JP4941231B2 - マルチリンクエンジンのリンクジオメトリ - Google Patents

Description

この発明は、マルチリンクエンジンのリンクジオメトリに関する。

ピストンピンとクランクピンとを複数のリンクで連結したエンジン(以下では「マルチリンクエンジン」という)が開発されつつある。このようなマルチリンクエンジンは、シリンダ内を往復動するピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、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るとともに、アッパピンを介してアッパリンクに連結されるロアリンクと、そのロアリンクにコントロールピンを介して連結され、揺動中心ピンを中心として揺動するコントロールリンクと、を備える。

このようなマルチリンクエンジンには、ピストンとクランクシャフトとをひとつのリンク(すなわちコンロッド)で連結するエンジン(これは通常のエンジンであるが、このようなエンジンをマルチリンクエンジンに対比して以下では「シングルリンクエンジン」と称する)に比較して、トップデッキ高さ(全高)を高くすることなくロングストローク化しやすいという特性がある。このような特性を活用する技術が研究されている。たとえば特許文献１では、ピストンの必要最小限にのみ摺動部(ピストンスカート)を形成する。またシリンダライナには欠損部を設け、クランクシャフトのカウンタウェイトやリンク部品が通過できるようにする。このようにすることで、シリンダライナ下端及びピストン下死点の位置を低くすることができ、エンジン全高を高くすることなくロングストローク化している。なお他に関連する特許文献としては、特許文献２、特許文献３、特許文献４がある。
特開２００６−１８３５９５号公報 特開２００１−２２７３６７号公報 特開２００２−６１５０１号公報 特開２００５−１４７０６８号公報

しかしながらこのように、シリンダライナ下端に欠損部を形成すると、その欠損部周辺のシリンダライナの剛性が弱くなる。その一方で、シリンダライナの面積が小さくなる分、欠損部周辺ではシリンダライナにかかる面圧が高くなる。そのためピストンのスラスト荷重が大きいと、シリンダライナが変形し、シリンダライナとピストンスカートとの接触状態が悪化する可能性がある。またピストンのスラスト荷重が大きいと、シリンダライナの欠損部のエッジによってピストンスカートの潤滑油膜が掻き取られてしまう可能性もある。

本発明は、本件発明者らによって見出されたこれらの課題に着目してなされたものであり、シリンダライナ下端に欠損部が形成されているなどしてシリンダライナの剛性が弱くても、シリンダライナの変形を生じさせないマルチリンクエンジンのリンクジオメトリを提供することを目的とする。

本発明は以下のような解決手段によって前記課題を解決する。なお、理解を容易にするために本発明の実施形態に対応する符号を付するが、これに限定されるものではない。

本発明は、シリンダ内を往復動するピストン(３２)と、前記ピストンにピストンピン(２１)を介して連結されるアッパリンク(１１)と、クランクシャフト(３３)のクランクピン(３３ｂ)に回転自由に装着されるとともに、前記アッパリンク(１１)にアッパピン(２２)を介して連結されるロアリンク(１２)と、前記ロアリンク(１２)にコントロールピン(２３)を介して連結され、揺動中心シャフト(２４)を中心として揺動するコントロールリンク(１３)と、を有するマルチリンクエンジンのリンクジオメトリであって、前記クランクシャフト(３３)のクランクピン(３３ｂ)は、前記アッパピン(２２)と前記コントロールピン(２３)とを結ぶ線上に配置され、前記クランクシャフト(３３)のクランクジャーナル(３３ａ)の軸心を通りシリンダ軸線に対して直交する横軸(Ｘ軸)と、前記コントロールピン(２３)の中心及び前記アッパピン(２２)の中心を結んだ線と、が成す角度は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで同一であり、前記コントロールピンの位置は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで同一であって前記横軸上であり、前記アッパピンの移動軌跡の最下点は、シリンダ軸線の直下であり、前記揺動中心シャフトは、クランクシャフトのクランクジャーナルよりも下方、かつそのクランクジャーナルを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置するように配置され、エンジンブロックボディと、そのエンジンブロックボディにボルトで締結された揺動中心シャフト支持キャップと、の間に回転自在に軸支されており、前記ピストンが上死点近傍のタイミングのとき、及び、下死点近傍のタイミングのときに、前記コントロールリンクの中心軸がシリンダ中心軸と平行になり、前記ピストンは、下死点にあるときに最下部がシリンダライナの下端の最下部よりも下方に位置する、ことを特徴とする。

