintain a linear relationship. Yes.

一方、軸受メタル２４においては、その内周面に、軸方向に所定の幅を有する軸受メタル油溝３５が、軸受メタル２４の周方向に沿って形成されている。この軸受メタル油溝３５は、図７に示すよう、軸受メタル２４の軸方向視で、１８０°の角度範囲に形成されている。つまり、半割れ２分割構造の軸受メタル２４の一方のみの内周面に、図７、及び図８に示すように、この内周面の半周に亘って連続する軸受メタル油溝３５が形成されている。   On the other hand, in the bearing metal 24, a bearing metal oil groove 35 having a predetermined width in the axial direction is formed on the inner peripheral surface along the circumferential direction of the bearing metal 24. As shown in FIG. 7, the bearing metal oil groove 35 is formed in an angle range of 180 ° as viewed in the axial direction of the bearing metal 24. That is, as shown in FIGS. 7 and 8, a bearing metal oil groove 35 is formed on only one inner peripheral surface of the bearing metal 24 having a half-split two-part structure, as shown in FIGS. ing.

本実施形態の複リンク式ピストン−クランク機構は、シリンダ１０のボア中心線Ｌ１に対して、クランクシャフト２のジャーナル部１４と、制御軸６の主軸部８とが同じ方向にオフセットし、かつ制御軸６がクランクシャフト２よりも下方に位置するように構成されているため、ピストン１に燃焼荷重が加わると、コントロールリンク５に引っ張り方向の荷重が作用する。このため、コントロールリンク５のキャップ部５ｂ側の内周面から偏心軸部７に荷重が作用することになる。   In the multi-link type piston-crank mechanism of the present embodiment, the journal portion 14 of the crankshaft 2 and the main shaft portion 8 of the control shaft 6 are offset in the same direction with respect to the bore center line L1 of the cylinder 10, and control is performed. Since the shaft 6 is configured to be positioned below the crankshaft 2, a load in the pulling direction acts on the control link 5 when a combustion load is applied to the piston 1. For this reason, a load acts on the eccentric shaft portion 7 from the inner peripheral surface of the control link 5 on the cap portion 5b side.

そこで、軸受メタル油溝３５は、コントロールリンク５のキャップ部５ｂ側の内周面から偏心軸部７に荷重が作用した際に、軸受全体としての強度が低下したり油溝付近に応力が集中したりすることが無いように、キャップ部５ｂ側ではなく本体部５ａ側（図７中上側）の軸受メタル２４に設けられる。すなわち、軸受メタル油溝３５が設けられる一方の軸受メタルは、ピストン１に燃焼荷重が加わったときに偏心軸部７との間に作用する荷重が相対的に大きくなる側とは異なる側の軸受メタルである。このように本体部５ａ側の１８０°の範囲のみに軸受メタル油溝３５を設けることにしたので、軸受全体としての強度を低下させることなく、応力が集中することも回避できる。また、油溝を半割りにされた軸受メタル２４の一方にのみ設ければ済むので、製作も容易である。そして、全周の内、半分に油溝が存在するので、コントロールリンク５と制御軸６（偏心軸部７）の間の潤滑性能を十分確保することができる。   Therefore, when the load is applied to the eccentric shaft portion 7 from the inner peripheral surface of the control link 5 on the cap portion 5b side, the bearing metal oil groove 35 is reduced in strength as a whole bearing or stress is concentrated near the oil groove. It is provided on the bearing metal 24 on the main body 5a side (upper side in FIG. 7), not on the cap 5b side. That is, one bearing metal in which the bearing metal oil groove 35 is provided is a bearing on a side different from a side where a load acting between the eccentric shaft portion 7 and the combustion shaft is relatively increased when a combustion load is applied to the piston 1. Metal. As described above, since the bearing metal oil groove 35 is provided only in the range of 180 ° on the main body 5a side, it is possible to avoid stress concentration without reducing the strength of the entire bearing. Further, since it is only necessary to provide the oil groove only on one side of the bearing metal 24 which is divided in half, the manufacture is also easy. And since the oil groove exists in half of the entire circumference, sufficient lubrication performance between the control link 5 and the control shaft 6 (eccentric shaft portion 7) can be ensured.

さらに、偏心軸部油穴３２についても、キャップ部５ｂ側の面圧上昇を抑制するために、圧縮比を可変する範囲において、キャップ部５ｂ側とならないに位置に、すなわちコントロールリンク５の本体部５ａ側の位置に開口するように形成されている。そのため、偏心軸部油穴３２への応力集中を回避することができる。   Further, the eccentric shaft oil hole 32 is also located at a position that does not become the cap portion 5b side, that is, the main body portion of the control link 5 within a range in which the compression ratio is variable in order to suppress an increase in surface pressure on the cap portion 5b side. It is formed so as to open at a position on the 5a side. For this reason, stress concentration in the eccentric shaft oil hole 32 can be avoided.

