JP4119151B2

JP4119151B2 - Internal combustion engine

Info

Publication number: JP4119151B2
Application number: JP2002106858A
Authority: JP
Inventors: 良久保田; 宏幸田中; 一紀菊池; 正剛鈴木; 智司飯嶌
Original assignee: Honda Motor Co Ltd
Current assignee: Honda Motor Co Ltd
Priority date: 2001-06-27
Filing date: 2002-04-09
Publication date: 2008-07-16
Anticipated expiration: 2022-04-09
Also published as: JP2003083101A; ES2214100B2; CN1213219C; CN1396378A; ES2214100A1

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、シリンダに摺動自在に嵌合するピストンをコネクティング手段を介してクランクシャフトに連接した内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
シリンダの軸線上にクランクシャフトの軸線を配置し、ピストンおよびクランクシャフトを連結するコネクティングロッドを、ピストン側の第１コネクティングロッドとクランクシャフト側の第２コネクティングロッドとに２分割して中間ピンで枢支し、この中間ピンと固定部とをリンクアームで連結した内燃機関が、特開２０００−５５１６４号公報、特開平７−１１９７１号公報により公知である。
【０００３】
上記特開２０００−５５１６４号公報に記載されたものは、ピストンが上死点および下死点の中間位置にあるときにピストン側の第１コネクティングロッドがシリンダの軸線上に位置するようにし、ピストンおよびシリンダ間の側圧を減少させて摩耗の低減を図っている。
【０００４】
また上記特開平７−１１９７１号公報に記載されたものはディーゼル内燃機関を前提とするもので、クランクシャフトに回転に伴ってピストンの上死点が短い時間間隔で２回発生するようにし、最初の上死点で燃料のパイロット噴射を行うとともに、２度目の上死点で燃料の主噴射を行うようにしたものである。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで内燃機関の混合気の燃焼時の等容度を高めて熱効率を向上させ、また吸気効率の向上やポンピングロスの低減を図るためには、膨張行程で上死点からピストンがゆっくりと下降することが望ましい。一方、燃焼室内の混合気の攪拌を促進して燃焼時間を短縮し、かつ圧縮時の熱損失を低減するためには、圧縮行程でピストンが速く上昇することが望ましい。
【０００６】
しかしながら上記従来のものは、シリンダの軸線上にクランクシャフトの軸線が配置されているため、膨張行程および吸気行程のクランク角変化と、圧縮行程および排気行程のクランク角変化とが共に１８０°になり、上記二つの要請を満たすことが困難である。
【０００７】
また上記従来のものは、ピストンとクランクシャフトとを接続する第１、第２コネクティングロッドがシリンダの軸線上に略直列に配置されているため、内燃機関のシリンダの軸線方向の寸法が大型化する問題がある。
【０００８】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、内燃機関の混合気の燃焼時の等容度を高めて熱効率の向上を図るとともに、そのシリンダの軸線方向の寸法の小型化を図ることを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
上記目的を達成するために、請求項１に記載された発明によれば、シリンダに摺動自在に嵌合するピストンをコネクティング手段を介してクランクシャフトに連接した内燃機関において、前記コネクティング手段は、一端がピストンピンに枢支されて他端に中間ピンを備えた第１コネクティングロッドと、一端が中間ピンに枢支されて他端がクランクピンに枢支された第２コネクティングロッドと、一端が中間ピンに枢支されて他端が固定部に枢支されたリンクアームとから構成され、ピストンが上死点にあるときに、第１コネクティングロッドはシリンダの軸線にほぼ沿うとともに、第２コネクティングロッドは、中間ピンの軸線を通ってシリンダの軸線に直交する直線に対して、クランクシャフトの軸線が上方に位置するように僅かに斜め上方に延び、かつリンクアームの他端を枢支する固定部はクランクシャフトの下方に位置することで、ピストンの下降時間に比べて上昇時間が短くなるように構成された内燃機関が提案される。
【００１０】
上記構成によれば、ピストンをクランクシャフトに連接するコネクティング手段によりピストンの下降時間に比べて上昇時間が短くなるため、膨張行程においてクランク角の増加量に対するピストンの移動量（燃焼室の容積の増加量）が小さくなり、混合気の燃焼時の等容度が高まって内燃機関の熱効率が向上する。しかも吸気行程の期間が通常の内燃機関の１８０°に比べて長くなるために吸気の流速が下がり、吸気効率の向上、ポンピングロスの低減および吸気弁の小径化を図ることができる。更に圧縮行程の期間が通常の内燃機関の１８０°に比べて短くなるため、燃焼室内の混合気の攪拌を促進して燃焼時間を短縮するとともに、圧縮時の熱損失を低減することができる。
【００１１】
しかも第２コネクティングロッドがシリンダの軸線に対して概ね直交する方向に配置されるので、第１、第２コネクティングロッドの両方をシリンダの軸線に沿って配置した従来のものに比べて、前記軸線方向の内燃機関の寸法を小型化することができる。また通常の内燃機関に比べて膨張行程の初期での第１コネクティングロッドの揺動角が小さくなり、しかも膨張行程の初期でピストンの下降速度が小さいので、ピストンとシリンダとの間のフリクションロスを低減することができる。更に第１コネクティングロッドはシリンダの軸線に対して片側にしか揺動しないため、ピストンのスラップ音の発生を低減することができる。
【００１２】
更にまた、ピストンの上死点において、クランクシャフトの軸線が、中間ピンの軸線を通ってシリンダの軸線に直交する直線に対して上方に位置するので、ピストンが上死点から下降する膨張行程の初期に第２コネクティングロッドに引張荷重が発生するようになり、第２コネクティングロッドが強度上有利になって小径化が可能になる。
【００１３】
また請求項２に記載された発明によれば、請求項１の構成に加えて、ピストンの往復動に応じて開閉する吸気弁および排気弁を備え、排気弁の実質開口面積が吸気弁の実質開口面積よりも大きく設定されたことを特徴とする内燃機関が提案される。
【００１４】
上記構成によれば、排気弁の実質開口面積を吸気弁の実質開口面積よりも大きく設定したので、ピストンの下降時間に比べて上昇時間を短くしたために排気行程開始時におけるピストンの動きが従来より速くなっても、排気ガスを燃焼室からスムーズに排出して排気損失を最小限に抑えることができる。
【００１５】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の参考例および実施例に基づいて説明する。
【００１６】
図１〜図４は本発明の第１参考例を示すもので、図１は内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）、図２は内燃機関の縦断面図（ピストンが下死点にある状態）、図３は図１の３−３線矢視図、図４はクランク角に対するピストンのストロークの関係を示すグラフである。尚、本明細書において、内燃機関Ｅのピストン１４の上死点の方向および下死点の方向を、それぞれ上方および下方と定義する。
【００１７】
図１に示すように、４サイクルの内燃機関Ｅはシリンダブロック１１およびシリンダヘッド１２を備えており、シリンダブロック１１に設けたシリンダ１３にピストン１４が摺動自在に嵌合する。シリンダヘッド１２には、ピストン１４の上面に臨む燃焼室１５と、燃焼室１５に連なる吸気ポート１６と、燃焼室１５に連なる排気ポート１７と、吸気弁孔を開閉する吸気弁１８と、排気弁孔を開閉する排気弁１９とが設けられる。
【００１８】
クランクシャフト２０は、その軸線Ｌ１がシリンダ１３の軸線Ｌ２に対して一側方に偏倚するように配置される。一端がピストンピン２１に枢支されて下方に延びる第１コネクティングロッド２２の他端に中間ピン２３を介して第２コネクティングロッド２４の一端が枢支されており、中間ピン２３から一側方に延びる第２コネクティングロッド２４の他端がクランクピン２５に枢支される。中間ピン２３に一端を枢支されたリンクアーム２６は、その他端がクランクシャフト２０の下方に位置する固定部２７に支点ピン２８を介して枢支される。
