JP4736778B2 - 内燃機関及びそのクランク軸受構造 - Google Patents

Description

本発明は、複数の気筒が気筒列方向に沿って配置された多気筒の内燃機関に関し、特に、複リンク式のピストン−クランク機構を備える内燃機関に好適なクランクシャフトの軸受構造の改良に関する。

特許文献１や特許文献２には、直列４気筒内燃機関のシリンダブロックの構造が開示されている。乗用車用のシリンダブロックは、一般的に、一体鋳造で製作され、機関前後方向つまり気筒列方向に複数の気筒（シリンダボア）が並んで形成されるシリンダ部と、このシリンダ部の下方に気筒列方向に沿って配置されるクランクシャフト及びそのクランクピンに連結されるコネクティングロッドを覆うクランクケース部と、により大略構成されている。クランクシャフトのジャーナル部をシリンダブロック側へ回転可能に支持するクランク軸受部は、隣り合うシリンダボアの間をシリンダ部の下端からクランクケース内部へ向けて垂れ下がる隔壁状・膜状のバルクヘッドと、クランクシャフトのジャーナル部を挟んでバルクヘッドの下面に固定されるベアリングキャップと、により構成される。バルクヘッドの下面とベアリングキャップの上面にはクランクシャフトのジャーナル部を回転可能に支持するための半円形の溝が形成されている。バルクヘッドは、一般的にはシリンダブロックと一体的に形成され、その両側縁がクランクケース部の内壁と一体的に接続している。

直列４気筒内燃機関では、機関前後方向に沿って機関前側より順に１番〜４番気筒が配列され、クランク軸受部（バルクヘッド及びベアリングキャップ）は各気筒間の３箇所に加えて機関最前の１番シリンダの前側および機関最後尾の４番シリンダの後側の合計５ヶ所に設けられる。これら５箇所のクランク軸受部を機関前方から順に１番〜５番クランク軸受部と称する。これら１番〜５番クランク軸受部の厚さすなわち機関前後方向の寸法としては、内燃機関前端もしくは後端の１番，５番クランク軸受部がその他の中間の２〜４番クランク軸受部に比べて薄くされる例は存在するが、その他の３箇所、つまり隣り合う気筒間に配置される３つの２〜４番クランク軸受部は、通常、同一の寸法に揃えられる。
特開平８−１２８３５６号公報 実開昭６３−１６４５４４号公報

特開２００１−２２７３６７号公報、特開２００２−６１５０１号公報及び特開２００２−４７９５５号公報等には、本出願人が提案した複リンク式ピストン−クランク機構が開示されている。この機構は、ピストンのピストンピンとクランクシャフトのクランクピンとを複数のリンクにより連係し、そのリンクの一つの拘束条件を変化させることによって、ピストン上死点位置の変化を伴って機関圧縮比を変更することができるもので、機関運転条件によって最適な圧縮比に制御することにより内燃機関の高効率化や高出力化、低エミッション化に貢献することができる。また、リンク類の寸法・レイアウトを適切に設定することにより、ピストンピンとクランクピンとを一本のリンク（コネクティングロッド）により連結した単リンク式のものでは実現不可能な適切なピストンストローク特性に設定することが可能であり、具体的には、単リンク式の機構に比して、ピストン上死点近傍でのピストン加速度を小さくすることにより、回転二次振動の低減化等の効果を得ることができる。

しかしながら、このようなピストンストローク特性の変更によって、後述するように、クランク回転系からクランク軸受部へ作用する慣性力に起因して、特定のクランク軸受部に過大な荷重が作用し、軸受強度の確保が困難となったり、あるいは軸受強度を確保するために重量や寸法の増加を招くという新たな課題を生じることを知見した。本発明は、このような独自に知見した課題に鑑みてなされたものである。

ピストンが昇降可能に嵌合する複数の気筒が気筒列方向に沿って形成されたシリンダブロックと、上記複数の気筒の下方に気筒列方向に沿って配置されるクランクシャフトと、を有し、このクランクシャフトは、複数のクランク軸受部によってシリンダブロック側へ回転可能に支持される複数のジャーナル部と、隣り合うジャーナル部の間に設けられる複数のクランクピンと、を有し、かつ、上記クランクピンとピストンのピストンピンとを連係するピストン−クランク機構を有する。上記ピストン−クランク機構によって、ピストン上死点近傍での上向きの慣性力がピストン下死点近傍での下向きの慣性力よりも小さく設定されている。そして、複数のクランク軸受部の中で、一方の気筒のピストンが上死点近傍にあるときに他方の気筒のピストンが下死点近傍に位置する関係にある隣り合う気筒の間に配置されるクランク軸受部を、他のクランク軸受部よりも剛性の高い高剛性軸受部としている。

本発明によれば、高剛性軸受部の剛性を他のクランク軸受部よりも高くすることによって、各クランク軸受部に作用する荷重分担を適正化し、軸受強度の確保と重量・寸法の低減化との両立を図ることができる。

以下、本発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて説明する。なお、本明細書においては基本的に、「上」はピストンが上死点に向かう方向、「下」はピストンが下死点に向かう方向、「前後」は機関前後方向・気筒列方向についてのものである。

図６は、参考例に係る複リンク式ピストン−クランク機構を適用した内燃機関の断面図であり、図７は図６のＡ−Ａ線に沿う断面図である。図７において左側が内燃機関前側であり、各気筒を機関前側から順に１番〜４番（＃１〜＃４）気筒と称する。この複リンク式ピストン−クランク機構（以下、単に複リンク機構とも呼ぶ）の基本的な構成や作用効果は上記の特開２００２−６１５０１号公報等にも開示されているように既に公知であるので、ここでは簡単な説明にとどめる。すなわち、複リンク機構は、ピストン１のピストンピン２に連結されるアッパリンク３と、このアッパリンク３とクランクシャフト４のクランクピン５とに連結されるロアリンク６と、一端がシリンダブロック１２側の揺動支点に揺動可能に支持され、他端がロアリンク６に連結され、ロアリンク６の運動を拘束するコントロールリンク８と、を備えている。