特に本実施形態の偏心軸部油穴３２は、高負荷低圧縮比となるときに、コントロールリンク５から作用する荷重の方向と略垂直となる位置に開口するよう偏心軸部７に形成されている。このため、高負荷時に荷重が集中する部分、すなわち、曲げ中立面から遠く離れた部分に偏心軸部油穴３２が開口しない（低圧縮比高負荷時の中立面近くに開口する）ので、偏心軸部油穴３２付近の応力集中を回避することができる。   In particular, the eccentric shaft portion oil hole 32 of the present embodiment is formed in the eccentric shaft portion 7 so as to open at a position substantially perpendicular to the direction of the load acting from the control link 5 when a high load and low compression ratio is obtained. Yes. For this reason, the eccentric shaft oil hole 32 does not open in a portion where the load concentrates at a high load, that is, a portion far from the bending neutral surface (opens near the neutral surface when the load is low and the compression ratio is high). , Stress concentration in the vicinity of the eccentric shaft oil hole 32 can be avoided.

前述の通り、偏心軸部７に設けられた偏心軸部油溝３３の角度範囲（周方向長さ）は、圧縮比調整時の偏心スリーブ油穴３４の移動角度範囲（移動範囲長さ）Ｃと、偏心スリーブ油穴３４の直径相当の角度範囲（直径の長さ）αを足し合わせたものになっていて、図７に示すように、偏心スリーブ油穴３４が、調整可能角度範囲Ｃの中で、最も反時計周り方向側へ移動したときに、偏心軸部油溝３３の反時計周り方向側の一端の位置と一致し、最も時計周り方向側へ移動したときに、偏心軸部油溝３３の時計周り方向側の一端の位置と一致する。   As described above, the angular range (circumferential length) of the eccentric shaft oil groove 33 provided in the eccentric shaft portion 7 is the moving angle range (moving range length) C of the eccentric sleeve oil hole 34 when adjusting the compression ratio. And an angular range (diameter length) α corresponding to the diameter of the eccentric sleeve oil hole 34, and the eccentric sleeve oil hole 34 has an adjustable angular range C as shown in FIG. Among them, when moved most counterclockwise, it coincides with the position of one end of the eccentric shaft oil groove 33 on the counterclockwise direction and when moved most clockwise, the eccentric shaft oil It coincides with the position of one end of the groove 33 on the clockwise direction side.

そして、偏心スリーブ２０は、気筒間の圧縮比調整前の偏心軸部７への取り付け時に、図９に示すように、偏心スリーブ２０の回転角度に対するピストン１のストローク位置の関係が線形に近い線形特性領域の中央となる姿勢で偏心軸部７へ取り付けられ、偏心スリーブ油穴３４が、偏心軸部油溝３３の偏心軸部７周方向に沿った長さに相当する角度範囲（Ｃ＋α）の略中央に位置するように取り付けられている。これにより、偏心スリーブ２０による圧縮比バラツキの調整を行う際の偏心スリーブ２０の回転角度は、計算上の設計中央値から圧縮比が上昇する側に（Ｃ／２）°、計算上の設計中央値から圧縮比が低下する側に（Ｃ／２）°となり、各気筒の圧縮比を上げ下げして、各気筒の圧縮比が計算上の設計中央値となるように、気筒間の圧縮比バラツキの調整を行えるようになっている。   When the eccentric sleeve 20 is attached to the eccentric shaft portion 7 before adjusting the compression ratio between the cylinders, the relationship of the stroke position of the piston 1 with respect to the rotation angle of the eccentric sleeve 20 is linear as shown in FIG. The eccentric sleeve oil hole 34 is attached to the eccentric shaft portion 7 in a posture that becomes the center of the characteristic region, and the eccentric sleeve oil hole 34 has an angular range (C + α) corresponding to the length along the circumferential direction of the eccentric shaft portion 7 of the eccentric shaft portion oil groove 33. It is attached so as to be located at the approximate center. Thereby, the rotation angle of the eccentric sleeve 20 when adjusting the compression ratio variation by the eccentric sleeve 20 is (C / 2) ° from the calculated design median to the side where the compression ratio increases, and the calculated design center. The compression ratio variation between the cylinders is such that the compression ratio decreases to (C / 2) ° from the value, and the compression ratio of each cylinder is increased or decreased so that the compression ratio of each cylinder becomes the calculated design median value. Can be adjusted.