本発明によれば、クランクシャフトのクランクピンは、アッパピンとコントロールピンとを結ぶ線上に配置されるとともに、クランクシャフトのクランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線に対して直交する横軸(Ｘ軸)と、コントロールピンの中心及びアッパピンの中心を結んだ線と、が成す角度は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで略同一になるようにした。このようにしたので、アッパピンの移動軌跡が縦長楕円になり、ピストンが下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストンに作用する慣性力の反力のシリンダ半径方向(スラスト方向)成分が小さくなる。そのためピストンをシリンダライナに押し付けるスラスト力が小さく、シリンダライナの変形や、ピストンスカートの潤滑油膜不足を防止できるのである。またアッパピンの移動軌跡が縦長楕円になることで、アッパピンの移動を効率よくエンジンストローク量に関連づけることができ、換言すればエンジンのコンパクト化を図れるのである。

以下では図面等を参照して本発明を実施するための最良の形態について説明する。

まず最初に図１を参照してマルチリンクエンジンについて説明する。図１はピストン３２が下死点にあるときの状態を示している。なお図１はクランクシャフトの軸方向から見た図である。エンジンの当業者においては重力方向とは別に上死点／下死点という表現が慣用されている。水平対向エンジン等においては、必ずしも上死点が重力方向の上／下死点が重力方向の下になるとは限らないし、また仮にエンジンを倒立した場合には、上死点が重力方向の下／下死点が重力方向の上になるが、本明細書においては、慣習にしたがい、上死点側を上、下死点側を下、とした。

マルチリンクエンジン１０は、ピストン３２とクランクシャフト３３とが２つのリンク(アッパリンク１１、ロアリンク１２)で連結される。またロアリンク１２には、コントロールリンク１３が連結される。

アッパリンク１１は、上端をピストンピン２１を介してピストン３２に連結し、下端をアッパピン２２を介してロアリンク１２の一端に連結する。ピストン３２は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック４１に設けられたシリンダライナ４１ａの内部を往復動する。ピストン３２が下死点にあるときは、図１に示されているようにアッパリンク１１はシリンダ軸線と略平行な姿勢になる。またピストン３２の最下部が、シリンダライナ４１ａの下端の最下部よりも下方に位置している。

ここで図２を参照してシリンダライナ４１ａについて説明する。図２(Ａ)は図１のシリンダライナ４１ａの左内側面をシリンダ軸線から見た縦断面図であり、図２(Ｂ)は図１のシリンダライナ４１ａの右内側面をシリンダ軸線から見た縦断面図である。

図２(Ａ)に示されているように、シリンダライナ４１ａの左内側の下端には、クランクシャフト３３のカウンタウェイトを通過させるための欠損部４１ｂと、ロアリンク１２を通過させるための欠損部４１ｃと、が形成されている。このためシリンダライナ４１ａの下端のシリンダ軸方向の高さは、一定ではなく、高さが異なる。なお本実施形態では、欠損部４１ｂのほうが、欠損部４１ｃよりも深く形成されている。

また図２(Ｂ)に示されているように、シリンダライナ４１ａの右内側の下端には、アッパリンク１１を通過させるための欠損部４１ｄが形成されている。このためシリンダライナ４１ａの下端のシリンダ軸方向の高さは、一定ではなく、高さが異なる。

再び図１に戻る。ロアリンク１２は、一端をアッパピン２２を介してアッパリンク１１に連結し、他端をコントロールピン２３を介してコントロールリンク１３に連結する。また、ロアリンク１２は、ほぼ中央の連結孔に、クランクシャフト３３のクランクピン３３ｂを挿入し、クランクピン３３ｂを中心軸として回転する。ロアリンク１２は左右の２部材に分割可能に構成される。アッパピン２２の中心と、コントロールピン２３の中心と、クランクピン３３ｂの中心と、は、クランクシャフトの軸方向から見てほぼ一直線上に並ぶ。このような位置関係にした理由については、後述する。クランクシャフト３３は、複数のクランクジャーナル３３ａとクランクピン３３ｂとを備える。クランクジャーナル３３ａは、シリンダブロック４１及びラダーフレーム４２によって回転自在に支持される。クランクピン３３ｂは、クランクジャーナル３３ａから所定量偏心しており、ここにロアリンク１２が回転自在に連結する。

コントロールリンク１３は、先端にコントロールピン２３を挿入し、ロアリンク１２に回動可能に連結する。またコントロールリンク１３の他端は、揺動中心シャフト２４を中心に揺動可能である。揺動中心シャフト２４は、揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４によって回転自在に支持される。揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４は、ボルト４５でラダーフレーム４２に共締めされている。なお本実施形態では、シリンダブロック４１，ラダーフレーム４２及び揺動中心シャフト支持キャリア４３が特許請求の範囲のエンジンブロックボディに相当する。そしてたとえば揺動中心シャフト２４を偏心軸にして(コントロールリンク１３の他端を偏心部分に連結し)揺動中心シャフト２４の偏心位置を移動すればコントロールリンク１３の揺動中心が変更し、ピストン３２の上死点位置が変更される。これによって圧縮比を機械的に調整することが可能である。