また、コントロールリンク８の揺動支点の位置を変更することによって、ロアリンク６の運動拘束条件を変化させて、ピストン１の上死点位置の変化を伴って機関圧縮比を変更可能な圧縮比変更手段を有している。この圧縮比変更手段は、クランクシャフト４の斜め下方に平行に配置され、シリンダブロック１２側に回転可能に支持されるコントロールシャフト７と、各気筒に対応してコントロールシャフト７に設けられた複数（この例では４つ）の制御カム７Ａと、コントロールシャフト７の回転角度を変更・保持する可変圧縮比アクチュエータ３１（図３参照）と、を有しており、制御カム７Ａの円形の外周面にコントロールリンク８の下端が回転可能に取り付けられている。

コントロールリンク８の揺動支点となる制御カム７Ａの中心は、コントロールシャフト７の回転中心に対して偏心している。従って、コントロールシャフト７の回転位置に応じて、シリンダブロック１２側に対するコントロールリンク８の揺動支点の位置が変化し、クランクピン５からピストンピン２までの距離が変化するようになっている。アッパリンク３とロアリンク６とはアッパピン９により連結され、コントロールリンク８とロアリンク６とはコントロールピン１０により連結されている。

なお、複リンク機構に圧縮比変更機能を持たせない場合には、コントロールシャフト７を、その回転中心に対して偏心する制御カム７Ａの無い簡素な構成とすることができ、このコントロールシャフト７にコントロールリンク８を回転可能に取り付ければ良い。

クランクシャフト４は、周知のように、５つのクランク軸受部１１ａ〜１１ｅによってシリンダブロック１２側に回転可能に支持される合計５つの（メイン）ジャーナル部４Ａと、隣り合うジャーナル部４Ａの間に設けられる合計４つのクランクピン５と、を有しており、かつ、ジャーナル部４Ａとクランクピン５の間にはバランスウエイト４Ｂがそれぞれ設けられている。

図１３にも示すように、各クランク軸受部１１は、シリンダブロック１２に設けられたバルクヘッド２６と、このバルクヘッド２６の下面にボルト２１〜２３によって締結・固定されるラダーフレーム１３の第１ベアリングキャップ部２７と、により構成されている。バルクヘッド２６の下面と第１ベアリングキャップ部２７の上面には、クランクシャフト４を回転可能に支持する軸受面１９を構成する半円筒状の軸受溝がそれぞれ形成されている。

シリンダブロック１２は、一体鋳造で製作され、複数の気筒つまりシリンダボア２８が機関前後方向つまり気筒列方向に並んで形成されている。バルクヘッド２６は、シリンダブロック１２と一体的に形成され、隣り合うシリンダボア２８の間をシリンダボア２８の下端部から下方へ向けて垂れ下がる隔壁状・膜状をなしており、その両側縁がシリンダブロック１２の内壁と一体的に接続している。

ラダーフレーム１３は、複数の第１ベアリングキャップ部２７を一体的に連結した格子状・梯子状の強度的に優れた骨格形状をなしており、その両側壁１３Ａがシリンダブロック１２の両側壁の下面に固定されている。すなわち、ラダーフレーム１３はシリンダブロック１２とともに内燃機関の外郭形状の一部を構成するものであり、従って、シリンダブロック１２をブロックアッパ、ラダーフレーム１３をブロックロアと称することもある。このラダーフレーム１３の下端には、コントロールシャフト７を挟んで第２ベアリングキャップ１４がボルト２２，２３によって締結・固定されている。これらラダーフレーム１３の下面と第２ベアリングキャップ１４の上面には、コントロールシャフト７を回転可能に支持するコントロールシャフト軸受面２０を構成する半円筒状の溝がそれぞれ形成されている。

後述する高剛性ベアリングキャップ１４ａを除き、コントロールシャフト７から遠い一本のボルト２１によってラダーフレーム１３とシリンダブロック１２とが締結されており、コントロールシャフト７の直ぐ両側に位置する２本のボルト２２，２３によってラダーフレーム１３と第２ベアリングキャップ１４の双方がシリンダブロック１２に共締め固定されている。

図８及び図９は、直列４気筒内燃機関を高速高負荷にて運転した際に、クランク角に応じて、５箇所の１番〜５番クランク軸受部１１ａ〜１１ｅ（バルクヘッド）にそれぞれ作用するベアリング荷重（Ｂｅａｒｉｎｇ Ｆｏｒｃｅ）、つまりピストン上下方向（垂直方向）についての荷重の変化を示している。図８はピストンピンとクランクピンとを一本のリンクであるコネクティングロッドにより連結した単リンク式ピストン−クランク機構（以下、単リンク機構とも呼ぶ）を適用した内燃機関（以下、単リンク機関とも呼ぶ）、図９は上記参考例の複リンク機構を適用した内燃機関（以下、複リンク機関とも呼ぶ）の特性を示している。なお、単リンク機関及び複リンク機関ともに、排気量や運転条件等は同等で、ともにクランク角度で１８０度間隔で１番、３番、４番、２番気筒の順に点火が行われる。図８と図９を比較すると、以下のような違いが存在する。

各クランク軸受部へ入力されるベアリング荷重、特にその最大値は、各々の内燃機関の設計項目、例えば最大筒内圧の大きさや最高回転速度、運動部品の質量などによって変化する。しかしながら、乗用車用内燃機関に適用される範囲内であれば、一般的に、単リンク機関と複リンク機関とで以下のような差が生じる。図８の単リンク機関では、機関前方から２番目および４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄが受ける荷重の最大値が、機関前方から３番目のクランク軸受部１１ｃが受ける荷重の最大値と同程度又は小さいものであるのに対し、図９の複リンク機関では、機関前方から２番目及び４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄが受ける荷重の最大値が、機関前方から３番目のクランク軸受部１１ｃが受ける荷重の最大値よりも大きくなる。つまり、隣り合う２つの気筒の間に配置される２〜４番目のクランク軸受部１１ｂ〜１１ｄのうちで、２番目と４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄが受ける荷重の最大値が最も大きい。