以上のような前提において、軸受メタル２４に設けられた軸受メタル油溝３５が１８０°の角度範囲で設けられるのに対して、圧縮比調整によって偏心スリーブ油穴３４が調整可能角度範囲Ｃだけ移動したとしても、偏心軸部油穴３３と軸受メタル油溝３５とは偏心スリーブ油穴３４を通じて常に接続されるように構成されていなければならない。そのためには、偏心スリーブ油孔３４の取り得る角度範囲全体、あるいは、偏心スリーブ油孔３４の取り得る角度範囲全体が偏心軸部油溝３３の角度範囲全体と一致する本実施形態においては偏心軸部油溝３３の角度範囲全体が、軸受メタル油溝３５の角度範囲１８０°に常に内包される関係となっていなければならない。   Under the above premise, the bearing metal oil groove 35 provided in the bearing metal 24 is provided in an angle range of 180 °, whereas the eccentric sleeve oil hole 34 is moved by an adjustable angle range C by adjusting the compression ratio. Even so, the eccentric shaft oil hole 33 and the bearing metal oil groove 35 must always be configured to be connected through the eccentric sleeve oil hole 34. For this purpose, in the present embodiment in which the entire angle range that the eccentric sleeve oil hole 34 can take, or the whole angle range that the eccentric sleeve oil hole 34 can take, matches the entire angle range of the eccentric shaft oil groove 33. The entire angle range of the partial oil groove 33 must always be included in the angle range 180 ° of the bearing metal oil groove 35.

また、制御軸６は圧縮比制御のため回転可能角度範囲Ａだけ回転するので、偏心軸部油溝３３は全体としてさらに回転可能範囲Ａだけ回転することになる。従って、偏心スリーブ油穴３４の調整角度可能範囲Ｃ（あるいは偏心スリーブ油穴の直径を考慮するのであれば調整角度可能範囲Ｃとスリーブ油穴３４の直径分角度範囲αの和）と圧縮比制御のため回転可能角度範囲Ａとの和が、軸受メタル油溝３５の角度範囲１８０°以下になっている必要がある。   Further, since the control shaft 6 rotates by the rotatable angle range A for the compression ratio control, the eccentric shaft oil groove 33 as a whole further rotates by the rotatable range A. Accordingly, the adjustable angle range C of the eccentric sleeve oil hole 34 (or the sum of the adjustable angle range C and the angle range α corresponding to the diameter of the sleeve oil hole 34 if the diameter of the eccentric sleeve oil hole is taken into account) and the compression ratio control. Therefore, the sum with the rotatable angle range A needs to be 180 ° or less of the angle range of the bearing metal oil groove 35.

一方、コントロールリンク５は偏心軸部７に対して揺動可能角度範囲Ｂだけ揺動するので、見かけ上軸受メタル油溝３５の角度範囲（Ａ＋Ｃを常に内包するのに寄与する角度範囲）は、揺動可能角度範囲Ｂだけ減少する。   On the other hand, since the control link 5 swings with respect to the eccentric shaft portion 7 by a swingable angular range B, the angular range of the apparent bearing metal oil groove 35 (the angular range contributing to always including A + C) is: Decrease by the swingable angle range B.

以上より、制御軸６の回転可能角度範囲をＡ、コントロールリンク５の他端の偏心軸部７に対する揺動可能角度範囲をＢ、偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲をＣとすれば、回転可能角度範囲Ａ＋調整可能角度範囲Ｃ≦軸受メタル油溝の形成範囲（１８０°）−揺動可能角度範囲Ｂ、となるよう設定されなければならない。   As described above, if the rotatable angle range of the control shaft 6 is A, the swingable angle range of the other end of the control link 5 with respect to the eccentric shaft portion 7 is B, and the adjustable angle range of the eccentric sleeve 20 is C, the rotation is possible. It must be set such that the angle range A + the adjustable angle range C ≦ the bearing metal oil groove formation range (180 °) −the swingable angle range B.

この式は、偏心スリーブ油穴３４が取り得る範囲を示している、と捉えることができる。偏心スリーブ油穴３４の位置は、軸受メタル２４に対して、圧縮比の微調整（偏心スリーブ２０による圧縮比のバラツキの調整）、圧縮比の変更（制御軸６の回転）、コントロールリンク５の揺動によって移動しうる。すなわち、最低圧縮比で、偏心軸部７がコントロールリンク５の他端に対して図７における反時計方向周り側に最も回転した状態を基準として、そこから最も大きくコントロールリンク５の他端側の各部材が動く場合を考えると、偏心スリーブ２０は圧縮比バラツキの調整により最大で調整可能角度Ｃ移動し、制御軸６は圧縮比の変更により図７における時計方向周り側に最大で回転可能角度Ａ移動し、コントロールリンク５の他端は偏心軸部７に対し最大で揺動可能角度Ｂ移動するので、これらの合計が１８０°以下であれば、偏心スリーブ２０を調整可能角度範囲Ｃの範囲内で如何に調整しようとも、偏心スリーブ油穴３４と軸受メタル溝３５とが常に重なり合うように設定可能となる。   This equation can be understood as indicating the range that the eccentric sleeve oil hole 34 can take. The position of the eccentric sleeve oil hole 34 is adjusted with respect to the bearing metal 24 by fine adjustment of the compression ratio (adjustment of variation in the compression ratio by the eccentric sleeve 20), change of the compression ratio (rotation of the control shaft 6), It can move by rocking. That is, with the lowest compression ratio, the eccentric shaft portion 7 is the largest on the other end side of the control link 5 with reference to the state where the eccentric shaft portion 7 is most rotated counterclockwise in FIG. Considering the case where each member moves, the eccentric sleeve 20 moves at the maximum adjustable angle C by adjusting the compression ratio variation, and the control shaft 6 rotates at the maximum clockwise angle in FIG. 7 by changing the compression ratio. A, and the other end of the control link 5 moves at a maximum swingable angle B with respect to the eccentric shaft portion 7. Therefore, if the total of these is 180 ° or less, the eccentric sleeve 20 can be adjusted within the adjustable angle range C. Regardless of the adjustment, the eccentric sleeve oil hole 34 and the bearing metal groove 35 can always be set to overlap each other.

