WO2022058766A1 - 内燃機関ロアリンク - Google Patents

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WO2022058766A1
WO2022058766A1 PCT/IB2020/000771 IB2020000771W WO2022058766A1 WO 2022058766 A1 WO2022058766 A1 WO 2022058766A1 IB 2020000771 W IB2020000771 W IB 2020000771W WO 2022058766 A1 WO2022058766 A1 WO 2022058766A1
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oil
pin
oil hole
hole
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PCT/IB2020/000771
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宏樹 市原
智也 東條
賢亮 池原
孝司 田辺
勝敏 中村
Original Assignee
日産自動車株式会社
ルノー エス． ア． エス．
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Priority to JP2022550046A priority patent/JP7338796B2/ja
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/06—Lubricating systems characterised by the provision therein of crankshafts or connecting rods with lubricant passageways, e.g. bores
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/32—Engines characterised by connections between pistons and main shafts and not specific to preceding main groups
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/06—Lubricating systems characterised by the provision therein of crankshafts or connecting rods with lubricant passageways, e.g. bores
    • F01M2001/066—Connecting rod with passageways
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/045—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable connecting rod length

Definitions

  • the present invention relates to an improvement of a lower link constituting a double link type piston crank mechanism of an internal combustion engine.
  • Patent Document 1 and the like previously proposed by the present applicant are known as a conventional technique in which a piston pin and a crank pin of a reciprocating internal combustion engine are connected by a double link type piston crank mechanism.
  • This is an upper link connected to the piston pin of the piston, a lower link connecting the upper link and the crank pin of the crankshaft, one end swingably supported toward the engine body side, and the other end of the lower end. It has a control link that is linked to the link.
  • the upper link and the lower link are rotatably connected to each other via the upper pin, and the control link and the lower link are rotatably connected to each other via the control pin.
  • the lower link in such a double-link type piston crank mechanism receives the combustion pressure received by the piston from the upper pin via the upper link, and acts like a kind of "lever" with the control pin as the fulcrum to the crank pin. Transmit power.
  • Patent Document 1 has a configuration in which an oil hole for injecting lubricating oil to the outside when it matches an oil hole on the crankpin side is formed through a crankpin bearing portion fitted to the crankpin along a substantially radial direction. Is disclosed. The lubricating oil injected from this oil hole lubricates the bearing portion between the upper pin and the upper link.
  • the combustion load is input downward to the upper pin at one end of the lower link, and the reaction force of the combustion load is also applied downward to the control pin at the other end of the lower link.
  • the reaction force of the combustion load acts substantially upward on the crankpin bearing portion in which the crankpin located between the upper pin and the control pin is fitted.
  • large stresses such as tensile stress and bending stress are concentrated on the opening edge of the oil hole formed through the crankpin bearing portion on the crankpin side. Therefore, the opening of the oil hole on the crankpin side is a weak point in the strength of the lower link, which limits the increase in output of the internal combustion engine provided with the double-link type piston crank mechanism.
  • the oil hole for supplying lubricating oil from the oil supply hole of the crank pin to the connecting portion between the upper pin and the upper link extends linearly outward from the inner peripheral surface of the crank pin bearing portion in the radial direction. It is composed of a first oil hole and a second oil hole that intersects the tip of the first oil hole and extends linearly at one end as an oil outlet on the outer surface of the lower link.
  • the oil holes of the lower link are formed in a substantially L-shape by combining the first oil holes and the second oil holes, which are linear, respectively.
  • the lubricating oil supplied from the crankpin is injected and supplied from the first oil hole through the second oil hole to the connecting portion between the upper pin and the upper link to be lubricated.
  • the oil hole is opened on the inner peripheral surface of the crankpin bearing portion as compared with the case where the oil hole is formed in a simple linear shape from the crankpin side toward the connecting portion between the upper pin to be lubricated and the upper link.
  • the tilt angle of the first oil hole can be made relatively small (that is, tilted away from the piston). Since the circumferential distribution of stress generated in the crankpin bearing portion due to the load input described above is generally large in the portion in the direction from the center of the crankpin to the piston, the inclination angle of the first oil hole becomes smaller.
  • the opening position of the first oil hole is a portion where the stress is relatively small.
  • the configuration explanatory view of the double-link type piston crank mechanism of one Example The perspective view of the lower link of 1st Example. Sectional drawing of the lower link of 1st Example. Sectional drawing of the lower link upper of 1st Example. Perspective view of bearing metal. Sectional drawing of the lower link of 1st Example which incorporated the bearing metal. Sectional drawing of the lower link of 2nd Example. Sectional drawing of the lower link upper of 2nd Example. Sectional drawing of the lower link of 2nd Example which incorporated the bearing metal.