【００１９】
ピストン１４が上死点にあるとき、第１コネクティングロッド２２の軸線Ｌ３（つまりピストンピン２１の軸線Ｌ４と中間ピン２３の軸線Ｌ５とを結ぶ線分）はシリンダ１３の軸線Ｌ２にほぼ一致しており、第２コネクティングロッド２４の軸線Ｌ６（つまり中間ピン２３の軸線Ｌ５とクランクピン２５の軸線Ｌ７とを結ぶ線分）は、第１コネクティングロッド２２の軸線Ｌ３にほぼ直交している。リンクアーム２６の軸線Ｌ８（つまり中間ピン２３の軸線Ｌ５と支点ピン２８の軸線Ｌ９とを結ぶ線分）は、第１コネクティングロッド２２の軸線Ｌ３に対して図中右下がりに傾斜している。
【００２０】
上記第１コネクティングロッド２２、第２コネクティングロッド２４およびリンクアーム２６は、本発明のコネクティング手段２９を構成する。
【００２１】
クランクシャフト２０の回転方向は、ピストン１４が上死点から下死点に下降する間に、クランクピン２５が上昇した後に下降する方向に設定される。
【００２２】
図３から明らかなように、吸気弁１８の直径Ｄ１と排気弁１９の直径Ｄ２との関係は従来の内燃機関の逆であり、排気弁１９の直径Ｄ２を吸気弁１８の直径Ｄ１よりも大きくすることで、つまり排気弁１９の周長を吸気弁１８の周長よりも大きくすることで、排気弁１９の実質開口面積を吸気弁１８の実質開口面積より大きく設定している。本参考例では、燃焼室１５の直径線上に吸気弁１８および排気弁１９が配置されており、前記直径線を挟むように２個の点火プラグ３０，３１が配置される。
【００２３】
尚、排気弁１９の実質開口面積を吸気弁１８の実質開口面積よりも大きくするには、図５の変形例に示すように、例えば１個の吸気弁１８に対して２個の排気弁１９，１９を配置し、２個の排気弁１９の周長の和を１個の吸気弁１８の周長よりも大きくしても良い。この変形例では、燃焼室１５の直径線の一側に吸気弁１８を配置するとともに他側に２個の排気弁１９，１９を配置し、前記直径線上に２個の点火プラグ３０，３１を配置している。
【００２４】
図２にはピストン１４が下死点にあるときの状態が示される。ピストン１４が上死点および下死点間を移動するとき、第１コネクティングロッド２２の下端の中間ピン２３の軸線Ｌ５は、リンクアーム２６に拘束されて支点ピン２８の軸線Ｌ９を中心とする円弧Ａ上を移動する。その間、中間ピン２３の軸線Ｌ５はシリンダ１３の軸線Ｌ２よりも図中右側に出ることはない。
【００２５】
そしてピストン１４が上死点から下死点に移動する間にクランクシャフト２０は２１６°回転し、ピストン１４が下死点から上死点に移動する間にクランクシャフト２０は１４４°回転する。つまり、本参考例の内燃機関Ｅは、膨張行程および吸気行程の期間（クランク角）が、圧縮行程および排気行程の期間（クランク角）よりも長くなる。
【００２６】
図４はクランク角に対するピストンのストロークの関係を示すもので、そのうちの鎖線は、シリンダ軸線上にクランクシャフトの軸線を配置してピストンピンとクランクピンとを１本のコネクティングロッドで連接した従来の内燃機関の特性を示している。上記鎖線の特性はサインカーブと類似のもので、上死点を中心にして遅れ側（圧縮行程および排気行程）と進み側（膨張行程および吸気行程）とが対称である。それに対して実線で示す本参考例の特性は、上述したように膨張行程および吸気行程の期間が圧縮行程および排気行程の期間よりも長くなるため、上死点を中心にして遅れ側と進み側とが非対称になる。
【００２７】
上記特性により、本参考例の内燃機関Ｅは、従来の内燃機関に対して以下のような効果を発揮することができる。
【００２８】
(1) 内燃機関Ｅの熱効率を高めるには混合気の燃焼時の等容度を高めることが望ましく、そのためには膨張行程で上死点からピストン１４が下降するときに、クランク角の増加量に対する燃焼室１５の容積の増加量が小さいほど前記等容度が高められて熱効率が向上する。図４のグラフの膨張行程部分から明らかなように、実線で示す本参考例の内燃機関Ｅの上死点からのピストン１４の下向きの変位は、鎖線で示す従来の内燃機関のピストンの下向きの変位に比べて小さくなっており、従って膨張行程における等容度が高められて熱効率が向上する。
【００２９】
(2) 図４のグラフの吸気行程部分から明らかなように、実線で示す本参考例の内燃機関Ｅは吸気行程の期間が従来例の１８０°に比べて２１６°と長くなっているため、吸気の流速を下げて吸気効率の向上、ポンピングロスの低減および吸気弁１８の小径化を図ることができる。
【００３０】
(3) 図４のグラフの圧縮行程部分から明らかなように、実線で示す本参考例の内燃機関Ｅは圧縮行程の期間が従来例の１８０°に比べて１４４°と短くなっているため、燃焼室１５内の混合気の攪拌を促進して燃焼時間を短縮するとともに、圧縮時の熱損失（冷却損失）を低減することができる。
【００３１】
また本参考例の内燃機関Ｅは、そのコネクティング手段２９の構造により以下のような効果を発揮することができる。
【００３２】
(4) 第２コネクティングロッド２４がシリンダ１３の軸線Ｌ２に対して直交する方向に配置されるので、第１コネクティングロッド２２および第２コネクティングロッド２４を共にシリンダ１３の軸線Ｌ２に沿って配置する場合に比べて、シリンダ１３の軸線Ｌ２方向の内燃機関Ｅの寸法を小型化することができる。
【００３３】
(5) 単一のコネクティングロッドを備えた通常の内燃機関に比べて、特に燃焼室１５の圧力が高い状態（つまり膨張行程の初期）での第１コネクティングロッド２２の揺動角が大幅に小さくなり、しかも燃焼室１５の圧力が高い膨張行程の初期にピストン１４の下降速度が小さいので、ピストン１４の側圧によるフリクションロスを低減することができる。
【００３４】
(6) 第１コネクティングロッド２２はシリンダ１３の軸線Ｌ２に対して片側にしか揺動しないため、ピストン１４がシリンダ１３に衝突するスラップ音を低減することができる。
【００３５】
一般に従来の内燃機関は、排気弁の実質開口面積が吸気弁の実質開口面積よりも小さく設定されている。その第１の理由は、排気ガスは高温であるためにチョーキング限界マッハ数が高いことであり、第２の理由は、上死点側に比べて下死点側でのピストンの動きが遅いために排気ガスの排出に時間的余裕があることである。
【００３６】
図４で説明したように、本参考例の内燃機関Ｅは排気行程の期間が従来よりも短くなり、下死点付近でのピストン１４の動きが速くなるため、そのままでは排気損失が増加する可能性がある。特に、排気弁は下死点の手前位置で開弁するのが一般的であるが、膨張行程を有効に利用するために排気弁を開くタイミングを下死点付近まで遅らせた場合には、排気ガスのスムーズな排出が阻害されて排気損失が一層増加する懸念がある。しかしながら、本参考例では排気弁１９の実質開口面積を吸気弁１８の実質開口面積よりも大きく設定したことにより、排気弁を開くタイミングを可能な限り下死点に近づけて膨張行程を有効に利用しながら、排気ガスのスムーズな排出を可能にして排気損失の増加を最小限に抑えることができる。
【００３７】
ところで、上記第１参考例では、ピストン１４が上死点にあるとき、第２コネクティングロッド２４がシリンダ１３の軸線Ｌ２に対して直交する方向に延びているが、図６に示す第１実施例では第２コネクティングロッド２４の軸線Ｌ６がシリンダ１３の軸線Ｌ２に直交する方向に対して僅かに斜め上方に延びており、また図７に示す第２参考例では第２コネクティングロッド２４の軸線Ｌ６がシリンダ１３の軸線Ｌ２に直交する方向に対して僅かに斜め下方に延びている。
【００３８】
より具体的には、図６の第１実施例ではピストン１４が上死点にあるとき、シリンダ１３の軸線Ｌ２上にある中間ピン２３の軸線Ｌ５の位置をＱとし、クランクシャフト２０の軸線Ｌ１からシリンダ１３の軸線Ｌ２に下ろした垂線の足をＳとしたとき、ＳはＱの上側にある。一方、図７の第２参考例では、ＳはＱの下側にある。
【００３９】
図６の第１実施例および図７の第２参考例は、ピストン１４が上死点にあるときに第１コネクティングロッド２２および第２コネクティングロッド２４が殆ど直角に配置されているため、上記第１参考例の作用効果をそのまま達成することができる。しかしながら、厳密に言うとＳおよびＱの上下関係から、膨張行程でピストン１４が図示した上死点から下降するときに、図６に示す第１実施例では第２コネクティングロッド２４に引張荷重が作用するが、図７に示す第２参考例では第２コネクティングロッド２４に一瞬だけ圧縮荷重が作用する。従って、第２コネクティングロッド２４の強度上の観点からは、それに圧縮荷重が作用しない第１実施例（図６参照）の配置の方が有利であり、第１実施例の配置を採用することで第２コネクティングロッド２４を小径化して重量の軽減に寄与することができる。