このように本実施形態では、制御軸６の回転可能角度範囲Ａと、偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲Ｃと、コントロールリンク５の一端の前記偏心軸部７に対する揺動可能角度範囲Ｂとの和が、軸受メタル油溝２４の形成範囲である１８０°以下となるよう設定され、偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲Ｃ内でピストンの上死点位置の調整を行う際に、偏心スリーブ油穴３４と偏心軸部油溝３５とが常に重なり合い、制御軸６の回転可能角度範囲Ａで圧縮比を制御する際に、コントロールリンク５が揺動しても偏心スリーブ油穴３４と軸受メタル油溝３５とが常に重なり合うよう設定されている。   As described above, in this embodiment, the rotation angle range A of the control shaft 6, the adjustable angle range C of the eccentric sleeve 20, and the swingable angle range B with respect to the eccentric shaft portion 7 at one end of the control link 5 are as follows. The sum is set to be 180 ° or less, which is the formation range of the bearing metal oil groove 24, and when adjusting the top dead center position of the piston within the adjustable angle range C of the eccentric sleeve 20, the eccentric sleeve oil hole 34 and the eccentric shaft oil groove 35 always overlap each other, and when controlling the compression ratio within the rotatable angle range A of the control shaft 6, the eccentric sleeve oil hole 34 and the bearing metal oil groove even if the control link 5 swings. 35 is always set to overlap.

これによって、複リンク式ピストン−クランク機構のコントロールリンク５と制御軸６との連結部分の摺動部位を潤滑する潤滑油供給路が、偏心スリーブ２０による気筒間の圧縮比バラツキの調整や、機関の運転条件（圧縮比変化）や、リンク部材の姿勢によらず確保されるため、潤滑性能を向上させることができる。   As a result, the lubricating oil supply passage that lubricates the sliding portion of the connecting portion between the control link 5 and the control shaft 6 of the multi-link piston-crank mechanism can adjust the compression ratio variation between the cylinders by the eccentric sleeve 20 and the engine. Therefore, the lubrication performance can be improved because it is ensured regardless of the operating conditions (change in compression ratio) and the posture of the link member.

また、偏心スリーブ２０により、気筒間の圧縮比のバラツキが低減されるため、その分、吸排気弁とピストンとの干渉回避のために設定されるマージンの低減、点火時期進角、ＥＧＲ領域の拡大、が可能となり、燃費を向上させることができる。   Further, since the variation in the compression ratio between the cylinders is reduced by the eccentric sleeve 20, the margin set for avoiding the interference between the intake / exhaust valve and the piston, the ignition timing advance angle, and the EGR region are correspondingly reduced. Expansion is possible, and fuel consumption can be improved.

そして、偏心スリーブ２０により、気筒間の圧縮比のバラツキが低減されるため、その分、過給圧領域の拡大が可能となり、出力、トルクを向上させることができる。   And since the variation in the compression ratio between the cylinders is reduced by the eccentric sleeve 20, the boost pressure region can be expanded correspondingly, and the output and torque can be improved.

また、複リンク式ピストン−クランク機構は、シリンダ１０のボア中心線Ｌ１に対して、クランクシャフト２のジャーナル部１４と、制御軸６の主軸部８とが同じ方向にオフセットし、かつ制御軸６がクランクシャフト２よりも下方に位置するように構成されているので、軸受メタル油溝３５が高負荷時に荷重が集中するコントロールリンク５の一端の下方側をさけて位置する構成となるため、高負荷時に荷重が集中するコントロールリンク５の一端の下方側の面圧を下げつつ、潤滑油も供給することができ、摺動部分の焼き付きを効果的に抑制することができる。   Further, in the multi-link type piston-crank mechanism, the journal portion 14 of the crankshaft 2 and the main shaft portion 8 of the control shaft 6 are offset in the same direction with respect to the bore center line L1 of the cylinder 10, and the control shaft 6 Since the bearing metal oil groove 35 is positioned so as to avoid the lower side of one end of the control link 5 where the load concentrates at the time of high load. Lubricating oil can be supplied while lowering the surface pressure on the lower side of one end of the control link 5 where the load concentrates during loading, and seizure of the sliding portion can be effectively suppressed.