このような荷重の差が生じる理由について説明する。前方から２番目のクランク軸受部１１ｂが最大荷重を受けるタイミングの一つは、図８，９に示されるように１番気筒の燃焼のタイミング（圧縮上死点近傍）である。図１０，１１は、このようなタイミングでのクランクシャフトの＃１気筒と＃２気筒に対応するクランクスローを抜き出して図示し、＃１気筒の燃焼のタイミングで、どのような荷重がクランクシャフト４に作用し、シリンダブロック１２に伝達するかを示し、図１０は単リンク機関、図１１は複リンク機関についてのものである。なお、３つ図示されたクランクシャフト４のジャーナル部４Ａのうちで、中央のジャーナル部４Ａが２番クランク軸受部１１ｂによって支承される。

１番気筒のクランクピン５＃１には下向きの燃焼荷重１５と、上向きの慣性荷重１６が作用する。同時に、２番気筒のクランクピン５＃２には下向きの慣性荷重１７が作用する。なお、２番気筒にもシリンダ内圧に起因する上向きの荷重が作用するはずであるが、ここに図示された慣性力や燃焼圧と比較すると無視できるほど小さい。ここで、簡単のために各クランクピンに入力された荷重が前後のクランク軸受部に等しく伝達すると仮定すると、２番クランク軸受部１１ｂには１番気筒の燃焼荷重１５の半分の下向き荷重１５ａ、１番気筒の慣性力１６の半分の上向き荷重１６ａ、２番気筒の慣性力１７の半分の下向き荷重１７ａが作用する。ここで、慣性力とは、ピストン１やクランクシャフト４の他、アッパリンク３やロアリンク６等を含めたクランク回転質量系の慣性力であって、基本的にはピストンの加速度に逆向きに比例する。

図１０に示すように、単リンク機関では、その構造上不可避的に、１番気筒の上向きの慣性力１６が、２番気筒の下向きの慣性力１７よりも大きくなる。したがって２番クランク軸受部１１ｂに作用する１番及び２番気筒の慣性力の合計の力１８は上向きの力となり、下向きの燃焼圧１５ａと打ち消しあうことになる。

一方、図１１の複リンク機関では、後述するように回転二次振動低減等のためにピストン加速度をピストン上死点近傍でピストン下死点近傍よりも小さくなるように設定しているために、１番気筒の慣性力１６と２番気筒の慣性力１７の大きさの関係が図１０に示す単リンク機関とは逆の関係となり、具体的には、１番気筒の上向きの慣性力１６の大きさよりも２番気筒の下向きの慣性力１７の大きさが大きいものとなる。したがって、２番クランク軸受部１１ｂに作用する１番気筒と２番気筒の慣性力の合計の力１８は下向きの力となり、下向きの燃焼荷重１５と強めあう関係になっている。

このような慣性力と燃焼圧との関係の相違は、単リンク機構と複リンク機構の１気筒分の慣性力特性の違いに起因している。１気筒分のクランクスローを考慮した場合に、クランクシャフト４のメインジャーナル部４Ａからシリンダブロック１２のクランク軸受部１１に伝達される慣性力（１気筒分の合計）を横軸クランクアングルで図１２に示す。この図１２は、単リンク機関と複リンク機関の１気筒分の慣性力の上下方向成分を示したものである。単リンク機関では、構造上不可避的に、ピストン上死点近傍での下向きのピストン加速度の大きさがピストン下死点近傍での上向きのピストン加速度の大きさよりも大きく、ピストン上死点の上向きの慣性力の大きさ、つまり上向き慣性力の最大値（図中Ａ）が、ピストン下死点での下向き慣性力の大きさ、つまり下向き慣性力の最大値（図中Ｂ）より大きくなる。

これに対し、上記の複リンク機関では、特開２００１−２２７３６７号公報等にも記載されているように、回転二次振動成分の低減化等を図るために、ピストン加速度がピストン上死点近傍で下死点近傍より小さくなるように設定しており、ピストン上死点近傍での上向きの慣性力の大きさ、つまり上向き慣性力の最大値（図中Ｃ）が、ピストン下死点近傍での下向きの慣性力の大きさ、つまり下向き慣性力の最大値（図中Ｄ）よりも小さくなる。このようなピストン−ストローク特性を、４サイクル・直列４気筒内燃機関に適用した場合には、上述したように、特定の第２，第４クランク軸受部１１ｂ，１１ｄに対して、特に大きな最大荷重が作用という特有の課題が生じることとなるのである。

なお、２番クランク軸受部１１ｂが最大荷重を受けるタイミングは内燃機関の１サイクル中にもう一回存在し、それは２番気筒の燃焼のタイミングである。この場合の２番クランク軸受部１１ｂに加わる荷重の内訳は、上記の説明で第１気筒側と第２気筒側を入れ替えたものとなる。また、４番クランク軸受部１１ｄの荷重特性も、各気筒の燃焼のタイミングの違いに応じて最大荷重のタイミング（クランク角）が異なるだけで、上記の２番クランク軸受部１１ｂの荷重特性と同様である。

上述した荷重特性の違いの結果、単リンク機関では、機関前方から２番目、３番目、４番目のクランク軸受部１１ｂ〜１１ｄの強度と剛性をほぼ同一とする設計で問題は無かったが、上記の複リンク機関では、これら２〜４番目のクランク軸受部１１ｂ〜１１ｄの剛性を等しくすると、局部的に大きな荷重を受ける２番目および４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄの軸受強度不足を招いたり、あるいは軸受強度を確保するための重量増加や大型化を招いてしまう。

