JP4271153B2 - エンジンの振動除去装置 - Google Patents

Description

本発明は、ピストンのストローク特性を運転状態に応じて変更するストローク特性可変機構と、ピストンの往復動に伴う二次振動を低減する二次バランサー装置とを備え、前記ストローク特性可変機構は、ピストンに接続されたアッパーリンク、このアッパーリンク及びクランクシャフトに接続されたロアリンク、このロアリンクに一端が接続されて他端がコントロールシャフトを介してエンジンブロックに移動可能に支持されたコントロールリンク、並びに前記コントロールシャフトを駆動するアクチュエータを有していると共に、前記各リンクがシリンダ軸線に対して非対称に配置されているエンジンの振動除去装置に関する。

クランクシャフトのクランクピンにロアリンクを枢支し、このロアリンクをアッパーリンクを介してピストンに連結するとともに、前記ロアリンクをエンジンブロックに支持したコントロールシャフトにコントロールリンクを介して連結し、コントロールシャフトをアクチュエータで回転させてコントロールリンクの一端の位置を変化させることで圧縮比を変更する複リンク式エンジンが、下記特許文献１、２により公知である。
特開２００２−１８８４５５号公報 特開２００２−１７４１３１号公報

ところで、コネクティングロッド以外のリンクを備えた複リンク式エンジンでは、それらのリンクがシリンダ軸線に対して非対称に配置されているため、ピストンの往復動に伴って発生する二次振動の方向がシリンダ軸線の方向に対して傾斜することになる。しかも圧縮比を変更すべくコントロールシャフトを回転させると、複数のリンクの配置関係がずれて二次振動の方向が変化してしまう。

従って、このようなエンジンに二次バランサー装置を装着して二次振動を低減しようとしても、エンジンが高圧縮比状態にあるときの二次振動および低圧縮比状態にあるときの二次振動を共に低減することが難しいという問題がある。

本発明は前述の事情に鑑みてなされたもので、ピストンのストローク特性が異なる複数の運転状態を切り換え可能なエンジンの二次振動を効果的に除去できるようにすることを目的とする。

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、ピストンのストローク特性を運転状態に応じて変更するストローク特性可変機構と、ピストンの往復動に伴う二次振動を低減する二次バランサー装置とを備え、前記ストローク特性可変機構は、ピストンに接続されたアッパーリンク、このアッパーリンク及びクランクシャフトに接続されたロアリンク、このロアリンクに一端が接続されて他端がコントロールシャフトを介してエンジンブロックに移動可能に支持されたコントロールリンク、並びに前記コントロールシャフトを駆動するアクチュエータを有していると共に、前記各リンクがシリンダ軸線に対して非対称に配置されているエンジンの振動除去装置において、前記二次バランサー装置は、前記クランクシャフトによりギヤを介して駆動される第１バランサーシャフトと、前記クランクシャフトの位相に対する前記第１バランサーシャフトの位相を、前記ストローク特性可変機構により変更された前記ストローク特性に応じて変更する第１位相可変機構と、前記第１バランサーシャフトによりギヤを介して駆動される第２バランサーシャフトと、前記第１バランサーシャフトの位相に対する前記第２バランサーシャフトの位相を、前記ストローク特性可変機構により変更された前記ストローク特性に応じて変更する第２位相可変機構とを備えたことを特徴とするエンジンの振動除去装置が提案される。

請求項１の構成によれば、ピストンの往復動に伴って発生する二次振動の方向がストローク特性可変機構により変更されたエンジンのストローク特性に応じて変化しても、第１位相可変機構によりクランクシャフトの位相に対する第１バランサーシャフトの位相を変化させ、第２位相可変機構により第１バランサーシャフトの位相に対する第２バランサーシャフトの位相を変化させることで、二次バランサー装置が発生する加振力の方向をストローク特性に応じて変化する二次振動の方向に近づけることができるので、ストローク特性可変機構により変更されたエンジンのストローク特性に関わらずに二次振動を効果的に抑制することができる。しかもこのように、第２位相可変機構により第１バランサーシャフトの位相に対する第２バランサーシャフトの位相を変更することで、クランクシャフトの位相に対する第１、第２バランサーシャフトの位相を独立に変化させることが可能になり、二次バランサー装置が発生する加振力の方向を二次振動の方向により精度良く近づけ、エンジンの二次振動を効果的に抑制することができる。