尚、上述した図７、図８においては、制御軸６の回転可能角度範囲Ａを約７０°、コントロールリンク５他端の偏心軸部７に対する揺動可能角度範囲Ｂを約２０°、偏心スリーブ２０の調整可能角度範囲Ｃを約９０°、とした例を示しており、回転可能角度範囲Ａと揺動可能角度範囲Ｂとの和が調整可能角度範囲Ｃと等しくなっているが、これは、この一例でたまたまそうなっているだけであり、回転可能角度範囲Ａ、揺動可能角度範囲Ｂ及び調整可能角度範囲Ｃの関係が異なれば、回転可能角度範囲Ａと揺動可能角度範囲Ｂの和が調整可能角度範囲Ｃとはならない場合もある。   7 and 8 described above, the rotatable angle range A of the control shaft 6 is about 70 °, the swingable angle range B with respect to the eccentric shaft portion 7 at the other end of the control link 5 is about 20 °, and the eccentric sleeve. 20 shows an example in which the adjustable angle range C is about 90 °, and the sum of the rotatable angle range A and the swingable angle range B is equal to the adjustable angle range C. In this example, it just happens to happen. If the relationship between the rotatable angle range A, the swingable angle range B, and the adjustable angle range C is different, the rotation angle range A and the swingable angle range B are different. In some cases, the sum does not fall within the adjustable angle range C.

以下、本発明の他の実施形態について説明するが、上述した第１実施形態と同一の構成要素には同一の符号を付し、重複する説明を省略する。   Hereinafter, although other embodiment of this invention is described, the same code | symbol is attached | subjected to the component same as 1st Embodiment mentioned above, and the overlapping description is abbreviate | omitted.

図１０及び図１１を用いて、本発明の第２実施形態について説明する。この第２実施形態は、上述した第１実施形態と略同一構成となっており、この第２実施形態においても、制御軸６の内部に形成された制御軸油通路３１内を流れる潤滑油によって、コントロールリンク５と制御軸６との連結部分の摺動部位を強制潤滑するために、偏心軸部７、偏心スリーブ２０及び軸受メタル２４に、潤滑油供給路が形成されているが、この第２実施形態においては、気筒間の圧縮比バラツキの調整を行う際に、圧縮比の最も高い気筒に他の気筒の圧縮比を調整している。つまり、図１０及び図１１は、圧縮比の最も高い気筒の圧縮比に他の気筒の圧縮比がなるように気筒間の圧縮比バラツキの調整を行う場合の組み付け例を示している。   A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 10 and 11. The second embodiment has substantially the same configuration as the first embodiment described above, and also in the second embodiment, the lubricating oil flowing in the control shaft oil passage 31 formed in the control shaft 6 is used. In order to forcibly lubricate the sliding portion of the connecting portion between the control link 5 and the control shaft 6, a lubricating oil supply path is formed in the eccentric shaft portion 7, the eccentric sleeve 20, and the bearing metal 24. In the second embodiment, when adjusting the compression ratio variation between the cylinders, the compression ratio of the other cylinder is adjusted to the cylinder having the highest compression ratio. That is, FIG. 10 and FIG. 11 show an assembly example when adjusting the compression ratio variation between the cylinders so that the compression ratio of the other cylinder becomes the compression ratio of the cylinder having the highest compression ratio.

この第２実施形態における偏心スリーブ２０は、気筒間の圧縮比調整前の偏心軸部７への取り付け時に、偏心スリーブ油穴３４の位置が、偏心軸部油溝３３の偏心軸部７周方向に沿った長さに相当する角度範囲（Ｃ＋α）の図１０における時計方向周り側の一端の位置するように取り付けられている。つまり、偏心スリーブ２０は、気筒間の圧縮比調整前の偏心軸部７への取り付け時に、図１１に示すように取り付けられている。これにより、偏心スリーブ２０は調整前の状態から比較すると時計周り方向にしか動かさない前提になっていて、偏心スリーブ２０による圧縮比バラツキの調整を行う際の偏心スリーブ２０の回転角度は、計算上の設計中央値から圧縮比が上昇する側のみにＣ°となる。   Eccentric sleeve 20 in the second embodiment, when the mounting to the compression ratio before adjustment of the eccentric shaft portion 7 between the cylinders, the position of the eccentric sleeve oil hole 34, the eccentric shaft portion 7 circumferential direction of the eccentric shaft oil groove 33 Is attached so as to be positioned at one end on the clockwise side in FIG. 10 of the angle range (C + α) corresponding to the length along the line. That is, the eccentric sleeve 20 is attached as shown in FIG. 11 when attached to the eccentric shaft portion 7 before adjusting the compression ratio between the cylinders. As a result, the eccentric sleeve 20 is assumed to move only in the clockwise direction when compared with the state before adjustment, and the rotation angle of the eccentric sleeve 20 when adjusting the compression ratio variation by the eccentric sleeve 20 is calculated. It becomes C ° only on the side where the compression ratio rises from the design median value.

このような第２実施形態においては、上述した第１実施形態と略同様の作用効果が得られると共に、圧縮比が上昇する側への調整レンジを最大化することができる。   In such a second embodiment, substantially the same operational effects as those of the first embodiment described above can be obtained, and the adjustment range to the side where the compression ratio increases can be maximized.