  • FIG. 1 shows the components of the double link type piston crank mechanism to which the present invention is applied.
  • This double-link type piston crank mechanism itself is known from Patent Document 1 and the like described above, and has an upper link 3 having one end connected to the piston 1 via a piston pin 2 and an upper pin to the other end of the upper link 3. It includes a lower link 6 connected via 4 and connected to a crankpin 5 of a crankshaft, and a control link 7 that regulates the degree of freedom of the lower link 6.
  • One end of the control link 7 is swingably supported by the support pin 8 on the engine body side, and the other end is connected to the lower link 6 via the control pin 9.
  • the double link type piston crank mechanism can also be configured as a variable compression ratio mechanism by changing the position of the support pin 8.
  • the lower link 6 has a cylindrical crankpin bearing portion 11 fitted to the crankpin 5 in the center, and substantially sandwiches the crankpin bearing portion 11 with respect to each other.
  • a pin boss portion 12 for an upper pin and a pin boss portion 13 for a control pin are provided at positions opposite to each other by 180 °.
  • the lower link 6 has a parallelogram shape close to a rhombus as a whole, and the lower link upper 6A including the pin boss portion 12 for the upper pin and the pin boss for the control pin on the dividing surface 14 passing through the center of the crankpin bearing portion 11. It is formed by being divided into two parts, a lower link lower 6B including a portion 13.
  • crankpin bearing portion 11 is fitted into the crankpin 5 via the bearing metal 16 described later, and then the two bolts 21 located on both sides of the crankpin bearing portion 11 are 21. , 22 are fastened to each other.
  • the two bolts 21 and 22 each extend in a direction orthogonal to the dividing surface 14, that is, the bolt center lines are parallel to each other.
  • the bolt 21 located on the upper pin pin post portion 12 side penetrates the bolt hole 23 on the lower link lower 6B side and is screwed into the screw hole 24 on the lower link upper 6A side.
  • the bolt 22 located on the control pin pin boss portion 13 side penetrates the bolt hole 25 on the lower link upper 6A side and is screwed into the screw hole 26 on the lower link lower 6B side.
  • the upper pin pin boss portion 12 and the control pin pin boss portion 13 have a bifurcated structure so as to sandwich the upper link 3 and the control link 7 in the axial center portion, and the axial ends of the upper pin 4 and the control pin 9 are formed.
  • a pair of bearing flange portions 12a, 13a that support the portions extend along the axial end face of the lower link 6. That is, the bearing flange portions 12a and 13a constituting the pin boss portions 12 and 13 are connected to both ends in the axial direction of the cylindrical crankpin bearing portion 11.
  • the bearing flange portions 12a and 13a have circular through holes 12b and 13b, respectively, and the ends of the cylindrical upper pin 4 and the control pin 9 are press-fitted into the bearing flange portions 12a and 13a, respectively.
  • the upper link 3 and the control link 7 swing in the grooves 17 and 18 formed between the pair of bearing flange portions 12a and 13a, respectively.
  • the crankpin bearing portion 11 is fitted to the crankpin 5 via a pair of semi-cylindrical bearing metals 16 (see FIGS. 5 and 6).
  • the crankpin 5 is provided inside with a lubricating oil passage to which pressurized lubricating oil is supplied, and the tip of the lubricating oil passage extending in the radial direction serves as an oil supply hole 29 (see FIG. 1) of the crankpin 5. It is open on the outer peripheral surface.
  • an oil hole 30 is formed through the crankpin bearing portion 11, and when the oil hole 30 matches the oil supply hole 29 on the crankpin 5 side, the lubricating oil is so-called oil jet from the oil hole 30. It is configured to be injected as.
  • the circumferential stress distribution of the crankpin bearing portion 11 is generally maximum in the direction from the center of the crankpin 5 toward the piston 1, more specifically, in the direction slightly biased toward the upper pin 4. On the other hand, the stress is relatively small at the portion of the crankpin bearing portion 11 near the dividing surface 14.
  • FIG. 4 shows a cross-sectional view (cross-sectional view along a plane orthogonal to the axial direction of the crankpin 5) of the lower link upper 6A provided with the oil hole 30 of the first embodiment in the crankpin bearing portion 11. ..
  • the oil hole 30 is for lubricating the connecting portion of the upper link 3 connected to the lower link 6 in the pin boss portion 12 for the upper pin, that is, the sliding surface between the upper pin 4 and the upper link 3, and is the first oil hole. It is formed in a substantially L shape by the 31 and the second oil hole 32.