【００４０】
次に、図８〜図１１に基づいて本発明の第２実施例を説明する。
【００４１】
第２実施例の構造は、図６で説明した第１実施例の構造に類似しているが、クランクシャフト２０の軸線Ｌ１および支点ピン２８の軸線Ｌ９が第１実施例よりも僅かに高くなっている。ピストン１４が上死点にあるとき、第２コネクティングロッド２４は中間ピン２３の軸線Ｌ５に対してクランクシャフト２０の軸線Ｌ１側が高くなり、またリンクアーム２６は中間ピン２３の軸線Ｌ５に対して支点ピン２８の軸線Ｌ９側が低くなっている。
【００４２】
この第２実施例によれば、前記第１参考例および第１実施例の効果に加えて、以下のような格別の効果を達成することができる。
【００４３】
即ち、ピストン１４が上死点にある膨張行程の初期に、燃焼室１５での混合気の爆発による荷重はピストン１４を介して第１コネクティングロッド２２に伝達され、第１コネクティングロッド２２の下端の中間ピン２３に下向きの爆発荷重Ｆが作用する。前記爆発荷重Ｆは、第２コネクティングロッド２４を左下方向に引っ張る引張荷重Ｆ１と、リンクアーム２６を右下方向に圧縮する圧縮荷重Ｆ２とに分解され、前記引張荷重Ｆ１により第２コネクティングロッド２４はΔＬ１だけ引き伸ばされ、また前記圧縮荷重Ｆ２によりリンクアーム２６はΔＬ２だけ押し縮められる。第２コネクティングロッド２４およびリンクアーム２６が水平線と成す角度が小さいことにより、爆発荷重Ｆに対して第２コネクティングロッド２４の引張荷重Ｆ１およびリンクアーム２６の圧縮荷重Ｆ２は拡大される。
【００４４】
図１０において、第２コネクティングロッド２４がΔＬ１だけ引き伸ばされ、リンクアーム２６は長さが変化しないと仮定した場合、第１コネクティングロッド２２の下端の中間ピン２３の位置はΔＬ′だけ低くなる。実際には、図１１に示すように、第２コネクティングロッド２４がΔＬ１だけ引き伸ばされ、かつリンクアーム２６がΔＬ２だけ押し縮められるため、第１コネクティングロッド２２の下端の中間ピン２３の位置は、前記ΔＬ′よりも更に大きいΔＬだけ低くなる。
【００４５】
このようにして、膨張行程の初期に中間ピン２３の位置がΔＬだけ低くなるとピストン１４の位置もΔＬだけ低くなり、その分だけ燃焼室１５の容積が増加して圧縮比が減少する。ΔＬの大きさは爆発荷重Ｆが大きいほど大きくなるため、内燃機関Ｅの負荷が大きいほど圧縮比が減少率が大きくなり、その結果として、部分負荷時の広い運転領域で高圧縮比による熱効率の高い運転を可能にして燃料消費量を削減しながら、高負荷時に圧縮比を下げてノッキングを防止することができる。しかも、かかる可変圧縮比制御を、特別のアクチュエータや制御装置を必要とせずに、第１コネクティングロッド２２、第２コネクティングロッド２４およびリンクアーム２６のレイアウトだけで実現することができるので、極めて低コストである。
【００４６】
尚、爆発荷重Ｆによって第１コネクティングロッド２２自体も圧縮されて長さが押し縮められれ、その分だけピストン１４の位置が下がって圧縮比が減少するが、第２コネクティングロッド２４およびリンクアーム２６の伸縮に伴う圧縮比の減少は、それよりも遥かに大きなものとなる。その理由は、上下方向に配置された第１コネクティングロッド２２の収縮に伴うピストン１４の下降距離は、前記収縮量そのものであるが、略水平方向に配置された第２コネクティングロッド２４およびリンクアーム２６の伸縮に伴うピストン１４の下降距離は、前記伸縮量を拡大したものとなるからである。
【００４７】
図１２〜図１６は本発明の第３参考例を示すもので、図１２は内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）、図１３は内燃機関の縦断面図（ピストンが下死点にある状態）、図１４は図１２の１４−１４線矢視図、図１５は内燃機関の作用の説明図、図１６はクランク角θとピストン変位ｘとの関係を示すグラフである。
【００４８】
図１２〜図１５に示すように、内燃機関Ｅを備えた自動二輪車用のパワーユニットＰの外郭はミッションケース１１１と、ミッションケース１１１の前面に締結されたシリンダヘッド１１２と、シリンダヘッド１１２の前面に締結されたシリンダブロック１１３と、シリンダブロック１１３の前面に締結されたカバー１１４とから構成される。シリンダブロック１１３の内部に支持されたシリンダ１１５にピストン１１１６が摺動自在に嵌合しており、このピストン１１６から前方に向けて一体に突出する脚部１１６ａ，１１６ａの前端にピストンピン１１７が支持される。ピストン１１６が図１２に示す上死点にあるとき、ピストンピン１１７との干渉を回避するためのＵ字状の切欠１１５ａ，１１５ａがシリンダ１１５の前端に形成される。
【００４９】
シリンダヘッド１１２およびミッションケース１１１の合わせ面に支持されたクランクシャフト１１９は一対のクランクピン１１９ａ，１１９ａを備えており、これらクランクピン１１９ａ，１１９ａに大端部をニードルベアリング１２０，１２０で支持された一対のコネクティングロッド１２１，１２１は、シリンダヘッド１１２の開口１１２ａ，１１２ａおよびシリンダブロック１１３の開口（図示せず）を通って前記ピストンピン１１７の両端に連接される。
【００５０】
ピストン１１６の頂面に対向するようにシリンダヘッド１１２に燃焼室１２２が形成されており、この燃焼室１２２から上方に延びる吸気ポート１２３および下方に延びる排気ポート１２４は、Ｖ字状に配置された吸気弁１２５および排気弁１２６でそれぞれ開閉される。図１４から明らかなように、排気弁１２６の実質開口面積は吸気弁１２５の実質開口面積よりも大きく設定される。燃焼室１２２には吸気弁１２５および排気弁１２６と干渉しないように点火プラグ１０８が装着される。
【００５１】
ミッションケース１１１には吸気ロッカーシャフト１３０および排気ロッカーシャフト１３１が支持されており、吸気ロッカーシャフト１３０に揺動自在に支持された吸気ロッカーアーム１３２が、カムシャフト１２８に固定した吸気カム１３３および吸気弁１２５のステムエンドに当接する。排気ロッカーシャフト１３１にはＬ字状の従動排気ロッカーアーム１３４の中間部が揺動自在に支持されており、この従動排気ロッカーアーム１３４の一端部は排気弁１２６のステムエンドに当接し、他端部は連結ロッド１３５の一端に連結される。吸気ロッカーシャフト１３０には、前記吸気ロッカーアーム１３２に対して独立した駆動排気ロッカーアーム１３６が揺動自在に支持されており、この駆動排気ロッカーアーム１３６にカムシャフト１２８に固定した排気カム１３７が当接するとともに、前記連結ロッド１３５の他端が連結される。
【００５２】
カムシャフト１２８の回転は、吸気カム１３３および吸気ロッカーアーム１３２を介して吸気弁１２５に伝達され、クランクシャフト１１９の２回転につき１回の割合で吸気弁１２５を開弁駆動する。またカムシャフト１２８の回転は、排気カム１３７、駆動排気ロッカーアーム１３６、連結ロッド１３５および従動排気ロッカーアーム１３４を介して排気弁１２６に伝達され、クランクシャフト１１９の２回転につき１回の割合で排気弁１２６を開弁駆動する。
【００５３】
次に、第３参考例の作用について説明する。
【００５４】
図１５は本参考例の内燃機関Ｅを模式的に示したもので、シリンダ１１５と、シリンダ１１５に摺動自在に嵌合するピストン１１６と、シリンダ１１５に結合されたシリンダヘッド１１２と、ピストン１１６に臨むシリンダヘッド１１２の上面に形成された燃焼室１２２と、クランクシャフト１１９と、ピストン１１６をクランクシャフト１１９に連接するコネクティングロッド１２１，１２１とを備える。そしてシリンダヘッド１１２はピストン１１６とクランクシャフト１１９とに挟まれた位置に配置される。
【００５５】
図１５（Ａ）はピストン１１６が上死点にある状態を示しており、このときのクランク角θは０°である。図１５（Ｃ）はピストン１１６が下死点にある状態を示しており、このときのクランク角θは１８０°である。図１５（Ｂ）はピストン１１６が上死点および下死点の中点にある状態を示しており、このときのクランク角θは９０°にならず、９０°よりも大きい角度θｂとなる。その理由は、上死点および下死点ではコネクティングロッド１２１，１２１がシリンダ軸線Ｌ上にあるのに対し、前記中点ではシリンダ軸線Ｌに対してコネクティングロッド１２１，１２１が角度φだけ傾斜するからである。