そこで、後述する第１〜４実施例では、上記の２番目および４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄを、他のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅに比して剛性の高い高剛性軸受部としている。なお、下記の実施例において、複リンク式ピストン−クランク機構等の基本的な構成は図６，７の参考例と同様であり、重複する説明を適宜省略する。

図１及び図２を参照して、本発明の第１実施例について説明する。この第１実施例では、クランク軸受部（バルクヘッド２６及び第１ベアリングキャップ部２７）の剛性を異ならせるために、その機関前後方向の寸法つまり肉厚を異ならせている。すなわち、従来では５ヶ所のクランク軸受部１１ａ〜１１ｅが同一の肉厚であったのに対し、本実施例では図１に示すように、２番，４番のクランク軸受部である高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの機関前後方向の寸法Ｄ１を、他の一番、３番及び５番のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅの機関前後方向の寸法Ｄ２よりも大きく設定している。これにより、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄが他のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅに比して剛性の高いものとなり、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの軸受強度を向上しつつ、これら高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄへ作用する荷重を実質的に低減して、各クランク軸受部１１ａ〜１１ｅに作用する荷重のばらつきを低減つまり均一化することができる。

このように剛性の差を設けることによって、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄへ作用する最大荷重を実質的に低減できるメカニズムを、図２を参照して説明する。図２は、図１１に示す参考例と同様、直列４気筒複リンク機関の１番気筒と２番気筒に対応するクランクスローと、１番気筒が最大燃焼圧を発生するタイミング（ピストン上死点近傍）での各クランクスローに作用する荷重を図示したものである。基本的には図１１の参考例と同様であるが、図１１の参考例では、複数のクランク軸受部１１ａ〜１１ｃの剛性が均一であるために、２番気筒の慣性力１７が隣接する２番と３番のクランク軸受部１１ｂ，１１ｃへ均等な分力１７ａ，１７ｂとして分配されるのに対し、図２の本実施例では、複数のクランク軸受部１１ａ〜１１ｃの剛性を異ならせているために、２番気筒の慣性力１７が隣接する２番と３番のクランク軸受部１１ｂ，１１ｃへ不均等な分力１７ａ，１７ｂとして分配される。各クランクピン５に作用する燃焼荷重や慣性力は、隣接する２つのジャーナル部を経てクランク軸受部に分配されて伝達するが、その分担率は厳密には１：１つまり均等ではなく、クランクシャフトやクランク軸受部の剛性や変形量に依存して変動する。具体的には２番クランク軸受部１１ｂよりも３番クランク軸受部１１ｃの剛性、特に半径方向のラジアル剛性を低くすると、３番クランク軸受部１１ｃの変形量が大きくなり、２番気筒のクランクピン５＃２に入力される荷重の分担率は３番クランク軸受部１１ｃのほうが大きくなる。このとき、２番クランク軸受部１１ｂに入力される２番気筒の慣性力の成分１７ａは減少するため、２番クランク軸受部１１ｂに入力される１番気筒と２番気筒の慣性力の合計の力１８においては、１番気筒の上向きの慣性力１６ａの影響が相対的に大きくなり、つまり下向きの力が弱められて上向きの力が強められることとなる。したがって図１１の参考例に比して、２番クランク軸受部１１ｂに入力される１番気筒の燃焼圧と１番気筒・２番気筒の慣性力の合計の力１８とが強めあう傾向が緩和され、２番クランク軸受部１１ｂへの下向きの入力が減少するために、２番クランク軸受部１１ｂへ作用する下向きの最大荷重を有効に軽減することができる。

上記の説明は１番気筒の燃焼タイミングでのメカニズムであったが、２番クランク軸受部１１ｂの荷重は２番気筒の燃焼タイミングでも最大値を取る。その場合の荷重のメカニズムは図２において第１気筒側と第２気筒側とを逆にして考えれば同じように説明できる。すなわち、１番クランク軸受部１１ａの剛性を低減することにより、２番クランク軸受部１１ｂに伝達される１番気筒の下向き慣性力が１番クランク軸受部１１ａに伝達される１番気筒の下向き慣性力よりも小さくなり、結果的に２番気筒の燃焼タイミングでの２番クランク軸受部１１ｂの荷重を低減することができる。４番クランク軸受部１１ｄの荷重低減のメカニズムについても上記の２番クランク軸受部１１ｂの場合と同様である。

図３は、本発明の第２実施例の説明図であり、複リンク式内燃機関の高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄを示す断面図である。基本構成は図１３と同様であるが、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄに可変圧縮比アクチュエータ３１のハウジング２４が締結されている点が異なる。なお、本実施例において、１番・３番・５番クランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅの構造は図１３に示すものと同様である。可変圧縮比アクチュエータ３１は、ハウジング２４の内部に送りねじとロッドを備えており、ロッドが軸線２４ａ上を図中左右斜め方向に移動することによって、このロッドの右端に接続されたコントロールシャフト７の回転角度が変化し、内燃機関の圧縮比を変化させることが出来るものである。そして、ハウジング２４を高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄに締結することにより、このハウジング２４を補強部材として利用することができ、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性、特にピストン上下方向の剛性を著しく向上させることができる。この第２実施例では、第１実施例のように敢えてクランク軸受部の厚さに差を設けることなく、２番，４番クランク軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を高めて、その入力荷重を効果的に低減することが可能になる。

