JPWO2014168065A1 - 内燃機関 - Google Patents
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Abstract
内燃機関(1)は、クランクシャフト(2)のメインジャーナル部(2a)に対してシリンダ(4)の中心軸Pがオフセットするよう設定されている。ベアリンクキャップ(17)は、主軸受部(18)よりもシリンダ中心軸側を2本の締結ボルト(24a、24c)で、主軸受部よりも反シリンダ中心軸側を1本の締結ボルト(24b)で、それぞれバルクヘッド(7)に固定され、主軸受部(18)よりもシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力が、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定されている。
Description
本発明は、内燃機関に関し、特にクランクシャフトを回転可能に支持するシリンダブロックとベアリングキャップの支持構造の改良に関する。
例えば、特許文献1には、内燃機関のクランクシャフトの支持構造が開示されている。
クランクシャフトのメインジャーナル部は、シリンダブロックと、その下側に固定されるベアリングキャップとにより構成される主軸受部に回転可能に支持されている。
上記ベアリングキャップは、上記主軸受部の両側に位置する2本の締結ボルトにより上記シリンダヘッドに対して締結される。一般的には、これら2本の締結ボルトは、等しい軸力で締結され、かつクランクシャフト軸方向視で、上記メインジャーナル部の中心から距離が等しくなるよう配置される。
しかしながら、上記主軸受部の両側に位置する2本の締結ボルトを同一の軸力に設定する場合、設定される軸力は要求される軸力が大きい側に合わせた大きさとなるため、クランクシャフト軸方向視で、上記主軸受部の一方の側は、必要以上の軸力で締結されることなってしまう。
つまり、このような従来の内燃機関にあっては、上記ベアリングキャップに口開きが生じないように、ベアリングキャップをシリンダブロックに締結するにあたって、更なる改善の余地がある。
クランクシャフトの回転中心に対してシリンダ中心軸がオフセットするよう設定された内燃機関において、クランクシャフトを回転可能に支持するベアリングキャップは、クランクシャフト軸方向視で、クランクシャフトの回転中心よりもシリンダ中心軸側の上記ベアリングキャップ固定力が、シリンダ中心軸が存在しない側となる反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるようにシリンダブロックに固定されていることを特徴としている。
クランクシャフトに対してシリンダ中心軸がオフセットするように設定されていると、クランクシャフトの回転中心には、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸とは平行とならない荷重が作用する。
そのため、ベアリングキャップには、上記荷重に起因する変形が生じ、クランクシャフト軸方向視で、当該ベアリングキャップのシリンダ中心軸側の部分がシリンダヘッドから離間しようとし、当該ベアリングキャップの反シリンダ中心軸側の部分がシリンダヘッドに押し付けられる。つまり、ベアリングキャップは、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側に口開きが生じる虞がある。
本発明によれば、クランクシャフト軸方向視で、ベアリングキャップのシリンダ中心軸側が、反シリンダ中心軸側に比べて大きなベアリングキャップ固定力となるよう設定されているので、クランクシャフトの回転中心に対してシリンダ中心軸がオフセットするよう設定された内燃機関におけるベアリングキャップの口開きを防止することができる。
以下、本発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
図1〜図3を用いて、本発明の第1実施例について詳述する。図1は、本発明の第1実施例に係る内燃機関1の概略構成を模式的に示した説明図である。図2は、本発明の第1実施例に係る内燃機関1の要部断面図である。図3は、本発明の第1実施例に係る内燃機関1のシリンダブロック3を下面から見た概略構成図である。なお、この第1実施例は、直列4気筒内燃機関への適用例である。
内燃機関1は、クランクシャフト2の回転中心となるメインジャーナル部2aに対してシリンダブロック3に形成されたシリンダ4の中心軸Pがオフセットするよう設定されている。
そして、第1実施例における内燃機関1は、シリンダ4内を往復動するピストン5の上死点位置を変更可能な可変圧縮比機構10を有している。
この可変圧縮比機構10は、ピストン5とクランクシャフト2のクランクピン2bとを複数のリンクで連係した複リンク式ピストンクランク機構を利用したものであって、クランクピン2bに回転可能に装着されたロアリンク11と、このロアリンク11とピストン5とを連結するアッパリンク12と、偏心軸部13aが設けられた制御軸13と、偏心軸部13とロアリンク11とを連結する制御リンク14と、を有している。
アッパリンク12は、一端がピストンピン6に回転可能に取り付けられ、他端が第1連結ピン15によりロアリンク11と回転可能に連結されている。制御リンク14は、一端が第2連結ピン16によりロアリンク11と回転可能に連結されており、他端が偏心軸部13aに回転可能に取り付けられている。
制御軸13は、クランクシャフト2と平行に配置され、かつシリンダブロック3に回転可能に支持されている。そして、この制御軸13は、図示せぬアクチュエータによって回転駆動され、その回転位置が制御されている。なお、上記アクチュエータとして、例えば、電動モータであっても油圧駆動式のアクチュエータであってもよい。
クランクシャフト2のメインジャーナル部2aは、図2に示すように、シリンダブロック3に形成されたバルクヘッド7と、その下端に固定されるベアリングキャップ17とにより構成される主軸受部18に回転可能に支持されている。つまり、バルクヘッド7の下面とベアリングキャップ17の上面とが突き合わされてなる合わせ面19に形成された互い対向する一対の半円筒状の凹部によって主軸受部18が構成される。