揺動中心シャフト２４は、クランクジャーナル３３ａの中心よりも下方に位置する。また揺動中心シャフト２４は、クランクジャーナル３３ａを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置する。すなわちクランクシャフトの軸方向から見た場合において、クランクシャフト３３(クランクシャフトジャーナル３３ａ)の中心を通り、かつ、シリンダ軸と平行な直線を引いた時に、揺動中心シャフト２４はこの直線に対してシリンダ中心軸のある側とは反対側に位置する。図１では、シリンダ中心軸はクランクジャーナル３３ａよりも右にあり、揺動中心シャフト２４はクランクジャーナル３３ａよりも左に位置する。このような位置に揺動中心シャフト２４を配置した理由は後述する。

図３はピストンが上死点にあるときの状態を示す図であって、図３(Ａ)は縦断面を示し、図３(Ｂ)はリンクジオメトリを示す。図４はピストンが下死点にあるときの状態を示す図であって、図４(Ａ)は縦断面を示し、図４(Ｂ)はリンクジオメトリを示す。図３(Ｂ)と図４（Ｂ）において、実線は低圧縮比の状態を示し、破線は高圧縮比の状態を示す。

上述のように、アッパピン２２の中心と、コントロールピン２３の中心と、クランクピン３３ｂの中心と、は、クランクシャフトの軸方向から見てほぼ一直線上に並ぶ。そして図３(Ｂ)に示すように、クランクピン３３ｂの中心とアッパピン２２の中心との距離ｄ１、クランクピン３３ｂの中心とコントロールピン２３の中心との距離ｄ２、クランクジャーナル３３ａの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)からピストンピン２１までの距離Ｌ１、Ｙ軸から揺動中心シャフト２４までの距離Ｌ２、の間には略次式(１)の関係が成立するように各リンクを配置した。

つまり、クランクピンの中心とアッパピンの中心との距離に対する、クランクピンの中心とコントロールピンの中心との距離の比が、クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)からピストンピンまでの距離に対する、クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)から揺動中心シャフトまでの距離の比と、略等しい。

また、クランクジャーナル３３ａの軸心を通りシリンダ軸線と直交する横軸(Ｘ軸)と、コントロールピン２３の中心及びアッパピン２２の中心を結んだ線と、が、ピストン３２が上死点にあるときに成す角度θ１(図３(Ｂ)参照)と、ピストン３２が下死点にあるときに成す角度θ２(図４(Ｂ)参照)と、が、同角度になるようにした。すなわちθ１＝θ２となるようにした。

さらに、コントロールピン２３の位置は、ピストン３２が上死点にあるときと、ピストン３２が下死点にあるときと、で、略同位置(望ましくは同位置)になるように各リンクを配置した。さらにそのときのコントロールピン２３の中心が、横軸(Ｘ軸)上に位置するように各リンクを配置した。

さらにまたアッパピン２２の移動軌跡の最下点がシリンダ軸線のほぼ直下になるようにした。

そしてさらに揺動中心シャフト２４の位置は、ピストン３２が上死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるとともに(図３)、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるように各リンクを配置した(図４)。なお、コントロールリンク１３の中心軸は、クランクシャフトの軸方向から見た場合において、揺動中心シャフト２４の偏心位置の中心とコントロールピン２３の中心とを結んだ直線として定義することができる。

以上のように各リンクを配置した理由について説明する。

はじめに(１)式の関係が成立するように各リンクを配置した理由について説明する。

ピストンピン２１にシリンダ軸方向に作用する荷重Ｆ１，揺動中心シャフト２４にシリンダ軸方向に作用する荷重Ｆ２とすると、次式(２)の関係が成立する。

したがって次式(３)が成立する。

したがって上式(１)が成立するように各リンクを配置することで、クランクシャフト回りのモーメントが発生しない。エンジンにガスの燃焼による大荷重が作用する際には、燃焼ガスの圧力がシリンダヘッドを介してシリンダヘッドを上方に持ち上げようとする力と、燃焼ガスの圧力がリンク機構を通じて揺動中心シャフト２４を介してシリンダブロック４１を上方に持ち上げようとする力と、クランクシャフト３３を介してシリンダブロック４１を下方に押し下げようとする力と、が作用する。このうち、シリンダヘッドからの上方の力(荷重Ｆ１)によってシリンダブロック４１に発生するクランクシャフト回りに発生するモーメントと、揺動中心シャフト２４からの上方の力(荷重Ｆ２)によって発生するクランクシャフト回りのモーメントと、は、上式(３)に示したように、大きさがほぼ同じで向きが反対になるので、打ち消しあう。そのため、筒内圧荷重によってシリンダブロックに対してクランクシャフト回りのモーメントが生じてシリンダブロックにねじり振動が発生することを抑制できるのである。