以下、本発明の実施の形態を、添付の図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。

図１〜図９は本発明の一実施例を示すもので、図１は可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態）、図２は図１の２−２線矢視図、図３は図１の３−３線矢視図、図４は図１の４方向矢視図、図５は図２の５−５線拡大断面図、図６は可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態）、図７はバランサーウエイトの位相と加振力の方向との関係を示す図、図８はエンジンの二次振動の方向を示すグラフ、図９は二次バランサー装置の効果を示すグラフである。

図１〜図４に示すように、複数のリンクを備えることでピストンの上死点あるいは下死点の位置を変更可能なストローク特性可変エンジンの一例である可変圧縮比エンジンＥは、シリンダブロック１１およびクランクケース１２を結合したエンジンブロック１３を備えており、シリンダブロック１１の上部にシリンダヘッド１４およびヘッドカバー１５が結合され、クランクケース１２の下部にオイルパン１６が結合される。シリンダブロック１１およびクランクケース１２の割り面にクランクシャフト１７のメインジャーナル１７ａが回転自在に支持されており、メインジャーナル１７ａから偏心するピンジャーナル１７ｂに概略三角形のロアリンク１８の中間部が揺動自在に枢支される。

シリンダブロック１１に設けたシリンダスリーブ２０にピストン２１が摺動自在に嵌合しており、アッパーリンク２２（コネクティングロッド）の上端がピストンピン２３を介してピストン２１に枢支されるとともに、アッパーリンク２２の下端が第１ピン２４を介してロアリンク１８の一端部に枢支される。

クランクシャフト１７の位置から横方向に偏心したクランクケース１２の下面に、クランク形状のコントロールシャフト２５のメインジャーナル２５ａが、ボルト２６，２６でクランクケース１２の締結されたキャップ２７によって揺動自在に枢支される。コントロールリンク２８は本体部２８ａと、その下端にボルト２９，２９で締結されたキャップ部２８ｂとを備えており、本体部２８ａの上端が第２ピン３０を介してロアリンク１８の他端部に枢支されるとともに、本体部２８ａの下端およびキャップ部２８ｂ間にコントロールシャフト２５のピンジャーナル２５ｂが枢支される。コントロールシャフト２５は、その一端に設けた油圧式のアクチュエータ３１で所定角度の範囲で揺動する。

シリンダヘッド１４の下面に形成された燃焼室１４ａに吸気ポート３２および排気ポート３３が開口しており、吸気ポート３２を開閉する吸気バルブ３４と排気ポート３３を開閉する排気バルブ３５とがシリンダヘッド１４に設けられる。吸気バルブ３４は吸気カムシャフト３６により吸気ロッカーアーム３７を介して開閉駆動され、排気バルブ３５は排気カムシャフト３８により排気ロッカーアーム３９を介して開閉駆動される。

クランクシャフト１７の下方のクランクケース１２に固定された上部バランサーハウジング４０と、その下面にボルト４１…で結合された下部バランサーハウジング４２との間に二次バランサー装置４３が収納される。二次バランサー装置４３は、第１バランサーウエイト４４ａを一体に有する第１バランサーシャフト４４と、第２バランサーウエイト４５ａを一体に有する第２バランサーシャフト４５とを備えており、第１バランサーシャフト４４はクランクシャフト１７に設けた第１ギヤ４６に噛合する第２ギヤ４７により駆動され、第２バランサーシャフト４５は第１バランサーシャフト４４に設けた第３ギヤ４８に噛合する第４ギヤ４９により駆動される。第１ギヤ４６の歯数は第２ギヤ４７の歯数の２倍に設定され、第３ギヤ４８および第４ギヤ４９の歯数は同じに設定されているため、第１、第２バランサーシャフト４４，４５はクランクシャフト１７の２倍の回転数で相互に逆方向に回転し、エンジンＥの二次振動を抑制する。

図２および図４から明らかなように、第１バランサーシャフト４４と、その外周に支持した第２ギヤ４７との間に第１位相可変機構６１が配置されるとともに、第２バランサーシャフト４５と、その外周に支持した第４ギヤ４９との間に第２位相可変機構６２が配置される。第１位相可変機構６１は第２ギヤ４７の位相に対する第１バランサーシャフト４４の位相、つまりクランクシャフト１７の位相に対する第１バランサーシャフト４４の位相を任意に変更する。また第２位相可変機構６２は第４ギヤ４９の位相に対する第２バランサーシャフト４５の位相、つまり第１バランサーシャフト４４の位相に対する第２バランサーシャフト４６の位相を任意に変更する。第１位相可変機構６１および第２位相可変機構６２の構造は同一であるため、その代表として第１位相可変機構６１の構造を説明する。