  • the first oil hole 31 is a non-penetrating hole (that is, the tip 31a is sealed) extending linearly outward from the inner peripheral surface 11a of the crankpin bearing portion 11 and has a base end as an oil inlet 31b. It is open to the inner peripheral surface 11a of the crankpin bearing portion 11.
  • the first oil hole 31 is inclined obliquely with respect to the dividing surface 14, and is formed along the radius line of the crankpin bearing portion 11.
  • the first oil hole 31 is inclined with respect to the inclination angle (for example, the divided surface 14) in the lower link 6 in order to avoid a portion where the stress is high in the circumferential direction distribution of the stress of the crankpin bearing portion 11 described above.
  • the angle ⁇ ) is set relatively small.
  • the inclination angle ⁇ of the first oil hole 31 with respect to the divided surface 14 is 10 °. Since the inclination angle ⁇ is small as described above, the first oil hole 31 is formed in a direction in which the extension line of the center line does not intersect with the outer peripheral surface of the upper pin 4. Specifically, the extension line of the center line of the first oil hole 31 passes under the upper pin 4 (the side opposite to the piston 1).
  • the second oil hole 32 is a non-penetrating (that is, the tip 32a is sealed) that extends linearly from the bottom surface 17a of the groove portion 17 facing the upper pin 4 to the inside of the lower link 6 on the outer surface of the lower link 6. It is a hole, and the base end is opened to the bottom surface 17a as an oil outlet 32b. Inside the lower link 6, the tip portion of the second oil hole 32 (that is, the portion on the tip 32a side) and the tip portion of the first oil hole 31 (that is, the portion on the tip 31a side) intersect each other. That is, the second oil hole 32 communicates with the first oil hole 31.
  • the second oil hole 32 is formed in a direction in which an extension line of the center line intersects the outer peripheral surface of the upper pin 4, and in the illustrated example, the second oil hole 32 points near the center of the upper pin 4. Further, in the illustrated embodiment, the second oil hole 32 extends along the direction orthogonal to the dividing surface 14, and is therefore parallel to the central axis of the adjacent bolt 21 and the corresponding screw hole 24. There is. Since the second oil hole 32 is parallel to the adjacent screw hole 24 in this way, the wall thickness between the two is constant in the axial direction, and local thinning and thus local strength reduction are avoided.
  • the first oil hole 31 and the second oil hole 32 are formed along one plane orthogonal to the axial direction of the crankpin 5.
  • the first oil hole 31 and the second oil hole 32 are located on the plane passing through the center of the axial dimension of the crankpin bearing portion 11.
  • the first and second oil holes 31 and 32 may be formed in an oblique direction having a slight angle with respect to the above plane, but the strength of the first oil hole 31 at the oil inlet 31b is ensured. Above, it is desirable to form along the above plane.
  • the angle formed by the first oil hole 31 and the second oil hole 32 intersecting each other is larger than 90 °.
  • the inclination angle ⁇ of the first oil hole 31 with respect to the divided surface 14 is 10 ° and the second oil hole 32 is orthogonal to the divided surface 14, the first oil hole 31 and the second oil hole 32 Will intersect at an angle of 100 °.
  • the first oil hole 31 and the second oil hole 32 are formed by, for example, secondary machining using a drill after forming the lower link upper 6A by forging. Further, the lower link upper 6A is carburized (carburized and hardened) in order to increase the surface hardness, and it is desirable to perform a drilling process before this carburizing treatment.
  • the diameter of the second oil hole 32 is set to be relatively larger than the diameter of the first oil hole 31.
  • the rigidity around the second oil hole 32 decreases and relatively large deformation occurs. Therefore, stress concentration becomes the most problematic first oil hole 31 (In particular, the stress around the oil inlet 31b) is reduced. That is, the stress at the oil inlet 31b is relaxed as compared with the case where both have the same diameter, or conversely, when the first oil hole 31 has a smaller diameter than the second oil hole 32.
  • the diameter of the second oil hole 32 relatively larger than the diameter of the first oil hole 31 in this way, even if there is some processing error or tolerance, the communication state is ensured at the intersection between the two. It can be secured in a stable manner, and a predetermined passage cross-sectional area can be stably obtained.
  • the tip 32a of the second oil hole 32 extends slightly across the first oil hole 31 for the convenience of drilling, but if processing is possible, such a surplus passage. No part is needed.
  • the oil supply hole 29 on the crankpin 5 side and the oil inlet 31b of the first oil hole 31 match at a predetermined crank angle and are pressurized.
  • the lubricating oil is ejected from the oil outlet 32b toward the upper pin 4 as an oil jet through the first oil hole 31 and the second oil hole 32.
  • the oil jet lubricates between the upper pin 4 and the upper link 3.