続いて、コントロールピン２３の配置位置や、θ１＝θ２、とした理由について説明する。

図５はクランク角に対するピストン変位及びピストン加速度を示す図である。

マルチリンクエンジンには、連桿比λ(＝アッパリンク長ｌ／クランク半径ｒ)が、過大ではなく一般的な値(２．５〜４程度)であっても、図５(Ａ)に示すように、シングルリンクエンジンに比べて、ピストンが上死点付近にあるときは所定クランク角度変化に対するピストン移動量が小さく、下死点付近にあるときはピストン移動量が大きい、という特性がある。そしてピストンの移動加速度は、図５(Ｂ)のようになる。すなわちマルチリンクエンジンでは、シングルリンクエンジンに比べて、上死点付近ではピストン移動加速度が小さくなり、下死点付近ではピストン移動加速度が大きくなっており単振動に近い特性になっているのである。

このようにマルチリンクエンジンでは、特にピストン下死点付近においてシングルリンクエンジンに比べてピストン加速度が大きくなっているが、さらにマルチリンクエンジンでは、シングルリンクエンジンに比べて構成部品点数が増加しており、慣性マスが増えることから、ピストン下死点付近における慣性力が大きいのである。

ピストン３２が下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストン３２は、慣性力の反力をアッパリンク１１から受ける。この反力の方向はアッパリンク１１の軸線方向に一致し、シリンダ軸線方向成分とシリンダ半径方向(スラスト方向)成分とに分けて考えることができる。このうちのシリンダ半径方向成分によってピストン３２がシリンダライナ４１ａに押し付けられることとなる。

上述のように、ピストン３２は下死点付近にあるときに、最下部がシリンダライナ４１ａよりも下方に位置しており、摺動面積が小さい。さらにマルチリンクエンジンは、上述の通り、ピストンストロークをロングストローク化できるという特性があり、シリンダライナ４１ａの下部には欠損部が形成されているので、ピストン３２とシリンダライナ４１ａとの摺動面積がさらに小さくなる。

したがって、ピストン３２がシリンダライナ４１ａに押し付けられると、シリンダライナ４１ａの剛性が弱くなっている欠損部周辺の面圧が上がり、シリンダライナ４１ａが変形し、シリンダライナ４１ａとピストンスカートとの接触状態が悪化する可能性がある。またピストン３２のスラスト荷重が大きいと、シリンダライナ４１ａの欠損部のエッジによってピストンスカートの潤滑油膜が掻き取られてしまう可能性もある。

ところが本実施形態では、シリンダ軸線と直交しかつクランクジャーナル３３ａの軸心を通る横軸(Ｘ軸)と、コントロールピン２３の中心及びアッパピン２２の中心を結んだ線と、が、ピストン３２が上死点にあるときに成す角度θ１(図３(Ｂ)参照)と、ピストン３２が下死点にあるときに成す角度θ２(図４(Ｂ)参照)と、が、同角度になるようにした。すなわちθ１＝θ２となるようにした。このようにすることで、アッパピン２２の移動軌跡は、図３(Ｂ)や図４(Ｂ)に示すように縦長楕円になる。すると、ピストン３２が下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストン３２に作用する慣性力の反力のシリンダ半径方向(スラスト方向)成分が小さくなる。そのためピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力が小さく、シリンダライナ４１ａの変形や、ピストンスカートの潤滑油膜不足を防止できるのである。

またもしアッパピン２２の移動軌跡の楕円が寝ていれば、それだけピストンストローク量が減ってしまう。逆に言えば、同一ピストンストローク量を得るために、アッパピン２２の移動軌跡を拡大する必要が生じ、エンジンが大形化する。ところが本実施形態では、θ１＝θ２とすることで、アッパピン２２の移動軌跡が縦長楕円になり、アッパピン２２の移動を効率よくエンジンストローク量に関連づけることができ、換言すればエンジンのコンパクト化を図れたのである。