図１２及び図１３を用いて、本発明の第３実施形態について説明する。この第３実施形態は、上述した第１実施形態と略同一構成となっており、この第３実施形態においても、制御軸６の内部に形成された制御軸油通路３１内を流れる潤滑油によって、コントロールリンク５と制御軸６との連結部分の摺動部位を強制潤滑するために、偏心軸部７、偏心スリーブ２０及び軸受メタル２４に、潤滑油供給路が形成されているが、この第３実施形態においては、気筒間の圧縮比バラツキの調整を行う際に、圧縮比の最も低い気筒に他の気筒の圧縮比を調整している。つまり、図１２及び図１３は、圧縮比の最も低い気筒の圧縮比に他の気筒の圧縮比がなるように気筒間の圧縮比バラツキの調整を行う場合の組み付け例を示している。   A third embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. This third embodiment has substantially the same configuration as the above-described first embodiment, and also in this third embodiment, the lubricating oil flowing in the control shaft oil passage 31 formed inside the control shaft 6 is used. In order to forcibly lubricate the sliding portion of the connecting portion between the control link 5 and the control shaft 6, a lubricating oil supply path is formed in the eccentric shaft portion 7, the eccentric sleeve 20, and the bearing metal 24. In the third embodiment, when adjusting the compression ratio variation between the cylinders, the compression ratio of the other cylinder is adjusted to the cylinder having the lowest compression ratio. That is, FIG. 12 and FIG. 13 show an assembly example in the case of adjusting the compression ratio variation between the cylinders so that the compression ratio of the other cylinder becomes the compression ratio of the cylinder having the lowest compression ratio.

この第３実施形態における偏心スリーブ２０は、気筒間の圧縮比調整前の偏心軸部７への取り付け時に、偏心スリーブ油穴３４の位置が、偏心軸部油溝３３の偏心軸部７周方向に沿った長さに相当する角度範囲（Ｃ＋α）の図１２における反時計方向周り側の一端の位置するように取り付けられている。つまり、偏心スリーブ２０は、気筒間の圧縮比調整前の偏心軸部７への取り付け時に、図１３に示すように取り付けられている。これにより、偏心スリーブ２０は調整前の状態から比較すると反時計周り方向にしか動かさない前提になっていて、偏心スリーブ２０による圧縮比バラツキの調整を行う際の偏心スリーブ２０の回転角度は、計算上の設計中央値から圧縮比が低下する側のみにＣ°となる。   In the eccentric sleeve 20 in the third embodiment, when the eccentric sleeve oil hole 34 is attached to the eccentric shaft portion 7 before adjusting the compression ratio between the cylinders, the position of the eccentric sleeve oil hole 34 is the circumferential direction of the eccentric shaft portion 7 of the eccentric shaft portion oil groove 33. 12 is attached so as to be positioned at one end on the counterclockwise direction side in FIG. 12 of the angle range (C + α) corresponding to the length along. That is, the eccentric sleeve 20 is attached as shown in FIG. 13 when attached to the eccentric shaft portion 7 before adjusting the compression ratio between the cylinders. As a result, the eccentric sleeve 20 is assumed to move only counterclockwise as compared with the state before adjustment, and the rotation angle of the eccentric sleeve 20 when adjusting the compression ratio variation by the eccentric sleeve 20 is calculated. From the above design median value, it becomes C ° only on the side where the compression ratio decreases.

このような第３実施形態においては、上述した第１実施形態と略同様の作用効果が得られると共に、圧縮比が低下する側への調整レンジを最大化することができる。   In such a third embodiment, substantially the same operational effects as those of the first embodiment described above can be obtained, and the adjustment range toward the side where the compression ratio decreases can be maximized.

５…コントロールリンク
６…制御軸
７…偏心軸部
１８…分割面
２０…偏心スリーブ
２４…軸受メタル
３１…制御軸油通路
３２…偏心軸部油穴
３３…偏心軸部油溝
３４…偏心スリーブ油穴
３５…軸受メタル油溝
３６…コントロールリンク油通路
３７…軸受メタル油穴 DESCRIPTION OF SYMBOLS 5 ... Control link 6 ... Control shaft 7 ... Eccentric shaft part 18 ... Dividing surface 20 ... Eccentric sleeve 24 ... Bearing metal 31 ... Control shaft oil passage 32 ... Eccentric shaft oil hole 33 ... Eccentric shaft oil groove 34 ... Eccentric sleeve oil Hole 35 ... Bearing metal oil groove 36 ... Control link oil passage 37 ... Bearing metal oil hole

Claims (5)