  • the first oil hole 31 has a relatively small inclination angle ⁇ with respect to the split surface 14, and the oil inlet 31b opens at a position close to the split surface 14, so that stress concentration at the opening edge of the oil inlet 31b is relaxed.
  • Ru For example, assuming that the upper pins 4 and the like are arranged in the same manner as in FIG. 4, it is assumed that the oil holes are linearly formed through the oil holes along the radial line of the crankpin bearing portion 11 in a direction that can intersect the upper pins 4.
  • the inclination angle ⁇ with respect to the relative angle is about 40 °. This angular direction passes through a portion of the crankpin bearing portion 11 in the circumferential direction where the stress is considerably high.
  • the oil inlet 31b is located near the dividing surface 14, and stress concentration can be suppressed. It is advantageous.
  • the communication holes 41 of the bearing metal 16 are formed in the shape of elongated holes elongated in the circumferential direction.
  • the bearing metal 16 is divided into two by 180 ° so as to form a cylindrical shape as a whole, and is assembled to the lower link upper 6A and the lower link lower 6B in a non-rotating state, respectively.
  • a communication hole 41 is formed at a position corresponding to the oil inlet 31b in order to allow the oil supply hole 29 on the crankpin 5 side and the oil inlet 31b of the lower link 6 to communicate with each other.
  • the communication hole 41 has a long hole shape extending in the circumferential direction.
  • one end of the long hole-shaped communication hole 41 is located at a position corresponding to the oil inlet 31b, and the other end has a tilt angle ⁇ with respect to the dividing surface 14. It extends to the position where it grows.
  • the inclination angle ⁇ with respect to the divided surface 14 of the first oil hole 31 has been described by taking 10 ° as an example in the first embodiment, but in the present invention, the inclination angle ⁇ of the first oil hole 31 is a specific angle.
  • Not limited to. 7 to 9 show the lower link 6 of the second embodiment in which the inclination angle ⁇ of the first oil hole 31 along the radius line of the crankpin bearing portion 11 is, for example, 24 °.
  • Other configurations are basically the same as those in the first embodiment.
  • the first oil hole 31 also points in a direction in which the extension line of the center line does not intersect with the upper pin 4, and the lubricating oil is guided to the upper pin 4 side through the second oil hole 32.
  • the intersection angle between the first oil hole 31 and the second oil hole 32 at the intersection is larger than that in the first embodiment, and the pressure loss due to the change in the flow direction is small. Further, the passage length of the second oil hole 32 is shorter than that of the first embodiment, and the pressure loss is also reduced in this respect. On the other hand, the position of the oil inlet 31b of the first oil hole 31 approaches a portion having high stress. Therefore, it is desirable to set the tilt angle ⁇ in consideration of both.
  • the communication hole 41 of the bearing metal 16 is formed in a long hole shape, but since the inclination angle ⁇ of the first oil hole 31 is larger than that in the first embodiment, the long hole shape is formed.
  • the oil inlet 31b of the first oil hole 31 is located near the center of the communication hole 41 in the circumferential direction (see FIG. 9).
  • the lower link upper 6A (lower link 6) of the first and second embodiments supplies an oil jet toward the piston 1 (see FIG. 1) or the inner wall surface of the cylinder in addition to the oil hole 30 described above.
  • the oil hole 28 is provided.
  • the oil hole 28 is located closer to the control pin 9 than the position where the maximum combustion load reaction force acts in the circumference of the crankpin bearing portion 11. Therefore, the stress concentration at the opening edge due to the above-mentioned combustion load and combustion load reaction force is relatively small. Therefore, the oil holes 28 are formed in a simple linear shape.
  • the communication hole 42 of the bearing metal 16 corresponding to the oil hole 28 has a perfect circular shape (see FIGS. 5, 6, and 9).
  • the present invention is not limited to the above embodiment and can be appropriately modified.
  • the first oil hole 31 is formed along the radius line of the crankpin bearing portion 11, but may be slightly inclined with respect to the radius line of the crankpin bearing portion 11, or the radius. It may be arranged so as to be slightly translated with respect to the line.
  • the second oil hole 32 does not have to be exactly along the direction orthogonal to the dividing surface 14 (that is, the direction parallel to the bolt 21).