さらに、コントロールピン２３の位置は、ピストン３２が上死点にあるときと、ピストン３２が下死点にあるときと、で、同位置になるように各リンクを配置し、さらにそのときのコントロールピン２３の中心が、横軸(Ｘ軸)上に位置するように各リンクを配置すれば、アッパピン２２の縦長楕円軌跡がさらに直立するようになり、一層大きな効果が得られるのである。

その上、アッパピン２２の移動軌跡の最下点がシリンダ軸線のほぼ直下になるようにすることで、ピストン３２が下死点にあるときに、アッパリンク１１の軸線方向がシリンダ軸線方向に略一致する。したがってピストン３２が下死点で折り返し上昇に転じるときに、ピストン３２に作用する慣性力の反力は、ほぼシリンダ軸線方向成分のみであり、シリンダ半径方向(スラスト方向)成分はほとんどない。そのためピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力はほとんど発生しない。よってシリンダライナ４１ａの変形や、ピストンスカートの潤滑油膜不足をさらに効果的に防止できるのである。

なお上述のように、揺動中心シャフト２４を偏心軸にして揺動中心シャフト２４の偏心位置を移動すればコントロールリンク１３の揺動中心が変更し、ピストン３２の上死点位置が変更される。これによって圧縮比を機械的に調整することが可能である。このような場合には、高負荷運転において圧縮比を下げるとよい。高負荷では機械圧縮比を下げつつ吸気弁閉時期を下死点近傍にすることで、出力確保とノッキング防止の両立が図れるからである。また低負荷運転において圧縮比を上げるとよい。低負荷では機械圧縮比を高めつつ、吸気弁閉時期を下死点から離すと共に排気弁開時期を下死点近傍にすることで、膨張比を大きくして排気損失を減らすことができるからである。そして、そのような高負荷運転においては、ピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力が大きくなりやすい。そこで、高圧縮比側よりも低圧縮比側でθ１とθ２の差が小さくなるように、すなわち、θ１(図３(Ｂ)参照)とθ２(図４(Ｂ)参照)とが、低圧縮比側で互いに近い値をとるようにするとよい(低圧縮比の実線で画成されるθ１とθ２はほぼ同じ角度となっており、その差はほぼ０に近いのに対し、高圧縮比の破線で画成されるθ１とθ２には、低圧縮比の場合に比較して大きな差がある)。このようにすれば、特に高負荷運転時に適した低圧縮比側において、ピストン３２をシリンダライナ４１ａに押し付けるスラスト力を低減する、という効果が一層大きくなるのである。

また揺動中心シャフト２４の位置は、上述のように、揺動中心シャフト２４の位置は、ピストン３２が上死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるとともに(図３)、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるように各リンクを配置した(図４)。また揺動中心シャフト２４がクランクジャーナル３３ａよりも下方、かつクランクジャーナル３３ａを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置するようにした。以下ではこのようにした理由について説明する。まず初めに理解を容易にするために、図６のエンジンブロックの縦断面図を参照してエンジンブロックについて説明する。

ラダーフレーム４２は、シリンダブロック４１にボルト締めされる。ラダーフレーム４２及びシリンダブロック４１で形成された孔４０ａに、クランクシャフト３３のクランクジャーナル３３ａが回転自在に支持される。ラダーフレーム４２とシリンダブロック４１との当接面は、シリンダ中心軸に直交する。またラダーフレーム４２とシリンダブロック４１とを締結するボルトの中心軸は、その当接面に直交する。すなわちボルト中心軸はシリンダ中心軸に平行である。

揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４は、ラダーフレーム４２にボルト４５に共締めされる。なお図６では、ボルト４５の中心線を一点鎖線で示した。揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４で形成された孔４０ｂに、揺動中心シャフト２４が回転自在に支持される。揺動中心シャフト支持キャリア４３とラダーフレーム４２との当接面は、シリンダ中心軸に直交する。揺動中心シャフト支持キャップ４４と揺動中心シャフト支持キャリア４３との当接面も、シリンダ中心軸に直交する。ボルト４５の中心軸は、それらの当接面に直交する。すなわちボルト４５の中心軸はシリンダ中心軸に平行である。