合わせ面19は、シリンダ中心軸Pに対して直交するように設定されている。主軸受部18には、シリンダブロック3内に形成されたオイル供給路20から潤滑油が供給されている。また、バルクヘッド7は、図3に示すように、気筒列方向に沿って間欠的に形成されている。具体的には、バルクヘッド7は、気筒列方向に沿って、気筒間及び気筒列両端に形成されている。
可変圧縮比機構10の制御軸13は、ベアリングキャップ17と、その下端に固定される第2ベアリングキャップ21とにより構成される第2主軸受部22により回転可能に支持されている。
つまり、ベアリングキャップ17の下面と第2ベアリングキャップ21の上面とが突き合わされてなる第2合わせ面23に形成された互い対向する一対の半円筒状の凹部によって第2主軸受部22が構成される。第2合わせ面23は、シリンダ中心軸Pに対して直交するように設定されている。
そして、第2ベアリングキャップ21は、図2及び図3に示すように、ベアリングキャップ17を貫通する2本の締結ボルト24a、24bによって、ベアリングキャップ17とともにバルクヘッド7に締結されている。
ここで、締結ボルト24a、24bは、図2に示すように、クランクシャフト軸方向視で、主軸受部18及び第2主軸受部22の両側に配置されている。また、締結ボルト24a、24bは、図2及び図3に示すように、主軸受部18を挟んで左右対称となるよう、つまりメインジャーナル部2aの中心C1からの距離が等しくなるように設定されている。
さらに、ベアリングキャップ17は、クランクシャフト軸方向視で、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図2おける左側)が、締結ボルト24aよりも主軸受部18から離間した締結ボルト24cによって、バルクヘッドヘッド7に締結されている。
また、これら締結ボルト24a、24b、24cは、本実施例では、互いに同一の軸力でバルクヘッド7に締結されている。
なお、本実施例においては、図3に示すように、各ベアリングキャップ17が、気筒列方向に連続するベアリングビーム26によって互いに連結されている。
この第1実施例の内燃機関1のように、クランクシャフト2の回転中心であるメインジャーナル部2aに対してシリンダ中心軸Pが図2における左側にオフセットするように設定されていると、メインジャーナル部2aの中心C1には、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側(図2における左側)の下方に向かう荷重が作用することになる。つまり、ベアリングキャップ17には、シリンダ中心軸Pとは平行とならない荷重が作用する。
また、この第1実施例においては、ピストン5と連係した可変圧縮比機構10の制御軸13が、ベアリングキャップ17と、その下端に固定される第2ベアリングキャップ21とによって回転可能に支持されているため、制御軸13の回転中心C2には、図2に示すように、シリンダ中心軸Pのない側(図2における右側)の上方に向かう荷重が作用する。図2に示す荷重F1、F2は、一例として、最大燃焼荷重が生じた時にメインジャーナル部2aと制御軸13に入力される荷重を示している。
そのため、この第1実施例におけるベアリングキャップ17には、これら荷重F1、F2に起因する変形が生じ、クランクシャフト軸方向視で、ベアリングキャップ17の主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図2における左側)の部分がバルクヘッド7から離間しようとし、ベアリングキャップ17の主軸受部18よりも反シリンダ中心軸側(図2おける右側)の部分がバルクヘッド7に押し付けられることになる。
つまり、ベアリングキャップ17は、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側(図2における左側)を反シリンダ中心軸側(図2における右側)に比べて大きな締結力でバルクヘッド7に固定しなければ、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19に口開きが生じる虞がある。
特に、この第1実施例のように、内燃機関1が複リンク式の可変圧縮比機構10を備える場合、通常の内燃機関(単リンク式のピストンクランク機構の内燃機関)に比べて、てこ比の相違により、メインジャーナル部2aに作用する荷重が大きくなるため、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19に生じる口開きを防止するためには、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19をより大きな締結力で固定する必要がある。
そこで、この第1実施例のベアリンクキャップ17は、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図2における左側)を2本の締結ボルト24a、24cで、主軸受部よりも反シリンダ中心軸側(図2における右側)を1本の締結ボルト24bで、それぞれバルクヘッド7に固定することで、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力を、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定する。
ここで、本明細書においては、締結ボルト24の1本当たりのベアリングキャップ固定力を、締結ボルト24の中心軸からメインジャーナル部2aの中心C1までの距離と締結ボルト24の軸力との積として定義する。
従って、この第1実施例のベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側(図2における左側)のベアリングキャップ固定力は、締結ボルト24aの軸力と締結ボルト24aからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積と、締結ボルト24cの軸力と締結ボルト24cからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積と、の和となる。そして、この第1実施例のベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側(図2における右側)のベアリングキャップ固定力は、締結ボルト24bの軸力と締結ボルト24bからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積となる。
シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、最大燃焼荷重が発生した際にも、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力よりも小さく、かつベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。
そのため、このような第1実施例においては、ベアリングキャップ17に上述した荷重F1及びF2に起因する変形が生じても、ベアリングキャップ17とバルクヘッド7との合わせ面19に生じる口開きを防止することができる。
そして、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力を必要最小限にすることが可能となるので、ベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24の本数をシリンダ中心軸側に比べて少ない本数にすることができる。そのため、反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24bのために、シリンダブロック3の幅方向の寸法を拡張する必要はなく、総じてシリンダブロック3の大型化を抑制することができる。
また、ベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24の本数をシリンダ中心軸側に比べて少ない本数にできるので、シリンダブロック3の幅方向の寸法を拡張することなく、ベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24bに干渉しないように、シリンダブロック3の反シリンダ中心軸側(図2における右側)にオイル供給路20を設けることが可能となる。
そして、ベアリングキャップ17をバルクヘッド7に固定する全ての締結ボルト24a、24b、24cが同じ軸力で締結されているので、締結ボルト24の軸力の管理が容易となり、ベアリングキャップ17をバルクヘッド7に固定する際の作業性が向上する。
さらに、全ての締結ボルト24a、24b、24cの軸力を同一とし、相対的に大きいベアリングキャップ固定力が要求されるシリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24a、24cの1本当たりの軸力を相対的に低下させることができるので、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側のボルト座面に要求される硬度や、強度等を相対的に小さくすることができる。そのため、メインジャーナル部2aへの入力が相対的に大きくなる複リンク式の可変圧縮比機構10を備えた内燃機関1であっても、ベアリングキャップ17を鉄系の材料からアルミニウム製として軽量化することが可能となる。
以下、本発明の他の実施例について説明するが、上述した第1実施例と同一の構成要素については、同一の符号を付し、重複する説明を省略する。
図4に示す第2実施例は、一般的な単リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関31への適用例を示したものである。
この第2実施例の内燃機関31も、クランクシャフト2の回転中心となるメインジャーナル部2aに対してシリンダブロック3に形成されたシリンダ4の中心軸Pがオフセットするよう設定されている。
そして、第2実施例における内燃機関31においても、クランクシャフト2のメインジャーナル部2aは、図4に示すように、シリンダブロック3に形成されたバルクヘッド7と、その下端に固定されるベアリングキャップ17とにより構成される主軸受部18に回転可能に支持されている。
ベアリングキャップ17は、図4に示すように、2本の締結ボルト24a、24bによってバルクヘッド7に締結されている。
ここで、締結ボルト24a、24bは、図4に示すように、クランクシャフト軸方向視で、主軸受部18の両側に配置されている。また、締結ボルト24a、24bは、図4に示すように、主軸受部18を挟んで左右対称となるよう、つまりメインジャーナル部2aの中心C1からの距離が等しくなるよう(それぞれL1となるよう)に設定されている。
そして、この第2実施例では、シリンダ中心軸側の締結ボルト24aの軸力が、反シリンダ中心軸側の締結ボルト24bの軸力よりも大きくなるように設定されている。
つまり、この第2実施例では、シリンダ中心軸側(図4における右側)の締結ボルト24aの軸力を相対的に大きくして、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力が相対的に大きくなるように設定する。
なお、この第2実施例では、締結ボルト24a、24bを互いに異なる軸力で締結するため、これら締結ボルト24a、24bは、それぞれ弾性域で締め付けられる。
この第2実施例においては、クランクシャフト2のメインジャーナル部2aに対してシリンダ中心軸Pが図4における右側にオフセットするように設定されているので、メインジャーナル部2aの中心C1には、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側(図4における右側)の下方に向かう荷重が作用することになる。つまり、ベアリングキャップ17には、シリンダ中心軸Pとは平行とならない荷重が作用する。図4に示す荷重F3は、一例として、最大燃焼荷重が生じた時にメインジャーナル部2aに入力される荷重を示している。
そのため、この第2実施例におけるベアリングキャップ17には、荷重F3に起因する変形が生じ、クランクシャフト軸方向視で、ベアリングキャップ17の主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図4における右側)の部分がバルクヘッド7から離間しようとし、ベアリングキャップ17の主軸受部18よりも反シリンダ中心軸側(図4おける左側)の部分がバルクヘッド7に押し付けられることになる。