図５に示すように、第１位相可変機構６１は第１バランサーシャフト４４の両側に延びる一対のベーン５２，５２を揺動自在に収納する扇型の油室５３Ａ，５３Ａ；５３Ｂ，５３Ｂを備えており、オイルタンク５４と油室５３Ａ，５３Ａ；５３Ｂ，５３Ｂとを接続する第１油路Ｐ１，Ｐ２および第２油路Ｐ３，Ｐ４の中間部に方向切り換えバルブ５９が配置され、第１油路Ｐ１にモータ５５で駆動されるオイルポンプ５６と、チェックバルブ５７とが配置される。従って、ソレノイドＢをオンして方向切り換えバルブ５９を左方向に切り換えるとオイルポンプ５６で発生した油圧でベーン５２，５２が押されて第１バランサーシャフト４４が反時計方向に回転し、逆にソレノイドＡをオンして方向切り換えバルブ５９を右方向に切り換えるとオイルポンプ５６で発生した油圧でベーン５２，５２が押されて第１バランサーシャフト４４が時計方向に回転する。

このようにして、方向切り換えバルブ５９のソレノイドＡ，Ｂを選択的にオンすることで、クランクシャフト１７の位相に対する第１バランサーシャフト４４の位相を任意に変更することができ、同様にして第２位相可変機構６２により第１バランサーシャフト４４の位相に対する第２バランサーシャフト４６の位相を任意に変更することができる。

次に、上記構成を備えた本発明の実施例の作用を説明する。

エンジンＥの運転状態に応じてアクチュエータ３１が駆動され、アクチュエータ３１に接続されたコントロールシャフト２５が図１に示す位置と図６に示す位置との間の任意の位置に回転する。図１に示す位置では、コントロールシャフト２５のメインジャーナル２５ａに対してピンジャーナル２５ｂが下方に位置するため、コントロールリンク２８が引き下げられてロアリンク１８がクランクシャフト１７のピンジャーナル１７ｂを中心に時計方向に揺動し、アッパーリンク２２が押し上げられてピストン２１の位置が高くなることで、エンジンＥが高圧縮比状態になる。

逆に、図６に示す位置では、コントロールシャフト２５のメインジャーナル２５ａに対してピンジャーナル２５ｂが上方に位置するため、コントロールリンク２８が押し上げられてロアリンク１８がクランクシャフト１７のピンジャーナル１７ｂを中心に反時計方向に揺動し、アッパーリンク２２が引き下げられてピストン２１の位置が低くなることで、エンジンＥが低圧縮比状態になる。

このように、コントロールシャフト２５の揺動によってコントロールリンク２８が上下動し、ロアリンク１８の運動拘束条件が変化してピストン２１の上死点位置を含むストローク特性が変化することで、エンジンＥの圧縮比が任意に制御される。

図８はＸ−Ｚ平面（クランクシャフト１７に直交する平面）における二次振動ＦＸ，ＦＺの波形を示すもので、Ｚ方向の二次振動ＦＺおよびＸ方向の二次振動ＦＸが同時に発生し、主たる二次振動の方向がＺ方向に対してＸ方向に角度θ１，θ２だけ傾斜していることが分かる。実線で示す高圧縮比時の二次振動の方向θ１と破線で示す低圧縮比時の二次振動の方向θ２とは、角度αだけずれている。

図７に示すように、Ｚ方向に対して傾斜した二次振動を効果的に打ち消すには、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向をシリンダ軸線Ｌ１に対して角度θだけ傾斜させれば良い。即ち、相互に逆方向に回転する第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相が揃ったとき、その第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの方向に最大の加振力が発生するが、そのときの第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａの位相をシリンダ軸線Ｌ１に対してθだけ偏倚させることにより、最大の加振力が発生する方向をシリンダ軸線Ｌ１に対してθだけ傾けている。従って、θの値を変更するだけで、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向を任意に設定することができる。

しかしながら、高圧縮比時の角度θ１と低圧縮比時の角度θ２とは不一致であり、高圧縮比時の二次振動を有効に抑える角度θ１を採用すると低圧縮比時の二次振動を有効に抑えることができなくなり、逆に低圧縮比時の二次振動を有効に抑える角度θ２を採用すると高圧縮比時の二次振動を有効に抑えることができなくなる問題がある。そこで本実施例では、第１、第２位相可変機構６１，６２を制御することで、第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａが最大の加振力が発生する方向を、そのときの圧縮比に応じて発生する二次振動の方向に一致させ、任意の圧縮比時における二次振動の両方を効果的に低減することができる。