内燃機関のピストンとクランクシャフトとを連結する複数のリンク部材と、これら複数のリンク部材の動きを規制するコントロールリンクと、前記コントロールリンクの一端が揺動可能に連結される偏心軸部を有すると共に、内部に潤滑油が流れる油通路が形成されている制御軸と、前記偏心軸部に圧入された筒状の偏心スリーブと、前記コントロールリンクの一端側に取り付けられ、前記偏心スリーブの外周面と回転可能に嵌合する半割れ２分割構造の軸受メタルと、を有し、前記制御軸の回転により前記偏心軸部の位置を変化させることによって前記ピストンの上死点位置が変化して圧縮比が変化すると共に、前記偏心スリーブを前記偏心軸部に対して回転させることで、各気筒毎にピストンの上死点位置が調整可能な内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構において、
前記偏心軸部の外周面周方向に延設された偏心軸部油溝と、前記偏心スリーブに貫通形成された偏心スリーブ油穴と、前記軸受メタルの一方のみに設けられ、該軸受メタルの内周面周方向に１８０°に亘って延設された軸受メタル油溝と、を有し、
前記制御軸の回転可能角度範囲と、前記偏心スリーブの調整可能角度範囲と、前記コントロールリンクの揺動可能角度範囲との和が、前記軸受メタル油溝の形成範囲である１８０°以下となるよう設定され、
前記偏心スリーブの調整可能角度範囲内で偏心スリーブを回転させてピストンの上死点位置の調整を行う際に、前記偏心スリーブ油穴と前記偏心軸部油溝とが常に重なり合い、
前記制御軸の回転可能角度範囲で制御軸を回転させて圧縮比を制御する際に、前記コントロールリンクが揺動しても前記偏心スリーブ油穴と前記軸受メタル油溝とが常に重なり合うよう設定されていることを特徴とする内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構。 A plurality of link members that connect pistons and crankshafts of the internal combustion engine, a control link that restricts the movement of the plurality of link members, and an eccentric shaft portion that is pivotally connected to one end of the control link. A control shaft having an oil passage through which lubricating oil flows, a cylindrical eccentric sleeve press-fitted into the eccentric shaft portion, an outer peripheral surface of the eccentric sleeve attached to one end side of the control link, A semi-cracked and split bearing metal that fits rotatably, and the top dead center position of the piston changes by changing the position of the eccentric shaft portion by the rotation of the control shaft, and the compression ratio And the eccentric sleeve is rotated with respect to the eccentric shaft portion so that the top dead center position of the piston can be adjusted for each cylinder. At a crank mechanism, - wherein the piston
An eccentric shaft oil groove extending in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the eccentric shaft portion, an eccentric sleeve oil hole penetratingly formed in the eccentric sleeve, and provided in only one of the bearing metal, A bearing metal oil groove extending over 180 ° in the circumferential direction of the circumferential surface,
The sum of the rotatable angle range of the control shaft, the adjustable angle range of the eccentric sleeve, and the swingable angle range of the control link is 180 ° or less, which is the formation range of the bearing metal oil groove. Set,
When adjusting the top dead center position of the piston by rotating the eccentric sleeve within the adjustable angle range of the eccentric sleeve, the eccentric sleeve oil hole and the eccentric shaft oil groove always overlap each other,
When the compression ratio is controlled by rotating the control shaft within the rotatable range of the control shaft, the eccentric sleeve oil hole and the bearing metal oil groove are always overlapped even if the control link swings. A double-link type piston-crank mechanism for an internal combustion engine. 前記軸受メタル油溝が設けられる一方の軸受メタルは、前記ピストンに燃焼荷重が加わったときに前記偏心軸部との間に作用する荷重が相対的に大きくなる側とは異なる側の軸受メタルであることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構。   One bearing metal provided with the bearing metal oil groove is a bearing metal on a side different from a side where a load acting between the eccentric shaft portion and the piston becomes relatively large when a combustion load is applied to the piston. The multi-link type piston-crank mechanism for an internal combustion engine according to claim 1, wherein: 前記シリンダのボア中心線に対して、前記クランクシャフトの回転軸と、前記制御軸の回転軸とが同じ方向にオフセットし、かつ前記制御軸が前記クランクシャフトよりも下方に位置し、
前記コントロールリンクの一端は、半割構造となって前記偏心軸部を挟み込んでおり、この半割構造の分割面が該コントロールリンクに作用する荷重方向に対して直交するように設定され、
前記軸受メタルは、前記軸受メタル油溝が前記コントロールリンクの一端において該コントロールリンクの他端側に位置するように取り付けられていることを特徴とする請求項１または２に記載の内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構。 The rotation axis of the crankshaft and the rotation axis of the control shaft are offset in the same direction with respect to the bore center line of the cylinder, and the control shaft is positioned below the crankshaft,
One end of the control link has a half structure and sandwiches the eccentric shaft part, and the split surface of the half structure is set to be orthogonal to the load direction acting on the control link,
3. The internal combustion engine according to claim 1, wherein the bearing metal is attached such that the bearing metal oil groove is located at one end of the control link on the other end side of the control link. Link type piston-crank mechanism. 前記偏心軸部の軸方向視で、前記偏心スリーブの調整可能角度範囲と一致するように、前記偏心軸部油溝の偏心軸部周方向に沿った長さに相当する角度範囲が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の複リンク式ピストン−クランク機構。   An angle range corresponding to the length along the circumferential direction of the eccentric shaft portion of the eccentric shaft portion oil groove is set so as to coincide with the adjustable angle range of the eccentric sleeve as viewed in the axial direction of the eccentric shaft portion. The multi-link type piston-crank mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 3. 前記偏心軸部は、偏心軸部の断面中央付近より前記偏心軸部油溝に達する偏心軸部油穴を備え、前記偏心軸部油穴は、高負荷低圧縮比となるときに、荷重方向と略垂直となる位置に開口するよう前記制御軸に形成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の複リンク式ピストン−クランク機構。   The eccentric shaft portion includes an eccentric shaft portion oil hole that reaches the eccentric shaft portion oil groove from near the center of the cross section of the eccentric shaft portion, and the eccentric shaft portion oil hole has a load direction when a high load low compression ratio is achieved. The multi-link type piston-crank mechanism for an internal combustion engine according to any one of claims 1 to 4, wherein the control shaft is formed so as to open to a position substantially perpendicular to the internal combustion engine.
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Cited By (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016042605A1 (en) * 2014-09-17 2016-03-24 日産自動車株式会社 Internal combustion engine
CN107923316A (en) * 2015-07-31 2018-04-17 日立汽车系统株式会社 The actuator of link lever for internal combustion engine mechanism
WO2018168619A1 (en) * 2017-03-16 2018-09-20 日立オートモティブシステムズ株式会社 Actuator for variable compression ratio mechanism of internal combustion engine and variable compression ratio device for internal combustion engine
CN109372597A (en) * 2018-11-30 2019-02-22 江苏理工学院 A kind of adjustable turbocharger
CN109723566A (en) * 2019-02-28 2019-05-07 一汽解放汽车有限公司 A kind of link assembly reducing piston heat load