図４は本発明の第３実施例の説明図であり、複リンク式内燃機関の高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄを示す断面図である。この第３実施例では、図３の第２実施例と同様、ラダーフレーム１３の下面に締結される複数の第２ベアリングキャップ１４の中で、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの下方に位置する第２ベアリングキャップ１４ａを、その他の第２ベアリングキャップ１４（図１３参照）に比して、機関幅方向寸法の長い高剛性ベアリングキャップ１４ａとしている。具体的には、高剛性ベアリングキャップ１４ａは、機関幅方向でクランクシャフト軸受面１９の下方位置を横切るように延長しており、３本のボルト２１、２２、２３にてラダーフレーム１３とともにシリンダブロック１２に締結されている。このように高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの下方に位置する第２ベアリングキャップ１４ａの機関幅方向寸法を他の第２ベアリングキャップ１４（図１３参照）に比して延長することにより、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄのラジアル方向（半径方向）の剛性、特にピストン上下方向の剛性を向上させることができ、第１実施例のようにクランク軸受部の厚さに敢えて差を設けることなく、２番クランク軸受部１１ｂと４番クランク軸受部１１ｄに入力される荷重を実質的に低減することが可能になる。なお、本実施例において１番・３番・５番クランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅの構造は図１３に示すものと同様である。

なお、第２実施例と第３実施例の構造を折衷した実施例も可能である。すなわち、２番クランク軸受部１１ｂと４番クランク軸受部１１ｄの下方に取り付けられる第２ベアリングキャップを機関幅方向に延長した高剛性ベアリングキャップ１４ａとし、かつ、その一方の下方にのみアクチュエータ３１のハウジング２４を締結することで、第２実施例及び第３実施例とほぼ同様の効果を得ることも可能である。

図５は本発明の第４実施例の説明図であり、複リンク式内燃機関の１番・３番・５番クランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅを図示した断面図である。基本構成は図１３のものと同様であるが、クランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅにおけるバルクヘッド２６の機関前後方向の側面には、クランクシャフト軸受面１９の上方に対応する位置に、部分的に窪んだ凹部２５が凹設されている点が異なる。凹部２５は、クランクシャフト軸受面１９の機関前後方向寸法を確保するように、この軸受面１９よりも所定間隔ΔＳを介して上方に配置されており、かつ、軸受面１９を中心とする扇状の範囲に形成されている。

なお、本実施例においては、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄにおけるバルクヘッド２６は、図１３と同じように凹部のない構成、もしくは凹部が設けられてはいるが、その面積・深さが１番・３番・５番クランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅに形成される凹部２５よりも小さく設定される。凹部２５が設けられることによって、機関前後方向の肉厚を薄くして、クランクシャフト軸受面１９の剛性を低減させることにより、相対的に高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を高めて、上記第１，第２実施例と同様、これらに入力される荷重を低減することが可能になる。

特に本実施例にあっては、クランクシャフト軸受面１９の上方に凹部２５が設けられているため、最大荷重の作用方向であるピストン上下方向についての剛性を局所的、集中的に低減することができる。従って、この凹部２５が設けられるクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅに比して、２番・４番のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄのピストン上下方向についての剛性を効果的に高めることができ、軸受強度の確保と重量・寸法の低減化とをより高いレベルで実現できる。

しかも、上記の第２，第３実施例と同様、全てのクランク軸受部１１ａ〜１１ｅの機関前後方向寸法を均一化することにより、軸受メタル等の部品を共通化することができ、また、シリンダブロック１２やクランクシャフト４の設計・製造が容易なものとなる。

なお、シリンダブロック１２の後端の隔壁を兼ねる５番クランク軸受部１１ｅを除いて、凹部２５に代えてバルクヘッド２６を機関前後方向に貫通する貫通孔としても良い。

以上の説明より把握し得る本発明の特徴的な構成及びその作用効果について以下に説明する。但し、本発明は参照符号を付した図示の構成に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変形・変更を含むものである
ピストン１が昇降可能に嵌合する複数の＃１〜＃４気筒が気筒列方向に沿って形成されたシリンダブロック１２と、複数の＃１〜＃４気筒の下方に気筒列方向に沿って配置されるクランクシャフト４と、を有し、このクランクシャフト４は、複数のクランク軸受部１１ａ〜１１ｅによってシリンダブロック１２側へ回転可能に支持される複数のジャーナル部４Ａと、隣り合うジャーナル部４Ａの間に設けられる複数のクランクピン５と、を有し、かつ、上記クランクピン５とピストン１のピストンピン２とを連係するピストン−クランク機構を有する。

このピストン−クランク機構によって、回転二次振動成分等を低減するために、ピストン上死点近傍での上向きの慣性力Ｃがピストン下死点近傍での下向きの慣性力Ｄよりも小さく設定されている（図１２参照）。すなわち、ピストンの下向きの加速度の最大値が、ピストンの上向きの加速度の最大値よりも小さく設定されている。

このようなピストン−ストローク特性は、図６等に示すように、ピストンピンとクランクピンとを実質的に２本のリンク３，６で連結した比較的簡素な構造の複リンク式ピストン−クランク機構により実現することができる。但し、このようなピストンストローク特性に設定された内燃機関では、複数のクランク軸受部１１ａ〜１１ｅの中で、一方の気筒のピストンが上死点近傍にあるときに他方の気筒のピストンが下死点近傍に位置する関係にある隣り合う気筒、例えば上記のようにクランク角で１８０度毎に第１，第３，第４及び第２気筒の順に点火が行われる４サイクル直列４気筒内燃機関においては第１，２気筒及び第３，４気筒の間に配置されるクランク軸受部１１ｂ，１１ｄでは、一方の気筒の燃焼時に、隣接する２つの気筒の慣性力の合力が下向きの力となり、この力が燃焼圧に起因する下向きの力に上乗せされる形となる。従って、仮に全てのクランク軸受部１１ａ〜１１ｅの寸法・剛性が均一であれば、上記のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄには、局部的に大きな最大荷重、つまり一の気筒の燃焼圧に起因する荷重を上回る最大荷重が作用し、これらクランク軸受部１１ｂ，１１ｄの軸受強度を確保することが困難であり、あるいは全てのクランク軸受部の剛性を高めようとすると、重量の増加や大型化を招くという特有の課題が存在する。