Abstract

ロアリンク（6）は、アッパピン（4）とアッパリンク（3）との連結部へオイルジェットを供給するために、クランクピン軸受部（11）に油孔（30）を備える。 油孔（30）は、クランクピン軸受部（11）内周面から半径方向外側へ直線状に延びた第1油孔（31）と、ロアリンク（6）の外側面から第1油孔（31）先端部と交差するように直線状に延びた第2油孔（32）と、から構成される。分割面（14）を基準とした第1油孔（31）の傾斜角度（θ）が比較的小さくなるため、応力集中が問題となる油入口（3113）の位置が、応力の比較的低い分割面（14）に近い位置となる。これにより、油入口（3113）の応力集中が緩和される。

Description

内燃機関のロアリンク
　この発明は、内燃機関の複リンク式ピストンクランク機構を構成するロアリンクの改良に関する。
　レシプロ式内燃機関のピストンピンとクランクピンとの間を複リンク式のピストンクランク機構で連結した従来技術として、本出願人が先に提案した特許文献１等が公知となっている。これは、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を連結するロアリンクと、一端が機関本体側に揺動可能に支持され、かつ他端が上記ロアリンクに連結されるコントロールリンクと、を備えている。そして、上記アッパリンクと上記ロアリンクとは、アッパピンを介して互いに回転可能に連結され、上記コントロールリンクと上記ロアリンクとは、コントロールピンを介して互いに回転可能に連結されている。
　このような複リンク式のピストンクランク機構におけるロアリンクは、ピストンが受けた燃焼圧力をアッパリンクを介してアッパピンより受け取り、コントロールピンを支点とする一種の”てこ”のような動作でクランクピンに力を伝達する。
　特許文献１には、クランクピンに嵌合するクランクピン軸受部に、クランクピン側の油孔と合致したときに潤滑油を外部へ噴射する油孔がほぼ半径方向に沿って貫通形成された構成が開示されている。この油孔から噴射された潤滑油は、アッパピンとアッパリンクとの間の軸受部を潤滑する。
　ピストンの運動方向が「上下」方向であるとすると、ロアリンク一端のアッパピンには下方へ向かって燃焼荷重が入力され、ロアリンク他端のコントロールピンには同じく下方へ向かって燃焼荷重の反力が作用する。そして、アッパピンとコントロールピンとの間に位置する形となるクランクピンが嵌合するクランクピン軸受部には、燃焼荷重の反力がほぼ上方へ向かって作用する。このような荷重入力に伴い、クランクピン軸受部に貫通形成された油孔のクランクピン側の開口縁に、引張応力や曲げ応力として大きな応力が集中する。そのため、油孔のクランクピン側の開口がロアリンクの強度上の弱点となっており、複リンク式ピストンクランク機構を備えた内燃機関の高出力化が制限される。
特開２０１６−１９６８８８号公報
　この発明に係るロアリンクは、クランクピンの油供給孔からアッパピンとアッパリンクとの連結部へ向けて潤滑油を供給する油孔が、クランクピン軸受部内周面から半径方向外側へ直線状に延びた第１油孔と、上記第１油孔の先端部と交差し、一端が油出口としてロアリンク外側面に開口した直線状に延びた第２油孔と、から構成されている。
　換言すれば、ロアリンクの油孔は、それぞれ直線状をなす第１油孔と第２油孔とを組み合わせた略Ｌ字形に構成されている。クランクピンから供給された潤滑油は、第１油孔から第２油孔を通って潤滑対象となるアッパピンとアッパリンクとの連結部へ向けて噴射供給される。
　このような構成では、クランクピン側から潤滑対象となるアッパピンとアッパリンクとの連結部へ向けて単純な直線状に油孔を形成した場合に比較して、クランクピン軸受部内周面に開口する第１油孔の傾斜角度を相対的に小さく（つまりピストンから離れる方向に傾く）することができる。上述した荷重入力によりクランクピン軸受部に生じる応力の周方向分布としては、概ね、クランクピン中心からピストンへ向かう方向の部位で大であるので、第１油孔の傾斜角度が小さくなることで、第１油孔の開口位置が相対的に応力の小さな部位となる。
　従って、ロアリンクの強度上の弱点となるクランクピン軸受部における油孔の開口縁での応力集中が緩和され、ロアリンクの強度確保や内燃機関の高出力化の上で有利となる。
一実施例の複リンク式ピストンクランク機構の構成説明図。 第１実施例のロアリンクの斜視図。 第１実施例のロアリンクの断面図。 第１実施例のロアリンクアッパの断面図。 軸受メタルの斜視図。 軸受メタルを組み込んだ第１実施例のロアリンクの断面図。 第２実施例のロアリンクの断面図。 第２実施例のロアリンクアッパの断面図。 軸受メタルを組み込んだ第２実施例のロアリンクの断面図。