【００５６】
図１６には上記内燃機関Ｅの上死点を基準としたクランク角θと、上死点を基準としたピストン１１６の変位ｘとの関係が破線で示される。ここでピストン１１６の上死点および下死点間のストロークは６０ｍｍである。図１５（Ｂ）で説明したように、ピストン１１６が上死点および下死点の中点（変位が−３０ｍｍの点）にあるとき、クランク角θは９０°よりも大きい角度θｂとなる。それに対して実線で示す余弦カーブでは、ピストン１１６が上死点および下死点の中点にあるとき、クランク角θは９０°となる。
【００５７】
このように、本参考例の内燃機関Ｅでは、クランク角θに対するピストン１１６の変位ｘの関係を示すライン（破線参照）が、実線で示す余弦カーブよりも上側に位置していることが分かる。このことは、膨張行程においてピストンが上死点から下降するとき、クランク角θの増加量に対するピストン１１６の変位ｘの増加量が余弦カーブの特性に比べて小さいことを意味している。
【００５８】
内燃機関Ｅの熱効率を高めるには混合気の燃焼時の等容度を高めることが望ましく、そのためには膨張行程で上死点からピストン１１６が下降するときに、クランク角θの増加量に対する燃焼室１２２の容積の増加量が小さいほど前記等容度が高められて熱効率が向上する。図１６のグラフのクランク角θが０°から１８０°までの膨張行程部分から明らかなように、破線で示す本参考例の内燃機関Ｅの上死点からのピストン１１６の変位ｘは、鎖線で示す従来の内燃機関のピストンの変位ｘに比べて小さくなっており、従って膨張行程における等容度が高められて熱効率が向上する。
【００５９】
また本参考例の内燃機関Ｅでは、クランク角θに対するピストン１１６の変位ｘの関係を示すライン（破線参照）が、実線で示す余弦カーブよりも上側に位置していることで、排気行程においてピストンが下死点から上昇するとき、クランク角θの増加量に対するピストン１１６の変位ｘの増加量が余弦カーブの特性に比べて大きくなり、単位時間当たりの排気ガスの排出量が従来の内燃機関よりも増加する。しかしながら、排気弁１２６の実質開口面積を吸気弁１２５の実質開口面積よりも大きく設定したことにより、排気ガスを燃焼室１２２からスムーズに排出して排気損失を最小限に抑えることができる。
【００６０】
またコネクティングロッド１２１，１２１に最も大きな荷重が加わる膨張行程において、ピストン１１６はクランクシャフト１１９から遠ざかる方向に移動するため、コネクティングロッド１２１，１２１には従来の内燃機関Ｅとは逆の引張荷重が作用する。このようにコネクティングロッド１２１，１２１に引張荷重が加わることにより、圧縮荷重が加わる場合に比べて強度上有利になり、これによりコネクティングロッド１２１，１２１を細くして軽量化を図ることができる。
【００６１】
またコネクティングロッド１２１，１２１を２本に分割し、ピストン１１６の両側を通してクランクシャフト１１９の軸方向両端側に連接したので、ピストン１１６に偏荷重が加わるのを防止して磨耗に対する耐久性を高めることができる。しかもピストン１１６にクランクシャフト１１９から遠ざかる方向に脚部１１６ａ，１１６ａを突出させ、この脚部１１６ａ，１１６ａに先端にピストンピン１１７を設けたので、コネクティングロッド１２１，１２１の全長が従来の内燃機関Ｅに比べて長くなる。その結果、シリンダ軸線Ｌに対するコネクティングロッド１２１，１２１の揺動角φが小さくなり、ピストン１１６が受けるサイドスラストが減少して磨耗に対する耐久性を高めることができる。
【００６２】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱することなく種々の設計変更を行うことが可能である。
【００６３】
例えば、実施例では４サイクルの内燃機関Ｅを例示したが、本発明は２サイクルの内燃機関に対しても適用することができる。
【００６４】
【発明の効果】
以上のように請求項１に記載された発明によれば、ピストンをクランクシャフトに連接するコネクティング手段によりピストンの下降時間に比べて上昇時間が短くなるため、膨張行程においてクランク角の増加量に対するピストンの移動量（燃焼室の容積の増加量）が小さくなり、混合気の燃焼時の等容度が高まって内燃機関の熱効率が向上する。しかも吸気行程の期間が通常の内燃機関の１８０°に比べて長くなるために吸気の流速が下がり、吸気効率の向上、ポンピングロスの低減および吸気弁の小径化を図ることができる。更に圧縮行程の期間が通常の内燃機関の１８０°に比べて短くなるため、燃焼室内の混合気の攪拌を促進して燃焼時間を短縮するとともに、圧縮時の熱損失を低減することができる。
【００６５】
しかも第２コネクティングロッドがシリンダの軸線に対して概ね直交する方向に配置されるので、第１、第２コネクティングロッドの両方をシリンダの軸線に沿って配置した従来のものに比べて、前記軸線方向の内燃機関の寸法を小型化することができる。また通常の内燃機関に比べて膨張行程の初期での第１コネクティングロッドの揺動角が小さくなり、しかも膨張行程の初期でピストンの下降速度が小さいので、ピストンとシリンダとの間のフリクションロスを低減することができる。更に第１コネクティングロッドはシリンダの軸線に対して片側にしか揺動しないため、ピストンのスラップ音の発生を低減することができる。
【００６６】
更にまた、ピストンの上死点において、クランクシャフトの軸線が、中間ピンの軸線を通ってシリンダの軸線に直交する直線に対して上方に位置するので、ピストンが上死点から下降する膨張行程の初期に第２コネクティングロッドに引張荷重が発生するようになり、第２コネクティングロッドが強度上有利になって小径化が可能になる。
【００６７】
また請求項２に記載された発明によれば、排気弁の実質開口面積を吸気弁の実質開口面積よりも大きく設定したので、ピストンの下降時間に比べて上昇時間を短くしたために排気行程開始時におけるピストンの動きが従来より速くなっても、排気ガスを燃焼室からスムーズに排出して排気損失を最小限に抑えることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１参考例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）
【図２】上記内燃機関の縦断面図（ピストンが下死点にある状態）
【図３】図１の３−３線断面図
【図４】内燃機関のクランク角に対するピストンのストロークの関係を示すグラフ
【図５】第１参考例の変形例に係る、前記図３に対応する図
【図６】第１実施例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）
【図７】第２参考例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）
【図８】第２実施例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）
【図９】第２実施例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが下死点にある状態）
【図１０】上死点において第２コネクティングロッドが伸びた場合の中間ピンの位置変化を説明する図
【図１１】上死点において第２コネクティングロッドが伸びてリンクアームが縮んだ場合の中間ピンの位置変化を説明する図
【図１２】第３参考例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが上死点にある状態）
【図１３】第３参考例に係る内燃機関の縦断面図（ピストンが下死点にある状態）
【図１４】図１２の１４−１４線矢視図
【図１５】内燃機関の作用の説明図
【図１６】クランク角θとピストン変位ｘとの関係を示すグラフ
【符号の説明】
１３シリンダ
１４ピストン
１８吸気弁
１９排気弁
２０クランクシャフト
２１ピストンピン
２２第１コネクティングロッド
２３中間ピン
２４第２コネクティングロッド
２５クランクピン
２６リンクアーム
２７固定部
２９コネクティング手段
Ｌ１クランクシャフトの軸線
Ｌ２シリンダの軸線
Ｌ５中間ピンの軸線[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
  The present invention relates to an internal combustion engine in which a piston slidably fitted into a cylinder is connected to a crankshaft through connecting means.