このような構成で揺動中心シャフト２４を支持する場合には、ピストン３２に作用する燃焼圧や慣性力などによる荷重が、各リンクを介して揺動中心シャフト２４に伝達し、揺動中心シャフト２４を下方に押し下げる方向に作用すると、揺動中心シャフト支持キャップ４４が揺動中心シャフト支持キャリア４３から位置ズレを生じるなど、いわゆる口開きという現象が生じる可能性がある。ピストン３２に作用する燃焼圧や慣性力などによる荷重は、ピストンが上死点近傍又は下死点近傍にあるときに、最大となる。このとき、コントロールリンク１３が直立(すなわちシリンダ軸線に平行)であれば、揺動中心シャフト２４はコントロールリンク１３の軸線方向(すなわち真下)に押し下げられ、その押し下げ力はボルト４５で受けられる。しかしながら、コントロールリンク１３が傾斜していると、揺動中心シャフト２４はコントロールリンク１３の軸線方向に押し下げられる。コントロールリンク１３が傾斜していると、その押し下げ力のうち、ボルト４５の軸線方向に一致する成分はボルト４５で受けられ、ボルト４５の軸線方向に直交する成分は揺動中心シャフト支持キャップ４４を揺動中心シャフト支持キャリア４３から位置ズレさせる成分として作用する。そのため、上述のように、揺動中心シャフト２４の位置は、ピストン３２が上死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるとともに(図３)、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置になるように各リンクを配置したのである(図４)。

図７は、揺動中心シャフトの配置位置について説明する図である。図７(Ａ)は揺動中心シャフトをクランクジャーナルよりも上方に配置した比較形態を示し、図７(Ｂ)は揺動中心シャフトをクランクジャーナルよりも下方に配置した本実施形態を示す。

上述のように、本実施形態では、揺動中心シャフト２４は、クランクジャーナル３３ａよりも下方、かつクランクジャーナル３３ａを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置する。以下ではこのようにした理由について説明する。

はじめに理解を容易にするために図７に比較形態を例示して説明する。

揺動中心シャフト２４の配置位置としては、図７(Ａ)に示すようにクランクジャーナル３３ａよりも上方に配置することも考えられる。しかしながらこのような構成にするには、コントロールリンク１３の強度が問題になる。

すなわちコントロールリンクに作用する荷重のうちの最大荷重は、燃焼圧によって生じる荷重である。燃焼圧による荷重Ｆ１は、アッパリンク１１に対して下向きに作用する。この下向荷重Ｆ１によって、クランクジャーナル３３ａの軸受部には下向荷重Ｆ２が作用し、クランクピン３３ｂの回りには右回りモーメントＭ１が作用する。そしてこのモーメントＭ１によってコントロールリンク１３には上向荷重Ｆ３が作用する。すなわちコントロールリンク１３には圧縮荷重が作用する。ここでリンク１３に圧縮荷重が作用する場合を考えると、荷重が大きい場合にはリンク１３が座屈する可能性がある。ちなみに次式(４)に示したオイラーの座屈方程式によれば、座屈荷重はリンク長ｌの２乗に反比例する。

このようにリンク長ｌを長くしては座屈する可能性が生じるので、あまり長くすることはできない。リンク長ｌを長くするには、リンク幅やリンク厚を大きくして断面二次モーメントが大きくなるようにしなければならないが、重量増加などの問題があり現実的ではない。

このためコントロールリンク１３の長さが短くならざるを得ず、先端(すなわちコントロールピン２３)の移動長を長くすることができない。このためエンジンを大形にすることができず、所望のエンジン出力を得ることが難しいのである。

これに対して図７(Ｂ)に示す本実施形態では、揺動中心シャフト２４をクランクジャーナル３３ａよりも下方に配置した。このようにすると、燃焼圧による荷重Ｆ１は、アッパリンク１１→ロアリンク１２と伝わり、コントロールリンク１３に引っ張り荷重として作用する。リンク１３に引っ張り荷重が作用する場合に考慮すべきは、リンク１３の弾性破損であるが、弾性破損が生じるか否かは、リンク断面の応力又はひずみに依存するという考え方が一般的であり、リンク長による影響は小さい。むしろ最大主ひずみ説で考えると、引っ張り荷重が同じでもリンク長が長くなることで、ひずみが小さくなり、弾性破損を生じにくいこととなる。

このように、燃焼圧による荷重を、コントロールリンク１３では引っ張り荷重として受けることが望ましいので、本実施形態では、揺動中心シャフト２４をクランクジャーナル３３ａよりも下方に配置したのである。

また本実施形態では、上述のように、アッパピン２２の中心と、コントロールピン２３の中心と、クランクピン３３ｂの中心と、を、一直線上に並べてある。この理由について説明する。

本件発明者らの解析によれば、マルチリンクエンジンは、揺動中心シャフトの位置を適切に調整することで、シングルリンクエンジンに比べて振動を低減できる。その解析結果を図８に示す。なお図８は、マルチリンクエンジンのピストン加速度特性を説明する図であり、図８(Ａ)はマルチリンクエンジンのピストン加速度特性を示す図であり、図８(Ｂ)は比較例としてシングルリンクエンジンのピストン加速度特性を示す図である。