　以下、この発明の一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。
　図１は、この発明が適用される複リンク式ピストンクランク機構の構成要素を示している。この複リンク式ピストンクランク機構自体は前述した特許文献１等によって公知のものであり、ピストン１にピストンピン２を介して一端が連結されたアッパリンク３と、このアッパリンク３の他端にアッパピン４を介して連結され、かつクランクシャフトのクランクピン５に連結されたロアリンク６と、このロアリンク６の自由度を規制するコントロールリンク７と、を備えている。上記コントロールリンク７は、一端が機関本体側の支持ピン８に揺動可能に支持され、他端が上記ロアリンク６にコントロールピン９を介して連結されている。なお、上記複リンク式ピストンクランク機構は、上記支持ピン８の位置を可変とすることで、可変圧縮比機構として構成することも可能である。
　図２および図３に示すように、上記ロアリンク６は、上記クランクピン５に嵌合する円筒形のクランクピン軸受部１１を中央に有し、かつこのクランクピン軸受部１１を挟んで互いにほぼ１８０°反対側となる位置に、アッパピン用ピンボス部１２およびコントロールピン用ピンボス部１３がそれぞれ設けられている。ロアリンク６は、全体として、菱形に近い平行四辺形をなしており、クランクピン軸受部１１の中心を通る分割面１４において、アッパピン用ピンボス部１２を含むロアリンクアッパ６Ａと、コントロールピン用ピンボス部１３を含むロアリンクロア６Ｂと、の２部品に分割して形成されている。これらのロアリンクアッパ６Ａおよびロアリンクロア６Ｂは、後述する軸受メタル１６を介してクランクピン軸受部１１をクランクピン５に嵌め込んだ上で、クランクピン軸受部１１の両側に位置する２本のボルト２１，２２によって互いに締結されている。２本のボルト２１，２２は、それぞれ分割面１４に直交する方向に延びており、つまりボルト中心線が互いに平行となっている。そして、アッパピン用ピンポス部１２側に位置するボルト２１は、ロアリンクロア６Ｂ側のボルト孔２３を貫通し、かつロアリンクアッパ６Ａ側のネジ孔２４に螺合している。コントロールピン用ピンボス部１３側に位置するボルト２２は、ロアリンクアッパ６Ａ側のボルト孔２５を貫通し、かつロアリンクロア６Ｂ側のネジ孔２６に螺合している。
　上記アッパピン用ピンボス部１２およびコントロールピン用ピンボス部１３は、アッパリンク３やコントロールリンク７を軸方向中央部に挟むように二股状の構成となっており、アッパピン４やコントロールピン９の軸方向端部をそれぞれ支持する一対の軸受フランジ部１２ａ，１３ａが、ロアリンク６の軸方向の端面に沿って延びている。つまり、ピンボス部１２，１３を構成する各々の軸受フランジ部１２ａ，１３ａは、円筒状をなすクランクピン軸受部１１の軸方向両端部にそれぞれ接続されている。軸受フランジ部１２ａ，１３ａは、それぞれ円形の貫通孔１２ｂ，１３ｂを有し、円筒形をなすアッパピン４およびコントロールピン９の端部がそれぞれ圧入されている。そして、一対の軸受フランジ部１２ａ，１３ａの間に構成される溝部１７，１８の中で、それぞれアッパリンク３およびコントロールリンク７が揺動運動する構成となっている。
　上記クランクピン軸受部１１は、半円筒形の一対の軸受メタル１６を介してクランクピン５に嵌合する（図５，図６参照）。クランクピン５は、加圧された潤滑油が供給される潤滑油通路を内部に備えており、半径方向に延びた潤滑油通路の先端が油供給孔２９（図１参照）としてクランクピン５の外周面に開口している。後述するようにクランクピン軸受部１１には油孔３０が貫通形成されており、この油孔３０がクランクピン５側の油供給孔２９と合致したときに油孔３０から潤滑油がいわゆるオイルジェットとして噴射される構成となっている。
　ロアリンク６は、アッパリンク３からアッパピン４を介してアッパピン用ピンボス部１２に燃焼荷重が作用し、コントロールピン９を支点として揺動することで、一種の”てこ”のような動作でクランクピン５に力を伝達する。従って、アッパピン用ピンボス部１２に燃焼荷重が図１の下側方向へ作用するとともにコントロールピン用ピンボス部１３に燃焼荷重反力が同じく図１の下側方向へ作用するのに対し、クランクピン軸受部１１中央付近にクランクピン５からの反力が図１の上側方向に作用し、これにより、ロアリンクアッパ６Ａのクランクピン軸受部１１の周りには大きな応力が発生する。クランクピン軸受部１１の応力の周方向分布としては、概ね、クランクピン５の中心からピストン１へ向かう方向、より詳しくはアッパピン４寄りに僅かに偏った方向の部位で最大となる。他方、クランクピン軸受部１１の分割面１４に近い部位では、相対的に応力が小さくなる。