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05280382A (en) * 1992-03-30 1993-10-26 Mitsubishi Automob Eng Co Ltd Compression ratio control device for internal combustion engine
JP2002115571A (en) * 2000-10-12 2002-04-19 Nissan Motor Co Ltd Variable compression ratio mechanism for internal combustion engine
JP2005069027A (en) * 2003-08-27 2005-03-17 Nissan Motor Co Ltd Variable compression ratio mechanism for internal combustion engine
JP2010248954A (en) * 2009-04-14 2010-11-04 Nissan Motor Co Ltd Variable compression ratio device for internal combustion engine
JP2012007603A (en) * 2010-05-28 2012-01-12 Nissan Motor Co Ltd Double-link type piston crank mechanism of internal combustion engine, control shaft of double-link type piston crank mechanism, or manufacturing method of control shaft of double-link type piston crank mechanism
JP2013011207A (en) * 2011-06-29 2013-01-17 Nissan Motor Co Ltd Multiple linkage type piston to crank mechanism of internal combustion engine

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05280382A (en) * 1992-03-30 1993-10-26 Mitsubishi Automob Eng Co Ltd Compression ratio control device for internal combustion engine
JP2002115571A (en) * 2000-10-12 2002-04-19 Nissan Motor Co Ltd Variable compression ratio mechanism for internal combustion engine
JP2005069027A (en) * 2003-08-27 2005-03-17 Nissan Motor Co Ltd Variable compression ratio mechanism for internal combustion engine
JP2010248954A (en) * 2009-04-14 2010-11-04 Nissan Motor Co Ltd Variable compression ratio device for internal combustion engine
JP2012007603A (en) * 2010-05-28 2012-01-12 Nissan Motor Co Ltd Double-link type piston crank mechanism of internal combustion engine, control shaft of double-link type piston crank mechanism, or manufacturing method of control shaft of double-link type piston crank mechanism
JP2013011207A (en) * 2011-06-29 2013-01-17 Nissan Motor Co Ltd Multiple linkage type piston to crank mechanism of internal combustion engine

Cited By (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016042605A1 (en) * 2014-09-17 2016-03-24 日産自動車株式会社 Internal combustion engine
JPWO2016042605A1 (en) * 2014-09-17 2017-04-27 日産自動車株式会社 Internal combustion engine
RU2662847C1 (en) * 2014-09-17 2018-07-31 Ниссан Мотор Ко., Лтд. Internal combustion engine
US10273841B2 (en) 2014-09-17 2019-04-30 Nissan Motor Co., Ltd. Internal combustion engine
CN107923316A (en) * 2015-07-31 2018-04-17 日立汽车系统株式会社 The actuator of link lever for internal combustion engine mechanism
CN107923316B (en) * 2015-07-31 2021-02-09 日立汽车系统株式会社 Actuator of link mechanism for internal combustion engine
WO2018168619A1 (en) * 2017-03-16 2018-09-20 日立オートモティブシステムズ株式会社 Actuator for variable compression ratio mechanism of internal combustion engine and variable compression ratio device for internal combustion engine
CN109372597A (en) * 2018-11-30 2019-02-22 江苏理工学院 A kind of adjustable turbocharger
CN109723566A (en) * 2019-02-28 2019-05-07 一汽解放汽车有限公司 A kind of link assembly reducing piston heat load

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