[0002]
[Prior art]
  The crankshaft axis is arranged on the cylinder axis, and the connecting rod that connects the piston and crankshaft is divided into a first connecting rod on the piston side and a second connecting rod on the crankshaft side, and is pivoted by an intermediate pin. Japanese Laid-Open Patent Publication Nos. 2000-55164 and 7-11971 disclose an internal combustion engine in which the intermediate pin and the fixed portion are connected by a link arm.
[0003]
  JP-A-2000-55164 discloses that when the piston is at an intermediate position between the top dead center and the bottom dead center, the first connecting rod on the piston side is positioned on the axis of the cylinder. In addition, the side pressure between the cylinders is reduced to reduce wear.
[0004]
  In addition, what is described in the above-mentioned Japanese Patent Application Laid-Open No. 7-11971 is premised on a diesel internal combustion engine, and the top dead center of the piston is generated twice at a short time interval as the crankshaft rotates. The pilot injection of fuel is performed at the top dead center, and the main fuel injection is performed at the second top dead center.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
  By the way, in order to improve the thermal efficiency by increasing the equal volume during combustion of the air-fuel mixture of the internal combustion engine, and to improve the intake efficiency and reduce the pumping loss, the piston slowly descends from the top dead center in the expansion stroke It is desirable. On the other hand, in order to accelerate the stirring of the air-fuel mixture in the combustion chamber to shorten the combustion time and reduce the heat loss during compression, it is desirable that the piston rises quickly in the compression stroke.
[0006]
  However, since the crankshaft axis is arranged on the cylinder axis, the crank angle change in the expansion stroke and the intake stroke and the crank angle change in the compression stroke and the exhaust stroke are both 180 °. It is difficult to satisfy the above two requirements.
[0007]
  Further, in the above conventional one, since the first and second connecting rods connecting the piston and the crankshaft are arranged substantially in series on the axis of the cylinder, the size in the axial direction of the cylinder of the internal combustion engine increases. There's a problem.
[0008]
  The present invention has been made in view of the above-mentioned circumstances, and aims to improve the thermal efficiency by increasing the isovolume during combustion of an air-fuel mixture of an internal combustion engine and to reduce the size of the cylinder in the axial direction. Objective.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  In order to achieve the above object, according to the first aspect of the present invention, in the internal combustion engine in which the piston that is slidably fitted to the cylinder is connected to the crankshaft through the connecting means,The connecting means includes a first connecting rod having one end pivotally supported by the piston pin and an intermediate pin at the other end, and a second connecting end pivotally supported by the intermediate pin and the other end pivotally supported by the crank pin. The rod is composed of a link arm having one end pivotally supported by the intermediate pin and the other end pivotally supported by the fixed portion. When the piston is at top dead center, the first connecting rod is substantially along the axis of the cylinder. And the second connecting rod extends slightly obliquely upward so that the axis of the crankshaft is positioned above the straight line passing through the axis of the intermediate pin and perpendicular to the axis of the cylinder, and the other end of the link arm Proposed is an internal combustion engine that is configured so that the rising time is shorter than the lowering time of the piston because the fixed part that pivots is positioned below the crankshaft It is.
[0010]
  According to the above configuration, the connecting means for connecting the piston to the crankshaft shortens the ascending time compared to the piston descending time, so that the piston movement amount relative to the crank angle increase amount during the expansion stroke (increase in the combustion chamber volume) The volume) is reduced, the isovolume during combustion of the air-fuel mixture is increased, and the thermal efficiency of the internal combustion engine is improved. Moreover, since the period of the intake stroke is longer than 180 ° of a normal internal combustion engine, the flow rate of intake air is reduced, and intake efficiency can be improved, pumping loss can be reduced, and the diameter of the intake valve can be reduced. Further, since the compression stroke period is shorter than 180 ° of a normal internal combustion engine, it is possible to promote the stirring of the air-fuel mixture in the combustion chamber to shorten the combustion time and to reduce heat loss during compression.
[0011]
  Moreover, since the second connecting rod is arranged in a direction substantially perpendicular to the axis of the cylinder, the axial direction of the first connecting rod is larger than that of the conventional one in which both the first and second connecting rods are arranged along the axis of the cylinder. The size of the internal combustion engine can be reduced. Further, the swing angle of the first connecting rod at the initial stage of the expansion stroke is smaller than that of a normal internal combustion engine, and the lowering speed of the piston is small at the initial stage of the expansion stroke, so that the friction loss between the piston and the cylinder is reduced. Can be reduced. Furthermore, since the first connecting rod swings only on one side with respect to the cylinder axis, the generation of piston slap noise can be reduced.
[0012]
  Furthermore, at the top dead center of the piston, the axis of the crankshaft is located above the straight line passing through the axis of the intermediate pin and perpendicular to the axis of the cylinder. Initially, a tensile load is generated on the second connecting rod, the second connecting rod is advantageous in strength, and the diameter can be reduced.
[0013]
  According to the second aspect of the present invention, in addition to the configuration of the first aspect, the intake valve and the exhaust valve that open and close according to the reciprocating motion of the piston are provided, and the substantial opening area of the exhaust valve is substantially equal to that of the intake valve. Opening An internal combustion engine characterized by being set larger than the area is proposed.
[0014]
  According to the above configuration, since the actual opening area of the exhaust valve is set larger than the actual opening area of the intake valve, the rising time is shorter than the lowering time of the piston. Even if it becomes faster, exhaust gas can be discharged smoothly from the combustion chamber to minimize exhaust loss.
[0015]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.Reference examples andAnd will be described based on examples.
[0016]
  1 to 4 show the present invention.First reference example1 is a longitudinal sectional view of the internal combustion engine (the piston is at top dead center), FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the internal combustion engine (the piston is at bottom dead center), and FIG. 3 is FIG. FIG. 4 is a graph showing the relationship of the stroke of the piston with respect to the crank angle. In the present specification, the direction of the top dead center and the direction of the bottom dead center of the piston 14 of the internal combustion engine E are defined as upward and downward, respectively.
[0017]
  As shown in FIG. 1, the four-cycle internal combustion engine E includes a cylinder block 11 and a cylinder head 12, and a piston 14 is slidably fitted to a cylinder 13 provided in the cylinder block 11. The cylinder head 12 includes a combustion chamber 15 facing the upper surface of the piston 14, an intake port 16 connected to the combustion chamber 15, an exhaust port 17 connected to the combustion chamber 15, an intake valve 18 that opens and closes an intake valve hole, and an exhaust valve An exhaust valve 19 for opening and closing the hole is provided.
[0018]
  The crankshaft 20 is arranged such that its axis L1 is biased to one side with respect to the axis L2 of the cylinder 13. One end of the second connecting rod 24 is pivotally supported via the intermediate pin 23 at the other end of the first connecting rod 22 that is pivotally supported by the piston pin 21 and extends downward. The other end of the extending second connecting rod 24 is pivotally supported by the crankpin 25. The link arm 26 whose one end is pivotally supported by the intermediate pin 23 is pivotally supported via a fulcrum pin 28 by a fixing portion 27 whose other end is positioned below the crankshaft 20.
[0019]
  When the piston 14 is at top dead center, the axis L3 of the first connecting rod 22 (that is, the line segment connecting the axis L4 of the piston pin 21 and the axis L5 of the intermediate pin 23) substantially coincides with the axis L2 of the cylinder 13. The axis L6 of the second connecting rod 24 (that is, the line segment connecting the axis L5 of the intermediate pin 23 and the axis L7 of the crank pin 25) is substantially orthogonal to the axis L3 of the first connecting rod 22. The axis L8 of the link arm 26 (that is, the line segment connecting the axis L5 of the intermediate pin 23 and the axis L9 of the fulcrum pin 28) is inclined downward in the drawing with respect to the axis L3 of the first connecting rod 22.
[0020]
  The first connecting rod 22, the second connecting rod 24 and the link arm 26 constitute the connecting means 29 of the present invention.
[0021]
  The rotation direction of the crankshaft 20 is set to a direction in which the crank pin 25 descends after the piston 14 descends while the piston 14 descends from the top dead center to the bottom dead center.
[0022]
  As is clear from FIG. 3, the relationship between the diameter D1 of the intake valve 18 and the diameter D2 of the exhaust valve 19 is the reverse of that of the conventional internal combustion engine, and the diameter D2 of the exhaust valve 19 is larger than the diameter D1 of the intake valve 18. Thus, that is, by making the circumference of the exhaust valve 19 larger than the circumference of the intake valve 18, the substantial opening area of the exhaust valve 19 is set larger than the substantial opening area of the intake valve 18. BookReference exampleThen, the intake valve 18 and the exhaust valve 19 are disposed on the diameter line of the combustion chamber 15, and the two spark plugs 30 and 31 are disposed so as to sandwich the diameter line.