つまり、ベアリングキャップ17は、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側(図4における右側)を反シリンダ中心軸側(図4における左側)に比べて大きな締結力でバルクヘッド7に固定しなければ、シリンダ中心軸側(図4における右側)の合わせ面19に口開きが生じる虞がある。
そこで、この第2実施例では、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図4における右側)を固定する締結ボルト24aの軸力を、主軸受部18よりも反シリンダ中心軸側(図4における左側)を固定する締結ボルト24bの軸力よりも大きくすることで、主軸受部18(メインジャーナル部2a)よりもシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力を、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定する。
この第2実施例において、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、最大燃焼荷重が発生した際に、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力よりも小さく、かつベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。
そのため、このような第2実施例においては、ベアリングキャップ17に上述した荷重F3に起因する変形が生じても、ベアリングキャップ17とバルクヘッド7との合わせ面19に生じる口開きを防止することができる。
また、ベアリングキャップ17は、必要最小限の本数(2本)の締結ボルト24a、24bで固定される。そのため、締結ボルト24で固定するために必要となるシリンダブロック3の幅方向の寸法を小さくすることができ、総じてシリンダブロック3の大型化を抑制することができる。
次に、図5を用いて、本発明の第3実施例を説明する。この第3実施例も、一般的な単リンク式のピストンクランク機構を有する内燃機関35への適用例を示したものである。
この第3実施例の内燃機関35においても、クランクシャフト2の回転中心となるメインジャーナル部2aに対してシリンダブロック3に形成されたシリンダ4の中心軸Pがオフセットするよう設定されている。
そして、第3実施例における内燃機関35においても、クランクシャフト2のメインジャーナル部2aは、図5に示すように、シリンダブロック3に形成されたバルクヘッド7と、その下端に固定されるベアリングキャップ17とにより構成される主軸受部18に回転可能に支持されている。
そして、ベアリングキャップ17は、図5に示すように、2本の締結ボルト24a、24bによってバルクヘッド7に締結されている。
ここで、この第3実施例における締結ボルト24a、24bは、クランクシャフト軸方向視で、主軸受部18の両側に配置されるが、図5に示すように、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24aとメインジャーナル部2aの中心C1との距離L2に対して、ベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24bとメインジャーナル部2aの中心C1との距離L3が小さくなるよう設定されている。また、この第3実施例では、シリンダ中心軸側の締結ボルト24aの軸力と、反シリンダ中心軸側の締結ボルト24bの軸力とは等しくなるように設定されている。
つまり、この第3実施例では、クランクシャフト軸方向視で、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側(図5における右側)を固定する締結ボルト24aからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離を相対的に大きくして、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力が相対的に大きくなるように設定する。
この第3実施例においては、クランクシャフト2のメインジャーナル部2baに対してシリンダ中心軸Pが図5における右側にオフセットするように設定されているので、メインジャーナル部2aの中心C1には、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側(図5における右側)の下方に向かう荷重が作用することになる。つまり、ベアリングキャップ17には、シリンダ中心軸Pとは平行とならない荷重が作用する。図5に示す荷重F4は、一例として、最大燃焼荷重が生じた時にメインジャーナル部2aに入力される荷重を示している。
そのため、この第3実施例におけるベアリングキャップ17には、荷重F4に起因する変形が生じ、クランクシャフト軸方向視で、ベアリングキャップ17の主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図5における右側)の部分がバルクヘッド7から離間しようとし、ベアリングキャップ17の主軸受部18よりも反シリンダ中心軸側(図5おける左側)の部分がバルクヘッド7に押し付けられることになる。
つまり、ベアリングキャップ17は、クランクシャフト軸方向視で、シリンダ中心軸側(図5における右側)を反シリンダ中心軸側(図5における左側)に比べて大きな締結力でバルクヘッド7に固定しなければ、シリンダ中心軸側(図5における右側)の合わせ面19に口開きが生じる虞がある。
そこで、この第3実施例では、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側(図5における右側)を固定する締結ボルト24aを、ベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側(図5における左側)を固定する締結ボルト24bよりもメインジャーナル部2aの中心C1から離れた位置とすることで、主軸受部18(メインジャーナル部2a)よりもシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力を、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定する。