　図４は、第１実施例の油孔３０をクランクピン軸受部１１に備えてなるロアリンクアッパ６Ａの断面図（クランクピン５の軸方向と直交する面に沿った断面図）を示している。
　油孔３０は、アッパピン用ピンボス部１２においてロアリンク６と連結されるアッパリンク３の連結部つまりアッパピン４とアッパリンク３との間の摺動面を潤滑するためのもので、第１油孔３１と第２油孔３２とによって略Ｌ字形に構成されている。
　第１油孔３１は、クランクピン軸受部１１内周面１１ａから半径方向外側へ直線状に延びた非貫通（つまり先端３１ａが封止されている）孔であり、基端が油入口３１ｂとしてクランクピン軸受部１１の内周面１１ａに開口している。一実施例では、第１油孔３１は、分割面１４に対し斜めに傾いており、かつ、クランクピン軸受部１１の半径線に沿って形成されている。このようにクランクピン軸受部１１の半径線に沿って第１油孔３１を配置することで、油入口３１ｂが実質的に真円形に開口することとなる。
　また第１油孔３１は、上述したクランクピン軸受部１１の応力の周方向分布の中で応力が高い部位を避けるために、ロアリンク６における傾斜角度（例えば、分割面１４を基準とした傾斜角度θ）が比較的小さく設定されている。図示の第１実施例では、分割面１４を基準とした第１油孔３１の傾斜角度θは、１０°である。このように傾斜角度θが小さいことから、第１油孔３１は、その中心線の延長線がアッパピン４の外周面と交差しない方向に形成されている。詳しくは、第１油孔３１の中心線の延長線がアッパピン４の下側（ピストン１とは反対側）を通る。
　第２油孔３２は、ロアリンク６の外側面詳しくはアッパピン４に対面する溝部１７の底面１７ａからロアリンク６内部へと直線状に延びた非貫通（つまり先端３２ａが封止されている）孔であり、基端が油出口３２ｂとして上記底面１７ａに開口している。ロアリンク６の内部において、第２油孔３２の先端部（つまり先端３２ａ側の部分）と第１油孔３１の先端部（つまり先端３１ａ側の部分）とが互いに交差している。つまり、第２油孔３２は、第１油孔３１に連通している。
　第２油孔３２は、その中心線の延長線がアッパピン４の外周面と交差する方向に形成されており、図示例では、アッパピン４の中心付近を第２油孔３２が指向している。また、図示の実施例では、第２油孔３２は、分割面１４に直交する方向に沿って延びており、従って、隣接するボルト２１および対応するネジ孔２４の中心軸線に対し平行となっている。このように第２油孔３２が隣接するネジ孔２４に対し平行であることから、両者間の肉厚が軸方向について一定となり、局部的な薄肉化ひいては局部的な強度低下が回避される。
　第１油孔３１および第２油孔３２は、クランクピン５の軸方向に対し直交する一つの平面に沿って形成されている。例えば、クランクピン軸受部１１の軸方向寸法の中央を通る上記平面の上に第１油孔３１および第２油孔３２が位置している。なお、本発明においては、上記の平面に対し多少の角度を有する斜め方向に第１、第２油孔３１，３２を形成してもよいが、第１油孔３１の油入口３１ｂにおける強度確保の上では、上記の平面に沿って形成することが望ましい。
　互いに交差する第１油孔３１および第２油孔３２がなす角度は、９０°よりも大きい。例えば、分割面１４を基準とした第１油孔３１の傾斜角度θが１０°であり、第２油孔３２が分割面１４に対し直交するとすると、第１油孔３１と第２油孔３２とは１００°の角度で交差することとなる。このように鈍角で交差することで、潤滑油の流れに対する交差部での損失が小さなものとなる。
　第１油孔３１および第２油孔３２は、例えば、ロアリンクアッパ６Ａを鍛造で形成した後にドリルを用いた二次的な機械加工によってそれぞれ形成されている。また、ロアリンクアッパ６Ａは、表面硬度を高めるために浸炭処理（浸炭焼き入れ）がなされるが、この浸炭処理の前にドリル加工を行うことが望ましい。
　ここで好ましい一実施例においては、第２油孔３２の径が第１油孔３１の径よりも相対的に大きく設定されている。このように第２油孔３２の径を大きくすることで第２油孔３２周囲における剛性が低下し、相対的に大きな変形が生じることから、応力集中が最も問題となる第１油孔３１（特にその油入口３１ｂ）周囲における応力が低下する。つまり、両者が同一の径の場合、あるいは、逆に第１油孔３１が第２油孔３２よりも小径である場合、に比較して、油入口３１ｂにおける応力が緩和される。