シングルリンクエンジンでは、図８(Ｂ)に示すように、１次成分と２次成分とを合成したオーバオールのピストン加速度の大きさ(絶対値)は、下死点付近のほうが上死点付近よりも大きい。しかしながら、マルチリンクエンジンでは、図８(Ａ)に示すようにオーバオールのピストン加速度の大きさ(絶対値)は、下死点付近と上死点付近とで略同程度である。

そしてシングルリンクエンジンとマルチリンクエンジンの２次成分の大きさを比較すると、マルチリンクエンジンのほうがシングルリンクエンジンよりも小さくなり、二次振動を低減できる、という特性がある。

上述のように、マルチリンクエンジンは、揺動中心シャフトの位置を適切に調整することで、振動特性の改善(特に二次振動の低減)が可能である。図９は、二次振動を低減可能な揺動中心シャフトの配置位置を説明する図であり、ピストンは上死点に位置している。図９(Ａ)はクランクピンがアッパピンとコントロールピンとを結ぶ線よりも下に位置する場合を示し、図９(Ｂ)はクランクピンがアッパピンとコントロールピンとを結ぶ線よりも上に位置する場合を示し、図９(Ｃ)はクランクピンがアッパピンとコントロールピンとを結ぶ線上に位置する場合を示す。

図９(Ａ)に示すように、クランクピン３３ｂがアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線よりも下に位置する場合に、二次振動を低減可能な揺動中心シャフト２４の配置可能な領域は、矢印Ａで示した範囲である。エンジンの要求性能に基づいて設定された長さのコントロールリンク１３を用いるには、揺動中心シャフト２４は、コントロールピン２３よりも左側(クランクジャーナル３３ａから離れる側)に位置する。

図９(Ｂ)に示すように、クランクピン３３ｂがアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線よりも上に位置する場合に、二次振動を低減可能な揺動中心シャフト２４の配置可能な領域は、矢印Ｂで示した範囲である。エンジンの要求性能に基づいて設定された長さのコントロールリンク１３を用いるには、揺動中心シャフト２４は、コントロールピン２３よりも右側(クランクジャーナル３３ａに近づく側)に位置する。

図９(Ｃ)に示すように、クランクピン３３ｂがアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線上に位置する場合に、二次振動を低減可能な揺動中心シャフト２４の配置可能な領域は、矢印Ｃで示した範囲である。エンジンの要求性能に基づいて設定された長さのコントロールリンク１３を用いるには、揺動中心シャフト２４は、コントロールピン２３の略直下に位置する。本実施形態では、上述のように、揺動中心シャフト２４は、ピストン３２が上死点に位置するとき、及び、ピストン３２が下死点に位置するときに、コントロールリンク１３の中心軸が略直立、望ましくは直立するような位置に配置されているが、このようなジオメトリを実現しつつ、二次振動を低減するには、クランクピン３３ｂをアッパピン２２とコントロールピン２３とを結ぶ線上に配置することが必要なのである。

そしてこのようなリンクジオメトリにすることで、マルチリンクエンジン１０のコントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)には、図１０(Ａ)のように、３６０度周期ごとに変動する力が作用する。また燃焼圧に起因して、コントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)には、図１０(Ｂ)のように、７２０度周期ごとに変動する力が作用する。これらの力が合成されてコントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)には、図１０(Ｃ)のように、７２０度周期ごとに変動する力が作用する。

このような下向き荷重は、揺動中心シャフト支持キャップ４４を揺動中心シャフト支持キャリア４３から離すように作用するが、万一下向き荷重と同時に左右方向の荷重も作用すると、揺動中心シャフト支持キャップ４４が揺動中心シャフト支持キャリア４３からズレるおそれがある。そこで対策として、揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４を締結するボルト４５の軸力が十分になるように、ボルト４５の本数を増やしたり、ボルト４５を大形サイズにしたりしなければならなくなる。

ところが、本件発明者らは、慣性力や燃焼圧に起因してコントロールリンク１３に作用する荷重の大きさは上死点又は下死点の付近で最大になることに着目した。そして、マルチリンクエンジンにおいて上死点又は下死点の付近でコントロールリンク１３が略直立(望ましくは直立)するリンクジオメトリとしたのである。このようにすることで、コントロールリンク１３に作用する荷重大きさが最大になるときには、コントロールリンク１３の先端(揺動中心シャフト２４)に左右方向荷重が作用せず、揺動中心シャフト支持キャップ４４が揺動中心シャフト支持キャリア４３からズレることを防止できたのである。