[0023]
  In order to make the substantial opening area of the exhaust valve 19 larger than the substantial opening area of the intake valve 18, for example, two exhaust valves 19 with respect to one intake valve 18, as shown in the modification of FIG. 5. , 19 may be arranged, and the sum of the peripheral lengths of the two exhaust valves 19 may be larger than the peripheral length of the single intake valve 18. In this modification, an intake valve 18 is disposed on one side of the diameter line of the combustion chamber 15 and two exhaust valves 19 and 19 are disposed on the other side, and two spark plugs 30 and 31 are disposed on the diameter line. It is arranged.
[0024]
  FIG. 2 shows a state when the piston 14 is at the bottom dead center. When the piston 14 moves between the top dead center and the bottom dead center, the axis L5 of the intermediate pin 23 at the lower end of the first connecting rod 22 is constrained by the link arm 26 and is an arc centered on the axis L9 of the fulcrum pin 28. Move on A. In the meantime, the axis L5 of the intermediate pin 23 does not come out on the right side in the drawing with respect to the axis L2 of the cylinder 13.
[0025]
  The crankshaft 20 rotates 216 ° while the piston 14 moves from the top dead center to the bottom dead center, and the crankshaft 20 rotates 144 ° while the piston 14 moves from the bottom dead center to the top dead center. That is, bookReference exampleIn the internal combustion engine E, the expansion stroke and the intake stroke (crank angle) are longer than the compression stroke and the exhaust stroke (crank angle).
[0026]
  FIG. 4 shows the relationship of the stroke of the piston with respect to the crank angle. The chain line of them shows a conventional internal combustion engine in which the axis of the crankshaft is arranged on the cylinder axis and the piston pin and the crankpin are connected by a single connecting rod. The characteristics are shown. The characteristics of the chain line are similar to those of a sine curve, and the delay side (compression stroke and exhaust stroke) and the lead side (expansion stroke and intake stroke) are symmetrical with respect to the top dead center. On the other hand, a book indicated by a solid lineReference exampleSince the period of the expansion stroke and the intake stroke is longer than the period of the compression stroke and the exhaust stroke as described above, the delay side and the advance side are asymmetric with respect to the top dead center.
[0027]
  Due to the above characteristics,Reference exampleThe internal combustion engine E can exhibit the following effects over the conventional internal combustion engine.
[0028]
(1) In order to increase the thermal efficiency of the internal combustion engine E, it is desirable to increase the isovolume during the combustion of the air-fuel mixture. For this purpose, when the piston 14 descends from the top dead center in the expansion stroke, the amount of increase in the crank angle The smaller the increase in the volume of the combustion chamber 15 with respect to the is, the higher the isovolume is, and the thermal efficiency is improved. As is clear from the expansion stroke in the graph of FIG.Reference exampleThe downward displacement of the piston 14 from the top dead center of the internal combustion engine E of the engine is smaller than the downward displacement of the piston of the conventional internal combustion engine indicated by the chain line, so that the equal volume in the expansion stroke is increased. Thermal efficiency is improved.
[0029]
(2) As shown in the intake stroke portion of the graph in FIG.Reference exampleIn the internal combustion engine E, the period of the intake stroke is 216 ° longer than the conventional 180 °, so the intake flow rate is lowered to improve intake efficiency, reduce pumping loss, and reduce the intake valve 18 diameter. Can be planned.
[0030]
(3) As shown in the compression process part of the graph in Fig. 4, the book indicated by a solid lineReference exampleIn the internal combustion engine E, the period of the compression stroke is shortened to 144 ° compared to 180 ° of the conventional example, so that stirring of the air-fuel mixture in the combustion chamber 15 is promoted to shorten the combustion time, and at the time of compression Heat loss (cooling loss) can be reduced.
[0031]
  Also bookReference exampleThe internal combustion engine E can exhibit the following effects due to the structure of the connecting means 29.
[0032]
(4) Since the second connecting rod 24 is arranged in a direction perpendicular to the axis L2 of the cylinder 13, the first connecting rod 22 and the second connecting rod 24 are both arranged along the axis L2 of the cylinder 13. As compared with the above, the size of the internal combustion engine E in the direction of the axis L2 of the cylinder 13 can be reduced.
[0033]
(5) Compared with a normal internal combustion engine provided with a single connecting rod, the swing angle of the first connecting rod 22 is significantly smaller particularly when the pressure in the combustion chamber 15 is high (that is, at the beginning of the expansion stroke). In addition, since the lowering speed of the piston 14 is small at the beginning of the expansion stroke when the pressure of the combustion chamber 15 is high, the friction loss due to the side pressure of the piston 14 can be reduced.
[0034]
(6) Since the first connecting rod 22 swings only on one side with respect to the axis L <b> 2 of the cylinder 13, it is possible to reduce the slap noise that the piston 14 collides with the cylinder 13.
[0035]
  Generally, in a conventional internal combustion engine, the substantial opening area of the exhaust valve is set smaller than the substantial opening area of the intake valve. The first reason is that the choking limit Mach number is high because the exhaust gas is high temperature, and the second reason is that the piston movement at the bottom dead center side is slower than the top dead center side. In addition, there is a time margin for exhaust gas discharge.
[0036]
  As explained in FIG.Reference exampleIn the internal combustion engine E, the period of the exhaust stroke is shorter than before, and the movement of the piston 14 near the bottom dead center becomes faster, so that the exhaust loss may increase as it is. In particular, the exhaust valve is generally opened at a position before the bottom dead center. However, if the opening timing of the exhaust valve is delayed to near the bottom dead center in order to effectively use the expansion stroke, There is a concern that the smooth exhaust of gas is hindered and exhaust loss further increases. However, the bookReference exampleThen, by setting the substantial opening area of the exhaust valve 19 to be larger than the substantial opening area of the intake valve 18, the exhaust gas can be used while effectively utilizing the expansion stroke by making the opening timing of the exhaust valve as close as possible to the bottom dead center. Therefore, the increase in exhaust loss can be minimized.
[0037]
  By the way, aboveFirst reference exampleThen, when the piston 14 is at the top dead center, the second connecting rod 24 extends in a direction orthogonal to the axis L2 of the cylinder 13, as shown in FIG.First embodimentIn FIG. 7, the axis L6 of the second connecting rod 24 extends slightly obliquely upward with respect to the direction perpendicular to the axis L2 of the cylinder 13, and is shown in FIG.Second reference exampleThen, the axis L6 of the second connecting rod 24 extends slightly obliquely downward with respect to the direction orthogonal to the axis L2 of the cylinder 13.
[0038]
  More specifically, in FIG.First embodimentThen, when the piston 14 is at the top dead center, the position of the axis L5 of the intermediate pin 23 on the axis L2 of the cylinder 13 is Q, and the leg of the perpendicular line that is lowered from the axis L1 of the crankshaft 20 to the axis L2 of the cylinder 13 is shown. When S is assumed, S is above Q. On the other hand, FIG.Second reference exampleNow S is below Q.
[0039]
  Of FIG.First embodimentAnd in FIG.Second reference exampleThe first connecting rod 22 and the second connecting rod 24 are arranged almost at right angles when the piston 14 is at the top dead center.First reference exampleThe effect of this can be achieved as it is. However, strictly speaking, because of the vertical relationship between S and Q, when the piston 14 descends from the illustrated top dead center during the expansion stroke, it is shown in FIG.First embodimentIn FIG. 7, a tensile load acts on the second connecting rod 24.Second reference exampleThen, a compressive load acts on the second connecting rod 24 only for a moment. Therefore, from the viewpoint of strength of the second connecting rod 24, no compressive load acts on it.First embodimentThe arrangement (see FIG. 6) is more advantageous,First embodimentBy adopting this arrangement, the diameter of the second connecting rod 24 can be reduced to contribute to weight reduction.
[0040]
  Next, based on FIGS.Second embodimentWill be explained.
[0041]
  Second embodimentThe structure of is explained in FIG.First embodimentThe axis L1 of the crankshaft 20 and the axis L9 of the fulcrum pin 28 are similar to each other.First embodimentIs slightly higher than When the piston 14 is at the top dead center, the second connecting rod 24 is higher on the axis L1 side of the crankshaft 20 than the axis L5 of the intermediate pin 23, and the link arm 26 is a fulcrum with respect to the axis L5 of the intermediate pin 23. The axis L9 side of the pin 28 is lowered.