この第3実施例では、メインジャーナル部2aの中心C1に作用する荷重F4がベアリングキャップ17の主軸受部18に作用する位置Qに対して、クランクシャフト軸方向視で、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24aとベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24bがそれぞれ等しい距離L4だけ離間するよう設定されている。
この第3実施例において、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、最大燃焼荷重が発生した際に、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力よりも小さく、かつベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。
そのため、このような第3実施例においては、ベアリングキャップ17に上述した荷重F4に起因する変形が生じても、ベアリングキャップ17とバルクヘッド7との合わせ面19に生じる口開きを防止することができる。
そして、この第3実施例では、ベアリングキャップ17をバルクヘッド7に固定する全ての締結ボルト24a、24bが同じ軸力で締結されているので、締結ボルトの軸力の管理が容易となり、ベアリングキャップ17をバルクヘッド7に固定する際の作業性が向上する。
さらに、締結ボルト24a、24bの軸力を同一とし、相対的に大きいベアリングキャップ固定力が要求されるシリンダ中心軸側を固定する締結ボルト24aの軸力を相対的に低下させることができるので、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側のボルト座面に要求される硬度や、強度等を相対的に小さくすることができる。
なお、本発明は上述した実施例に限定されるものではなく、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力が、ベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力よりも大きくなるように適宜設定を変更可能である。
また、内燃機関にバランサシャフトを設けることによって、ベアリングキャップ17とバルクヘッド7との合わせ面19に口開きを生じさせるような変形が発生するような場合には、上述した各実施例のような方法で、ベアリングキャップ17とバルクヘッド7との合わせ面19に生じる口開きを防止することが可能である。
【0006】
側)に比べて大きな締結力でバルクヘッド7に固定しなければ、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19に口開きが生じる虞がある。
[0033]
特に、この第1実施例のように、内燃機関1が複リンク式の可変圧縮比機構10を備える場合、通常の内燃機関(単リンク式のピストンクランク機構の内燃機関)に比べて、てこ比の相違により、メインジャーナル部2aに作用する荷重が大きくなるため、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19に生じる口開きを防止するためには、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19をより大きな締結力で固定する必要がある。
[0034]
そこで、この第1実施例のベアリングキャップ17は、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図2における左側)を2本の締結ボルト24a、24cで、主軸受部よりも反シリンダ中心軸側(図2における右側)を1本の締結ボルト24bで、それぞれバルクヘッド7に固定することで、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力を、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定する。
[0035]
ここで、本明細書においては、締結ボルト24の1本当たりのベアリングキャップ固定力を、締結ボルト24の中心軸からメインジャーナル部2aの中心C1までの距離と締結ボルト24の軸力との積として定義する。
[0036]
従って、この第1実施例のベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側(図2における左側)のベアリングキャップ固定力は、締結ボルト24aの軸力と締結ボルト24aからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積と、締結ボルト24cの軸力と締結ボルト24cからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積と、の和となる。そして、この第1実施例のベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側(図2における右側)のベアリングキャップ固定力は、締結ボルト24bの軸力と締結ボルト24bからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積となる。
[0037]
シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、最大燃焼荷重が発生した際にも、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、シ
側)に比べて大きな締結力でバルクヘッド7に固定しなければ、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19に口開きが生じる虞がある。
[0033]