そこで、このようなクランク軸受部１１ｂ，１１ｄを、他のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅよりも剛性の高い高剛性軸受部とした。上述したように、隣接するクランク軸受部の荷重分担率は、大きく変形するクランク軸受部のほうが高くなる傾向がある。このため、大きな荷重が作用するおそれのある上記の高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を高めることによって、その軸受強度を向上するとともに、その変形を緩和することによって、これらの高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの荷重分担率を低くすることができ、このように荷重分担率を適正化することにより、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄに実際に作用する荷重を軽減して、各クランク軸受部１１ａ〜１１ｅに作用する荷重のばらつきを低減・相殺することができるので、重量・寸法の増加を抑制しつつ軸受強度を効果的に向上することができる。

より具体的には図２に示すように、一方の＃１気筒の燃焼時に、この＃１気筒の上向きの慣性力１６よりも他方の＃２気筒の下向きの慣性力１７が大きい関係にある隣り合う２つの＃１，＃２気筒間に配置されるクランク軸受部１１ｂを、他のクランク軸受部１１ａ，１１ｃよりも剛性の高い高剛性軸受部とした。言い換えると、一の気筒による最大燃焼圧に起因する荷重よりも大きい荷重が作用するクランク軸受部を、他のクランク軸受部よりも剛性の高い高剛性軸受部とした。

好ましくは図３〜５の第２〜４実施例のように、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄは、最大荷重が作用する方向であるピストン上下方向に関する剛性が局所的に高められている。従って、他方向について不必要に剛性を高めて重量や寸法の増加を招くことなく、効果的に高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を高めることができる。

４サイクル直列４気筒内燃機関の場合、機関前後方向に４つの＃１〜＃４気筒と５つのクランク軸受部１１ａ〜１１ｅが配列される。そして、機関前側から２番目及び４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄを、機関前側から１番目，３番目及び５番目のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅよりも剛性の高い高剛性軸受部とする。

より詳細には、内燃機関前方から３番目のクランク軸受部１１ｃのラジアル方向（径方向）の剛性が、内燃機関前方から２番目のクランク軸受部１１ｂおよび４番目のクランク軸受部１１ｄのラジアル方向剛性よりも低い。このため、２番気筒もしくは４番気筒の慣性力に起因する３番クランク軸受部１１ｃのラジアル方向変形量が２番もしくは４番クランク軸受部１１ｂ，１１ｄの変形量より大きくなる。したがって３番クランク軸受部１１ｃの分担荷重が増え、２番気筒の慣性力による２番クランク軸受部１１ｂの分担荷重、３番気筒の慣性力による４番クランク軸受部１１ｄの分担荷重が減るため、２番および４番クランク軸受部１１ｂ，１１ｄの荷重が過大になることを防止できる。

また、内燃機関前方から１番目のクランク軸受部１１ａのラジアル方向剛性が、内燃機関前方から２番目のクランク軸受部１１ｂのラジアル方向剛性よりも低い。このため、１番気筒の慣性力に起因する１番クランク軸受部１１ａのラジアル方向変形量が２番クランク軸受部１１ｂの変形量より大きくなる。したがって１番クランク軸受部１１ａの分担荷重が増え、１番気筒の慣性力による２番クランク軸受部１１ｂの分担荷重が減るため、２番クランク軸受部１１ｂの荷重が過大になることを防止できる。

更に、内燃機関前方から５番目のクランク軸受部１１ｅのラジアル方向剛性が、内燃機関前方から４番目のクランク軸受部１１ｄのラジアル方向剛性よりも低い。このため、４番気筒の慣性力に起因する５番クランク軸受部１１ｅのラジアル方向変形量が４番クランク軸受部１１ｄの変形量より大きくなる。したがって５番クランク軸受部１１ｅの分担荷重が増え、４番気筒の慣性力による４番クランク軸受部１１ｄの分担荷重が減るため、複リンク式内燃機関において４番クランク軸受部１１ｄの荷重が過大になることを防止できる。

また、内燃機関前方から３番目もしくは１番目もしくは５番目のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅの垂直方向（ピストン上下方向）の剛性が、内燃機関前方から２番目のクランク軸受部１１ｂおよび４番目のクランク軸受部１１ｄの垂直方向剛性よりも低いので、２番および４番クランク軸受部１１ｂ，１１ｄの荷重低減効果が、該クランク軸受部１１ｂ，１１ｄの最大荷重の方向である垂直方向において特に顕著に得られる。

図１，２に示す第１実施例では、内燃機関前方から３番目もしくは１番目もしくは５番目のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅの機関前後方向の寸法Ｄ２が、内燃機関前方から２番目のクランク軸受部１１ｂおよび４番目のクランク軸受部１１ｄの機関前後方向の寸法Ｄ１よりも小さくすることにより、２番および４番クランク軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を低くして、上記の荷重低減効果を得るようにしている。この場合、２番および４番クランク軸受部１１ｂ，１１ｄと比較して低い荷重を受ける３番もしくは１番もしくは５番クランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅの幅を薄くすることにより機関前後方向の寸法を短縮化することができる。

図３〜５に示す第２〜４実施例では、機関前側から２番目および４番目のクランク軸受部１１ｂ，１１ｄを、機関前側から１番目，３番目及び５番目のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅよりも、最大荷重が作用する方向であるピストン上下方向について剛性の高い高剛性軸受部としている。従って、他の方向についての剛性を不必要に高めることによる重量・寸法の増加を招くことなく、上述した高剛性軸受部の荷重低減効果を適切に得ることができる。