[0042]
  thisSecond embodimentAccording to the aboveFirst reference exampleandFirst embodimentIn addition to the above effects, the following special effects can be achieved.
[0043]
  That is, in the early stage of the expansion stroke when the piston 14 is at the top dead center, the load due to the explosion of the air-fuel mixture in the combustion chamber 15 is transmitted to the first connecting rod 22 via the piston 14, and the lower end of the first connecting rod 22 is A downward explosion load F acts on the intermediate pin 23. The explosion load F is broken down into a tensile load F1 that pulls the second connecting rod 24 in the lower left direction and a compressive load F2 that compresses the link arm 26 in the lower right direction, and the second connecting rod 24 is pulled by the tensile load F1. The link arm 26 is stretched by ΔL1, and the link arm 26 is compressed by ΔL2 by the compression load F2. Since the angle formed by the second connecting rod 24 and the link arm 26 with the horizontal line is small, the tensile load F1 of the second connecting rod 24 and the compressive load F2 of the link arm 26 are increased with respect to the explosion load F.
[0044]
  In FIG. 10, when it is assumed that the second connecting rod 24 is extended by ΔL1 and the length of the link arm 26 does not change, the position of the intermediate pin 23 at the lower end of the first connecting rod 22 is lowered by ΔL ′. Actually, as shown in FIG. 11, since the second connecting rod 24 is extended by ΔL1 and the link arm 26 is compressed by ΔL2, the position of the intermediate pin 23 at the lower end of the first connecting rod 22 is It becomes lower by ΔL which is larger than ΔL ′.
[0045]
  In this way, when the position of the intermediate pin 23 is lowered by ΔL at the beginning of the expansion stroke, the position of the piston 14 is also lowered by ΔL, and the volume of the combustion chamber 15 is increased correspondingly, and the compression ratio is decreased. Since the magnitude of ΔL increases as the explosion load F increases, the compression ratio decreases as the load of the internal combustion engine E increases. As a result, the thermal efficiency due to the high compression ratio in a wide operating region at the time of partial load increases. While enabling high operation and reducing fuel consumption, knocking can be prevented by lowering the compression ratio at high loads. In addition, such variable compression ratio control can be realized only by the layout of the first connecting rod 22, the second connecting rod 24, and the link arm 26 without requiring a special actuator or control device, so that the cost is extremely low. It is.
[0046]
  Incidentally, the first connecting rod 22 itself is also compressed by the explosion load F and the length is pushed and contracted, and the position of the piston 14 is lowered by that amount, and the compression ratio is reduced, but the second connecting rod 24 and the link arm 26 are reduced. The reduction in compression ratio accompanying expansion and contraction is much greater. The reason is that the descending distance of the piston 14 due to the contraction of the first connecting rod 22 disposed in the vertical direction is the contraction amount itself, but the second connecting rod 24 and the link arm 26 disposed substantially in the horizontal direction. This is because the descending distance of the piston 14 due to the expansion / contraction of the lens is an expansion of the expansion / contraction amount.
[0047]
  12 to 16 show the present invention.Third reference example12 is a longitudinal sectional view of the internal combustion engine (the piston is at the top dead center), FIG. 13 is a longitudinal sectional view of the internal combustion engine (the piston is at the bottom dead center), and FIG. FIG. 15 is an explanatory diagram of the operation of the internal combustion engine, and FIG. 16 is a graph showing the relationship between the crank angle θ and the piston displacement x.
[0048]
  As shown in FIGS. 12 to 15, the outline of the power unit P for a motorcycle equipped with the internal combustion engine E is the transmission case 111, the cylinder head 112 fastened to the front surface of the transmission case 111, and the front surface of the cylinder head 112. The cylinder block 113 is fastened, and the cover 114 is fastened to the front surface of the cylinder block 113. A piston 1116 is slidably fitted to a cylinder 115 supported inside the cylinder block 113, and a piston pin 117 is supported at the front ends of the legs 116a and 116a integrally projecting forward from the piston 116. Is done. When the piston 116 is at the top dead center shown in FIG. 12, U-shaped cutouts 115 a and 115 a for avoiding interference with the piston pin 117 are formed at the front end of the cylinder 115.
[0049]
  The crankshaft 119 supported on the mating surfaces of the cylinder head 112 and the transmission case 111 is provided with a pair of crankpins 119a and 119a, and the crankpins 119a and 119a are supported by needle bearings 120 and 120 at their large ends. The pair of connecting rods 121 and 121 are connected to both ends of the piston pin 117 through the openings 112a and 112a of the cylinder head 112 and the opening (not shown) of the cylinder block 113.
[0050]
  A combustion chamber 122 is formed in the cylinder head 112 so as to face the top surface of the piston 116, and an intake port 123 extending upward and an exhaust port 124 extending downward from the combustion chamber 122 are arranged in a V shape. The intake valve 125 and the exhaust valve 126 are opened and closed, respectively. As apparent from FIG. 14, the substantial opening area of the exhaust valve 126 is set larger than the substantial opening area of the intake valve 125. A spark plug 108 is attached to the combustion chamber 122 so as not to interfere with the intake valve 125 and the exhaust valve 126.
[0051]
  An intake rocker shaft 130 and an exhaust rocker shaft 131 are supported on the mission case 111, and an intake rocker arm 132 that is swingably supported by the intake rocker shaft 130 includes an intake cam 133 and an intake valve fixed to the camshaft 128. It abuts on 125 stem ends. An intermediate portion of an L-shaped driven exhaust rocker arm 134 is swingably supported on the exhaust rocker shaft 131. One end of the driven exhaust rocker arm 134 abuts on the stem end of the exhaust valve 126 and the other end. The part is connected to one end of the connecting rod 135. A drive exhaust rocker arm 136 independent of the intake rocker arm 132 is swingably supported on the intake rocker shaft 130, and an exhaust cam 137 fixed to the camshaft 128 is applied to the drive exhaust rocker arm 136. In addition, the other end of the connecting rod 135 is connected.
[0052]
  The rotation of the camshaft 128 is transmitted to the intake valve 125 via the intake cam 133 and the intake rocker arm 132, and opens the intake valve 125 at a rate of once per two rotations of the crankshaft 119. The rotation of the camshaft 128 is transmitted to the exhaust valve 126 via the exhaust cam 137, the drive exhaust rocker arm 136, the connecting rod 135 and the driven exhaust rocker arm 134, and exhausted at a rate of once per two rotations of the crankshaft 119. The valve 126 is driven to open.
[0053]
  next,Third reference exampleThe operation of will be described.
[0054]
  Figure 15 shows the bookReference exampleThe internal combustion engine E is schematically shown, and includes a cylinder 115, a piston 116 slidably fitted in the cylinder 115, a cylinder head 112 coupled to the cylinder 115, and a cylinder head 112 facing the piston 116. A combustion chamber 122 formed on the upper surface, a crankshaft 119, and connecting rods 121 and 121 for connecting the piston 116 to the crankshaft 119 are provided. The cylinder head 112 is disposed at a position sandwiched between the piston 116 and the crankshaft 119.
[0055]
  FIG. 15A shows a state where the piston 116 is at the top dead center, and the crank angle θ at this time is 0 °. FIG. 15C shows a state in which the piston 116 is at the bottom dead center, and the crank angle θ at this time is 180 °. FIG. 15B shows a state where the piston 116 is at the midpoint between the top dead center and the bottom dead center. At this time, the crank angle θ is not 90 °, but an angle θb larger than 90 °. The reason is that the connecting rods 121 and 121 are on the cylinder axis L at the top dead center and the bottom dead center, whereas the connecting rods 121 and 121 are inclined with respect to the cylinder axis L by the angle φ at the midpoint. It is.
[0056]
  In FIG. 16, the relationship between the crank angle θ with reference to the top dead center of the internal combustion engine E and the displacement x of the piston 116 with reference to the top dead center is indicated by a broken line. Here, the stroke between the top dead center and the bottom dead center of the piston 116 is 60 mm. As described with reference to FIG. 15B, when the piston 116 is at the midpoint between the top dead center and the bottom dead center (the displacement is −30 mm), the crank angle θ is an angle θb larger than 90 °. On the other hand, in the cosine curve shown by the solid line, when the piston 116 is at the midpoint between the top dead center and the bottom dead center, the crank angle θ is 90 °.