特に、この第1実施例のように、内燃機関1が複リンク式の可変圧縮比機構10を備える場合、通常の内燃機関(単リンク式のピストンクランク機構の内燃機関)に比べて、てこ比の相違により、メインジャーナル部2aに作用する荷重が大きくなるため、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19に生じる口開きを防止するためには、シリンダ中心軸側(図2における左側)の合わせ面19をより大きな締結力で固定する必要がある。
[0034]
そこで、この第1実施例のベアリングキャップ17は、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側(図2における左側)を2本の締結ボルト24a、24cで、主軸受部よりも反シリンダ中心軸側(図2における右側)を1本の締結ボルト24bで、それぞれバルクヘッド7に固定することで、主軸受部18よりもシリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力を、反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定する。
[0035]
ここで、本明細書においては、締結ボルト24の1本当たりのベアリングキャップ固定力を、締結ボルト24の中心軸からメインジャーナル部2aの中心C1までの距離と締結ボルト24の軸力との積として定義する。
[0036]
従って、この第1実施例のベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側(図2における左側)のベアリングキャップ固定力は、締結ボルト24aの軸力と締結ボルト24aからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積と、締結ボルト24cの軸力と締結ボルト24cからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積と、の和となる。そして、この第1実施例のベアリングキャップ17の反シリンダ中心軸側(図2における右側)のベアリングキャップ固定力は、締結ボルト24bの軸力と締結ボルト24bからメインジャーナル部2aの中心C1までの距離の積となる。
[0037]
シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、最大燃焼荷重が発生した際にも、ベアリングキャップ17のシリンダ中心軸側で口開きが生じないように設定される。反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力は、シ
Claims (7)
- シリンダブロックに締結ボルトで固定されるベアリングキャップと、上記ベアリングキャップと上記シリンダブロックとによって回転可能に支持されるクランクシャフトと、を有し、上記クランクシャフトの回転中心に対してシリンダ中心軸がオフセットするよう設定された内燃機関において、
上記締結ボルトの中心軸から上記クランクシャフトの回転中心までの距離と当該締結ボルトの軸力との積をベアリングキャップ固定力とすると、
上記ベアリングキャップは、クランクシャフト軸方向視で、クランクシャフトの回転中心よりもシリンダ中心軸側の上記ベアリングキャップ固定力が、シリンダ中心軸が存在しない側となる反シリンダ中心軸側のベアリングキャップ固定力に比べて大きくなるよう設定されている内燃機関。 - 上記ベアリングキャップの上記シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトの本数が、上記ベアリングキャップの上記反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトの本数よりも多くなる請求項1に記載の内燃機関。
- 上記締結ボルトは、全て同じ軸力で締め付けられる請求項1または2に記載の内燃機関。
- 上記シリンダ中心軸側及び上記反シリンダ中心軸側をそれぞれ1本の締結ボルトで固定するとともに、上記シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトが上記反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトよりも上記クランクシャフトの回転中心から離間している請求項1に記載の内燃機関。
- 上記シリンダ中心軸側及び上記反シリンダ中心軸側をそれぞれ1本の締結ボルトで固定するとともに、上記シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトが上記反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトよりも大きな軸力で締め付けられる請求項1に記載の内燃機関。
- 上記シリンダ中心軸側及び上記反シリンダ中心軸側をそれぞれ1本の締結ボルトで固定するとともに、上記シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトが上記反シリンダ中心軸側を固定する締結ボルトよりも上記クランクシャフトの回転中心から離間するよう設定され、かつ上記締結ボルトは、全て同じ軸力で締め付けられている請求項1に記載の内燃機関。
- ピストンのピストンピンに一端が連結されるアッパーリンクと、このアッパー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、上記クランクシャフトと略平行に延びる制御軸と、この制御軸の回転中心から偏心した偏心軸部に一端が揺動可能に連結されるとともに、上記ロアリンクに他端が連結される制御リンクと、を有し、制御軸の回転位置に応じてピストン上死点位置を変更可能な複リンク式のピストンクランク機構を備え、
上記制御軸が、上記ベアリングキャップと、上記ベアリンクキャップに固定される第2ベアリンクキャップとによって回転可能に支持され、
上記第2ベアリングキャップを上記ベアリングキャップに固定する締結ボルトが、上記ベアリングキャップをシリンダブロックに固定する締結ボルトと共用されている請求項1〜6のいずれかに記載の内燃機関。
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