複リンク機関では単リンク機関に比してピストン上死点近傍での加速度が低く設定されている。従って、特回２００１−２２７３６７号公報や特開２００１−３４２８５９号公報等にも記載されているように、単リンク機構に比して、ピストン運動の回転二次振動成分を低減できるとともに、ピストンストローク速度を、上死点近傍で相対的に小さく、下死点近傍で相対的に大きくすることができる。ピストン上死点前後のピストンストローク速度を小さくすることは膨張行程前半のクランク角範囲における燃焼室容積の増大速度を小さくすることであるから、このクランク角範囲での燃焼室内の圧力低下幅が小さくなり、同時に燃焼室内の温度低下幅も小さくなる。従って、膨張行程前半での燃焼速度を大きく維持することが可能となり、燃焼期間を効果的に短縮させることができる。この結果、例えば過給機による過給によって多量の空気を燃焼室へ送り込む高負荷運転時でも、排気温度が大幅に上昇するのを回避することができる。また、膨張行程前半のクランク角範囲で燃焼する混合気量が増加するのであるから、機関出力に有効に変換される割合が増え、機関の熱効率を向上させることにもなる。

また、コントロールリンク８の揺動支点（揺動カム７Ａ）の位置を変化させることにより、上記の複リンク機構に対して、ピストン上死点位置の変化を伴って機関圧縮比を変更する機能を容易に付与することができる。具体的には図２及び図３に示すように、シリンダブロック１２側に回転可能に支持されるコントロールシャフト７と、このコントロールシャフト７に偏心して設けられ、上記コントロールリンク８の一端が取り付けられる制御カム７Ａと、上記コントロールシャフト７の回転角度を変更・保持する可変圧縮比アクチュエータ３１と、を設ける。そして、コントロールシャフト７の回転位置を変更することにより、コントロールリンク８の揺動支点となる制御カム７Ａがコントロールシャフト７の中心に対して回転変位し、機関圧縮比を変更することができる。

図３に示す第２実施例では、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を高めるように、高剛性軸受部に可変圧縮比アクチュエータ３１のハウジング２４を固定している。より具体的には、シリンダブロック１２に一体的に形成される膜状の複数のバルクヘッド２６と、このバルクヘッド２６の下面に固定されるラダーフレーム１３と、が設けられ、このラダーフレーム１３には、バルクヘッド２６とともにクランクシャフト４のジャーナル部４Ａを回転可能に支持する複数の第１ベアリングキャップ部２７が形成されている。更に、ラダーフレーム１３の下面に固定され、このラダーフレーム１３とともにコントロールシャフト７を回転可能に支持する第２ベアリンクキャップ１４を有している。そして、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの下方に位置する第２ベアリングキャップ１４ａに、上記可変圧縮比アクチュエータ３１のハウジング２４を固定している。従って、ハウジング２４を剛性補強部材として利用することにより、簡素な構造で高剛性軸受部の剛性、特にピストン上下方向についての剛性を有効に高めることができる。

図３及び図４に示す第２，第３実施例においては、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの下方に位置する第２ベアリングキャップを、他の第２ベアリングキャップ１４よりも機関幅方向寸法の長い高剛性ベアリングキャップ１４ａとしている。これにより、コントロールシャフト７を回転可能に支持する高剛性ベアリングキャップ１４ａを利用した簡素な構成で、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性、特にピストン上下方向の剛性を有効に高めることができる。

また、図３及び図４に示す第２，第３実施例においては、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの軸受強度をより一層高めるように、これら高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄに対応する部分では、クランクシャフト４のジャーナル部４Ａの機関両側に配置される２本の固定ボルト２１，２２を含め、三本の固定ボルト２１〜２３によって、高剛性ベアリングキャップ１４ａをラダーフレーム１３とともにバルクヘッド２６に共締め固定している。

図５に示す第４実施例では、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄを除く他のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅには、その剛性を低くするために、機関前後方向の側面に凹部（又は貫通孔）２５が形成されている。これによって、凹部２５が設けられるクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅに比して高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの剛性を相対的に高めることができる。この場合、クラン軸軸受部の剛性を適切に異ならせつつ、全てのクランク軸受部１１ａ〜１１ｅの機関前後方向寸法を同一に設定することができ、クランクシャフト４やシリンダブロック１２の設計・製造が容易であるとともに、軸受メタル等の部品を共通化することができる。また、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄの他のクランク軸受部１１ａ，１１ｃ，１１ｅに対し、凸部２５や貫通孔を形成することによって、最大荷重が作用するピストン上下方向寸法を局所的に低下して、ピストン上下方向の荷重を低減することができるために、相対的に、高剛性軸受部１１ｂ，１１ｄのピストン上下方向の剛性を有効に高めることができる。

本発明の第１実施例に係る直列４気筒複リンク式内燃機関の横断面図。 上記第１実施例の１番・２番気筒のクランクシャフトに作用する力を示す作用説明図。 本発明の第２実施例に係る内燃機関のクランク軸受構造を示す縦断面図。 本発明の第３実施例に係る内燃機関のクランク軸受構造を示す縦断面図。 本発明の第４実施例に係る内燃機関のクランク軸受構造を示す縦断面図。 本発明の参考例に係る複リンク式ピストン−クランク機構の一例を示す構成図。 図６のＡ−Ａ線に沿う断面図。 単リンク式ピストン−クランク機構を備える直列４気筒内燃機関の各クランク軸受部に作用する力を示す説明図。 上記参考例に係る複リンク式ピストン−クランク機構を備える直列４気筒内燃機関の各クランク軸受部に作用する力を示す説明図。 図８の単リンク機関の１番・２番気筒のクランクシャフトに作用する力を示す説明図。 図９の複リンク機関の１番・２番気筒のクランクシャフトに作用する力を示す説明図。 上記単リンク機関と複リンク機関の１気筒あたりのクランク角に対する慣性力の変化を示す特性図。 内燃機関のクランク軸受構造を示す縦断面図。