[0057]
  Like thisReference exampleIn the internal combustion engine E, the line indicating the relationship of the displacement x of the piston 116 to the crank angle θ (see the broken line) is located above the cosine curve indicated by the solid line. This means that when the piston descends from the top dead center in the expansion stroke, the increase amount of the displacement x of the piston 116 with respect to the increase amount of the crank angle θ is smaller than the characteristic of the cosine curve.
[0058]
  In order to increase the thermal efficiency of the internal combustion engine E, it is desirable to increase the isovolume during the combustion of the air-fuel mixture. For this purpose, when the piston 116 descends from the top dead center in the expansion stroke, the combustion with respect to the increase amount of the crank angle θ The smaller the increase in the volume of the chamber 122 is, the higher the isovolume is and the thermal efficiency is improved. As is apparent from the expansion stroke portion where the crank angle θ is 0 ° to 180 ° in the graph of FIG.Reference exampleThe displacement x of the piston 116 from the top dead center of the internal combustion engine E is smaller than the displacement x of the piston of the conventional internal combustion engine indicated by the chain line, so that the isovolume in the expansion stroke is increased and the thermal efficiency is increased. improves.
[0059]
  Also bookReference exampleIn the internal combustion engine E, the line (see the broken line) indicating the relationship of the displacement x of the piston 116 with respect to the crank angle θ is positioned above the cosine curve indicated by the solid line, so that the piston is at bottom dead center in the exhaust stroke. , The increase amount of the displacement x of the piston 116 with respect to the increase amount of the crank angle θ becomes larger than the characteristic of the cosine curve, and the exhaust gas emission amount per unit time increases as compared with the conventional internal combustion engine. However, by setting the substantial opening area of the exhaust valve 126 to be larger than the substantial opening area of the intake valve 125, the exhaust gas can be discharged smoothly from the combustion chamber 122 and the exhaust loss can be minimized.
[0060]
  In the expansion stroke in which the largest load is applied to the connecting rods 121 and 121, the piston 116 moves in a direction away from the crankshaft 119, so that a tensile load opposite to that of the conventional internal combustion engine E acts on the connecting rods 121 and 121. To do. By applying a tensile load to the connecting rods 121 and 121 in this way, it is advantageous in terms of strength as compared with the case where a compressive load is applied. As a result, the connecting rods 121 and 121 can be made thinner and lighter.
[0061]
  Further, since the connecting rods 121 and 121 are divided into two parts and connected to both ends of the crankshaft 119 in the axial direction through both sides of the piston 116, the load applied to the piston 116 is prevented and durability against wear is increased. Can do. Moreover, since the leg portions 116a and 116a are projected from the piston 116 in the direction away from the crankshaft 119, and the piston pins 117 are provided at the ends of the leg portions 116a and 116a, the total length of the connecting rods 121 and 121 is the conventional internal combustion engine E. Longer than As a result, the swing angle φ of the connecting rods 121 and 121 with respect to the cylinder axis L is reduced, and the side thrust received by the piston 116 is reduced, so that durability against wear can be enhanced.
[0062]
  As mentioned above, although the Example of this invention was explained in full detail, this invention can perform a various design change, without deviating from the summary.
[0063]
  For example, in the embodiment, the 4-cycle internal combustion engine E is illustrated, but the present invention can also be applied to a 2-cycle internal combustion engine.
[0064]
【The invention's effect】
  As described above, according to the first aspect of the present invention, the connecting means for connecting the piston to the crankshaft shortens the rise time compared to the piston fall time, so that the piston with respect to the crank angle increase amount in the expansion stroke is reduced. The amount of movement (increase in the volume of the combustion chamber) is reduced, the isovolume during combustion of the air-fuel mixture is increased, and the thermal efficiency of the internal combustion engine is improved. Moreover, since the period of the intake stroke is longer than 180 ° of a normal internal combustion engine, the flow rate of intake air is reduced, and intake efficiency can be improved, pumping loss can be reduced, and the diameter of the intake valve can be reduced. Further, since the compression stroke period is shorter than 180 ° of a normal internal combustion engine, it is possible to promote the stirring of the air-fuel mixture in the combustion chamber to shorten the combustion time and to reduce heat loss during compression.
[0065]
  Moreover, since the second connecting rod is arranged in a direction substantially perpendicular to the axis of the cylinder, the axial direction of the first connecting rod is larger than that of the conventional one in which both the first and second connecting rods are arranged along the axis of the cylinder. The size of the internal combustion engine can be reduced. Further, the swing angle of the first connecting rod at the initial stage of the expansion stroke is smaller than that of a normal internal combustion engine, and the lowering speed of the piston is small at the initial stage of the expansion stroke, so that the friction loss between the piston and the cylinder is reduced. Can be reduced. Furthermore, since the first connecting rod swings only on one side with respect to the cylinder axis, the generation of piston slap noise can be reduced.
[0066]
  Furthermore, at the top dead center of the piston, the axis of the crankshaft is located above the straight line passing through the axis of the intermediate pin and perpendicular to the axis of the cylinder. Initially, a tensile load is generated on the second connecting rod, the second connecting rod is advantageous in strength, and the diameter can be reduced.
[0067]
  According to the second aspect of the present invention, since the substantial opening area of the exhaust valve is set larger than the substantial opening area of the intake valve, the rising time is shortened compared to the piston falling time. Even if the piston moves faster than in the past, exhaust gas can be discharged smoothly from the combustion chamber to minimize exhaust loss.
[Brief description of the drawings]
[Figure 1]First reference exampleIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at top dead center)
FIG. 2 is a longitudinal sectional view of the internal combustion engine (with the piston at bottom dead center).
3 is a sectional view taken along line 3-3 in FIG.
FIG. 4 is a graph showing the relationship of the piston stroke to the crank angle of the internal combustion engine.
[Figure 5]First reference exampleThe figure corresponding to the said FIG. 3 based on the modification of FIG.
[Fig. 6]First embodimentIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at top dead center)
[Fig. 7]Second reference exampleIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at top dead center)
[Fig. 8]Second embodimentIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at top dead center)
FIG. 9Second embodimentIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at the bottom dead center)
FIG. 10 is a view for explaining a change in the position of the intermediate pin when the second connecting rod extends at the top dead center.
FIG. 11 is a view for explaining the change in the position of the intermediate pin when the second connecting rod extends and the link arm contracts at top dead center;
FIG.Third reference exampleIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at top dead center)
FIG. 13Third reference exampleIs a longitudinal sectional view of the internal combustion engine according to the (piston is at the bottom dead center)
14 is a view taken along arrow 14-14 in FIG.
FIG. 15 is an explanatory diagram of the operation of the internal combustion engine.
FIG. 16 is a graph showing the relationship between the crank angle θ and the piston displacement x.
[Explanation of symbols]
13 cylinders
14 Piston
18 Intake valve
19 Exhaust valve
20 Crankshaft
21 Piston pin
22 First connecting rod
23 Intermediate pin
24 Second connecting rod
25 Crankpin
26 Link arm
27 Fixed part
29 connecting handsSteps
L1 Crankshaft axis
L2 cylinder axis
L5 Intermediate pin axis

Claims

In an internal combustion engine in which a piston (14) slidably fitted in a cylinder (13) is connected to a crankshaft (20) via connecting means (29),
The connecting means (29) has a first connecting rod (22) having one end pivotally supported by the piston pin (21) and the other end having an intermediate pin (23), and one end pivotally supported by the intermediate pin (23). A second connecting rod (24) whose other end is pivotally supported by the crank pin (25), and a link whose one end is pivotally supported by the intermediate pin (23) and the other end is pivotally supported by the fixing portion (27). Arm (26),
When the piston (14) is at top dead center, the first connecting rod (22) is substantially along the axis (L2) of the cylinder (13), and the second connecting rod (24) is connected to the intermediate pin (23). A link that extends slightly diagonally upward so that the axis (L1) of the crankshaft (20) is positioned upward with respect to a straight line that passes through the axis (L5) and is orthogonal to the axis (L2) of the cylinder (13). The fixed portion (27) pivotally supporting the other end of the arm (26) is configured to be positioned below the crankshaft (20) so that the rising time is shorter than the falling time of the piston (14). Internal combustion engine.

An intake valve (18) and an exhaust valve (19) that open and close according to the reciprocation of the piston (14) are provided, and the substantial opening area of the exhaust valve (19) is set larger than the substantial opening area of the intake valve (18). The internal combustion engine according to claim 1, wherein