図９における細い実線および細い破線は、二次バランサー装置４３を持たないエンジンＥの高圧縮比時および低圧縮比時の二次振動ＦＺの波形であり、太い実線および太い破線は、二次バランサー装置４３を持つエンジンＥの高圧縮比時および低圧縮比時の二次振動ＦＺの波形である。何れの場合にも、二次バランサー装置４３を設けたことにより二次振動ＦＺが大幅に低減している。

図９（Ａ）、（Ｂ）は、第１、第２バランサーウエイト４４ａ，４５ａが最大の加振力が発生する方向が異なっている。図９（Ａ）は高圧縮比時の二次振動（太い実線）を最も効果的に抑制するように第１、第２バランサーシャフト４４，４５の位相を設定したものであり、高圧縮比時の二次振動は充分に低減している。この第１、第２バランサーシャフト４４，４５の位相を設定すると、低圧縮比時の二次振動（太い破線）はかなり残存することが分かる。

図９（Ｂ）は低圧縮比時の二次振動（太い破線）を最も効果的に抑制するように第１、第２バランサーシャフト４４，４５の位相を設定したものであり、低圧縮比時の二次振動は充分に低減している。この第１、第２バランサーシャフト４４，４５の位相を設定すると、高圧縮比時の二次振動（太い実線）はかなり残存することが分かる。

このように、高圧縮比時と低圧縮比時とで二次振動が最も大きくなるタイミングがクランクシャフト１７の位相に対して異なるため、二次バランサー装置４３の最大の加振力の位相と二次振動が最も大きくなるタイミングとが一致するように第１位相可変機構６１を用いて第１、第２バランサーシャフト４４，４５の位相を制御する。

ここでは高圧縮比時と低圧縮比時とについて説明したが、両者の中間の圧縮比状態についても同様に、第１、第２バランサーシャフト４４，４５のクランクシャフト１７に対する位相と、最大の加振力の方向とを、それぞれ第１、第２位相可変機構６１，６２を用いて変化させれば良い。

以上、本発明の実施例を説明したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。

例えば、実施例では可変圧縮比エンジンについて説明したが、同様の構造で各部の寸法を変更することによって、エンジンの圧縮比および排気量の何れか一方または両方を変更可能に構成することができる。本発明は、これらの可変ストローク特性エンジンを含む多リンク式エンジンに対して適用することができる。

可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態） 図１の２−２線矢視図 図１の３−３線矢視図 図１の４方向矢視図 図２の５−５線拡大断面図 可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態） バランサーウエイトの位相と加振力の方向との関係を示す図 エンジンの二次振動の方向を示すグラフ 二次バランサー装置の効果を示すグラフ

符号の説明

１４ エンジンブロック
１７ クランクシャフト
１８ ロアリンク
２１ ピストン
２２ アッパーリンク
２５ コントロールシャフト
２８ コントロールリンク
３１ アクチュエータ
４３ 二次バランサー装置
４４ 第１バランサーシャフト
４５ 第２バランサーシャフト
６１ 第１位相可変機構
６２ 第２位相可変機構
Ｌ１ シリンダ軸線

Claims (1)

1. ピストン（２１）のストローク特性を運転状態に応じて変更するストローク特性可変機構と、ピストン（２１）の往復動に伴う二次振動を低減する二次バランサー装置（４３）とを備え、前記ストローク特性可変機構は、ピストン（２１）に接続されたアッパーリンク（２２）、このアッパーリンク（２２）及びクランクシャフト（１７）に接続されたロアリンク（１８）、このロアリンク（１８）に一端が接続されて他端がコントロールシャフト（２５）を介してエンジンブロック（１４）に移動可能に支持されたコントロールリンク（２８）、並びに前記コントロールシャフト（２５）を駆動するアクチュエータ（３１）を有していると共に、前記各リンク（１８，２２，２８）がシリンダ軸線（Ｌ１）に対して非対称に配置されているエンジンの振動除去装置において、
   前記二次バランサー装置（４３）は、前記クランクシャフト（１７）によりギヤ（４６，４７）を介して駆動される第１バランサーシャフト（４４）と、前記クランクシャフト（１７ ）の位相に対する前記第１バランサーシャフト（４４）の位相を、前記ストローク特性可変機構により変更された前記ストローク特性に応じて変更する第１位相可変機構（６１）と、前記第１バランサーシャフト（４４）によりギヤ（４８，４９）を介して駆動される第２バランサーシャフト（４５）と、前記第１バランサーシャフト（４４）の位相に対する前記第２バランサーシャフト（４５）の位相を、前記ストローク特性可変機構により変更された前記ストローク特性に応じて変更する第２位相可変機構（６２）とを備えたことを特徴とするエンジンの振動除去装置。

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