符号の説明

１…ピストン
２…ピストンピン
３…アッパリンク
４…クランクシャフト
５…クランクピン
６…ロアリンク
７…コントロールシャフト
７Ａ…制御カム
８…コントロールリンク
１１ａ〜１１ｅ…クランク軸受部
１１ｂ，１１ｄ…高剛性軸受部
１２…シリンダブロック
１３…ラダーフレーム
１４…第２ベアリングキャップ
２４…ハウジング
２５…凹部２５
２６…バルクヘッド
２７…第１ベアリングキャップ部
３１…可変圧縮比アクチュエータ

Claims (15)

1. ピストンが昇降可能に嵌合する複数の気筒が気筒列方向に沿って形成されたシリンダブロックと、
   上記複数の気筒の下方に気筒列方向に沿って配置されるクランクシャフトと、を有し、このクランクシャフトは、複数のクランク軸受部によってシリンダブロック側へ回転可能に支持される複数のジャーナル部と、隣り合うジャーナル部の間に設けられる複数のクランクピンと、を有し、
   かつ、上記クランクピンとピストンのピストンピンとを複数のリンクにより連係する複リンク式のピストン−クランク機構を有する内燃機関において、
   上記複リンク式のピストン−クランク機構によって、ピストン上死点近傍での上向きの慣性力がピストン下死点近傍での下向きの慣性力よりも小さく設定されており、
   かつ、複数のクランク軸受部の中で、一方の気筒のピストンが上死点近傍にあるときに他方の気筒のピストンが下死点近傍に位置する関係にある隣り合う気筒の間に配置されて、上記一方の気筒の燃焼時に上記隣り合う気筒から受ける慣性力の合力が下向きの力となって燃焼圧に起因する下向きの力に上乗せされる形となるクランク軸受部を、他のクランク軸受部よりも剛性の高い高剛性軸受部としたことを特徴とする内燃機関。
2. 上記ピストン−クランク機構によって、ピストンの下向きの加速度の最大値が、ピストンの上向きの加速度の最大値よりも小さく設定されていることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
3. 上記高剛性軸受部は、ピストン上下方向に関する剛性が局所的に高められていることを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関。
4. 上記高剛性軸受部は、他のクランク軸受部に比してピストン上下方向の剛性が高めら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。
5. 機関前後方向に４つの気筒と５つのクランク軸受部が配列されており、
   機関前側から２番目及び４番目のクランク軸受部を、機関前側から１番目，３番目及び５番目のクランク軸受部よりも剛性の高い高剛性軸受部としたことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関。
6. 上記ピストン−クランク機構が、ピストンのピストンピンに連結されるアッパリンクと、このアッパリンクとクランクシャフトのクランクピンとに連結されるロアリンクと、一端がシリンダブロック側に揺動支点を中心として揺動可能に支持され、他端がロアリンク又はアッパリンクに連結されるコントロールリンクと、を備える複リンク式ピストン−クランク機構であることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関。
7. 上記複リンク式ピストン−クランク機構は、ピストンピンとクランクピンとを一本のリンクにより連結した単リンク式ピストン−クランク機構に比して、ピストン上死点近傍での加速度が低く設定されていることを特徴とする請求項６に記載の内燃機関。
8. 上記揺動支点の位置を変化させることにより、ピストン上死点位置の変化を伴って機関圧縮比を変更する圧縮比変更手段を有することを特徴とする請求項６又は７に記載の内燃機関。
9. 上記圧縮比変更手段が、シリンダブロック側に回転可能に支持されるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトに偏心して設けられ、上記コントロールリンクの一端が取り付けられる制御カムと、上記コントロールシャフトの回転角度を変更・保持する可変圧縮比アクチュエータと、を有することを特徴とする請求項８に記載の内燃機関。
10. 上記高剛性軸受部の剛性を高めるように、この高剛性軸受部に上記可変圧縮比アクチュエータのハウジングを固定したことを特徴とする請求項９に記載の内燃機関。
11. 上記シリンダブロックに一体的に形成される膜状の複数のバルクヘッドと、
    このバルクヘッドの下面に固定されるラダーフレームと、を有し、
    このラダーフレームには、バルクヘッドとともにクランクシャフトのジャーナル部を回転可能に支持する複数の第１ベアリングキャップ部が形成されており、
    かつ、上記ラダーフレームの下面に固定され、このラダーフレームとともにコントロールシャフトを回転可能に支持する第２ベアリンクキャップを有し、
    上記高剛性軸受部の下方に位置する第２ベアリングキャップに、上記可変圧縮比アクチュエータのハウジングを固定したことを特徴とする請求項９に記載の内燃機関。
12. 上記シリンダブロックに一体的に形成される膜状の複数のバルクヘッドと、
    このバルクヘッドの下面に固定されるラダーフレームと、を有し、
    このラダーフレームには、バルクヘッドとともにクランクシャフトのジャーナル部を回転可能に支持する複数の第１ベアリングキャップ部が形成されており、
    かつ、上記ラダーフレームの下面に固定され、このラダーフレームとともにクランクシャフトの斜め下方に配置されたコントロールシャフトを回転可能に支持する第２ベアリンクキャップを有し、
    上記高剛性軸受部の下方に位置する第２ベアリングキャップを、他の第２ベアリングキャップよりも機関幅方向寸法が長い高剛性ベアリングキャップとしたことを特徴とする請求項９又は１０に記載の内燃機関。
13. 上記クランクシャフトのジャーナル部の機関両側に配置され、高剛性ベアリングキャップをラダーフレームとともにバルクヘッドに共締め固定する少なくとも２本の固定ボルトを有することを特徴とする請求項１２に記載の内燃機関。
14. 上記高剛性軸受部は、他のクランク軸受部よりも機関前後方向の寸法が大きく設定されていることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の内燃機関。
15. 上記高剛性軸受部を除く他のクランク軸受部には、その剛性を低くするために、機関前後方向の側面に凹部又は貫通孔が形成されていることを特徴とする請求項１４に記載の内燃機関。

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