以上説明した実施形態に限定されることなく、その技術的思想の範囲内において種々の変形や変更が可能であり、それらも本発明の技術的範囲に含まれることが明白である。

たとえば、上記実施形態においては、揺動中心シャフト２４を、ラダーフレーム４２にボルト４５で共締めされる揺動中心シャフト支持キャリア４３及び揺動中心シャフト支持キャップ４４で支持するようにしたが、揺動中心シャフト支持キャリア４３がラダーフレーム４２に一体形成されているような構造のものであってもよい。この場合は、シリンダブロック４１及びラダーフレーム４２が特許請求の範囲のエンジンブロックボディに相当する。

マルチリンクエンジンについて説明する図である。 マルチリンクエンジンのシリンダライナを示す図である。 ピストンが上死点にあるときの状態を示す図である。 ピストンが下死点にあるときの状態を示す図である。 クランク角に対するピストン変位及びピストン加速度を示す図である。 エンジンブロックの縦断面図である。 揺動中心シャフトの配置位置について説明する図である。 マルチリンクエンジンのピストン加速度特性を説明する図である。 二次振動を低減可能な揺動中心シャフトの配置位置を説明する図である。 本発明によるリンクジオメトリにしたマルチリンクエンジンのコントロールリンクの先端(揺動中心シャフト)に作用する荷重変動を示す図である。

符号の説明

１０ マルチリンクエンジン
１１ アッパリンク
１２ ロアリンク
１３ コントロールリンク
２１ ピストンピン
２２ アッパピン
２３ コントロールピン
２４ 揺動中心シャフト
３２ ピストン
３３ クランクシャフト
３３ａ クランクジャーナル
３３ｂ クランクピン
４１ シリンダブロック
４１ａ シリンダ
４２ ラダーフレーム
４３ 揺動中心シャフト支持キャリア
４４ 揺動中心シャフト支持キャップ
４５ ボルト

Claims (5)

1. シリンダ内を往復動するピストンと、
   前記ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、
   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るとともに、前記アッパリンクにアッパピンを介して連結されるロアリンクと、
   前記ロアリンクにコントロールピンを介して連結され、揺動中心シャフトを中心として揺動するコントロールリンクと、
   を有するマルチリンクエンジンのリンクジオメトリであって、
   前記クランクシャフトのクランクピンは、前記アッパピンと前記コントロールピンとを結ぶ線上に配置され、
   前記クランクシャフトのクランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線に対して直交する横軸(Ｘ軸)と、前記コントロールピンの中心及び前記アッパピンの中心を結んだ線と、が成す角度は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで同一であり、
   前記コントロールピンの位置は、ピストン上死点時とピストン下死点時とで同一であって前記横軸上であり、
   前記アッパピンの移動軌跡の最下点は、シリンダ軸線の直下であり、
   前記揺動中心シャフトは、クランクシャフトのクランクジャーナルよりも下方、かつそのクランクジャーナルを中心としてシリンダ中心軸の反対側に位置するように配置され、エンジンブロックボディと、そのエンジンブロックボディにボルトで締結された揺動中心シャフト支持キャップと、の間に回転自在に軸支されており、
   前記ピストンが上死点近傍のタイミングのとき、及び、下死点近傍のタイミングのときに、前記コントロールリンクの中心軸がシリンダ中心軸と平行になり、
   前記ピストンは、下死点にあるときに最下部がシリンダライナの下端の最下部よりも下方に位置する、
   ことを特徴とするマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。
2. 前記揺動中心シャフト支持キャップと前記エンジンブロックボディとの当接面は、シリンダ中心軸に直交し、
   揺動中心シャフト支持キャップを締結するボルトの中心軸は、シリンダ中心軸に平行である、
   ことを特徴とする請求項１に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。
3. クランクピンの中心とアッパピンの中心との距離に対する、クランクピンの中心とコントロールピンの中心との距離の比と、クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)からピストンピンまでの距離に対する、クランクジャーナルの軸心を通りシリンダ軸線と平行な縦軸(Ｙ軸)から揺動中心シャフトまでの距離の比とが、等しい、
   ことを特徴とする請求項１又は請求項２に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。
4. 前記ピストンの往復動加速度の下死点近傍のタイミングにおける極大値の大きさが、上死点近傍のタイミングにおける極小値の大きさと同等以上である、
   ことを特徴とする請求項１から請求項３までのいずれか１項に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。
5. シリンダブロックに設けられるシリンダライナは、下端に欠損部が形成される、
   ことを特徴とする請求項１から請求項４までのいずれか１項に記載のマルチリンクエンジンのリンクジオメトリ。

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