　また、このように第２油孔３２の径を第１油孔３１の径よりも相対的に大きくすることで、多少の加工誤差ないし公差があっても、両者の交差部において連通状態を確実に確保することができ、所定の通路断面積が安定的に得られる。
　なお、図示例では、ドリル加工の都合上、第２油孔３２の先端３２ａが第１油孔３１を横切ってさらに僅かに延びているが、加工が可能であれば、このような余剰の通路部分は不要である。
　上記のように構成された実施例のロアリンク６にあっては、所定のクランク角度においてクランクピン５側の油供給孔２９と第１油孔３１の油入口３１ｂとが合致し、加圧されている潤滑油が第１油孔３１および第２油孔３２を通って油出口３２ｂからオイルジェットとしてアッパピン４へ向けて噴出する。このオイルジェットによって、アッパピン４とアッパリンク３との間が潤滑される。
　ここで、第１油孔３１は、分割面１４に対する傾斜角度θが比較的に小さく、分割面１４に近い位置に油入口３１ｂが開口するので、油入口３１ｂの開口縁における応力集中が緩和される。例えば、図４と同一のアッパピン４等の配置を前提として、クランクピン軸受部１１の半径線に沿ってアッパピン４と交差し得る方向に直線的に油孔を貫通形成したとすると、分割面１４に対する傾斜角度θは４０°前後の角度となる。この角度方向は、クランクピン軸受部１１の周方向の応力分布の中でかなり応力が高い部位を通過することとなる。これに対し、上記実施例では、油孔３０を第１油孔３１と第２油孔３２とから構成することで、油入口３１ｂが分割面１４に近い位置となり、応力集中を抑制する上で有利である。
　ところで、上記のように分割面１４を基準とした第１油孔３１の傾斜角度θが小さくなると、ロアリンク６の揺動運動およびクランクピン５の旋回運動の中でクランクピン５に対する油入口３１ｂの周方向速度が高くなる（例えば上述した傾斜角度θが４０°程度の場合に比較して）。そのため、クランクピン５側の油供給孔２９と油入口３１ｂとが合致する時間が相対的に短くなり、潤滑油量が減少する傾向となる。そのため、好ましい一実施例においては、図５に示すように、軸受メタル１６の連通孔４１を周方向に長くなった長孔状に形成する。
　すなわち、軸受メタル１６は、全体として円筒状をなすように１８０°ずつ２分割して構成されており、ロアリンクアッパ６Ａおよびロアリンクロア６Ｂにそれぞれ非回転状態に組み付けられるものである。この軸受メタル１６には、クランクピン５側の油供給孔２９とロアリンク６の油入口３１ｂとを互いに連通させるために、油入口３１ｂに対応する位置に連通孔４１が形成されている。そして、この連通孔４１は、周方向に延びた長孔状をなしている。これにより、クランクピン５側の油供給孔２９とロアリンク６の油入口３１ｂとが所定角度範囲に亘って連通状態に保たれる。換言すれば、クランクピン５側の油供給孔２９とロアリンク６の油入口３１ｂとが互いに連通する時間が長くなる。従って、十分な潤滑油量が確保される。
　一実施例においては、図６に示すように、長孔状をなす連通孔４１の一端は油入口３１ｂに対応する位置にあり、他端は、分割面１４を基準とした傾斜角度θがより大きくなる位置まで延びている。
　なお、連通孔４１を過度に大きくすると軸受としての面圧が高くなるので好ましくない。
　第１油孔３１の分割面１４を基準とした傾斜角度θは、上記第１実施例では１０°を例に説明したが、本発明において、第１油孔３１の傾斜角度θは特定の角度に限定されるものではない。図７~図９は、クランクピン軸受部１１の半径線に沿った第１油孔３１の傾斜角度θを例えば２４°とした第２実施例のロアリンク６を示している。他の構成は、基本的に第１実施例と同様である。第１油孔３１は、やはり、その中心線の延長線がアッパピン４と交差しない方向を指向しており、潤滑油は、第２油孔３２を介してアッパピン４側へ案内される。
　この第２実施例では、交差部における第１油孔３１と第２油孔３２との交差角度が第１実施例よりも大きくなり、流れの方向変化に伴う圧力損失は小さい。また、第２油孔３２の通路長さが第１実施例に比較して短くなり、この点でも圧力損失が小さくなる。その反面、第１油孔３１の油入口３１ｂの位置は、応力の高い部位に近づくこととなる。従って、両者を勘案して傾斜角度θを設定することが望ましい。
　第２実施例においても、軸受メタル１６の連通孔４１は長孔状に形成されているが、第１実施例に比較して第１油孔３１の傾斜角度θが大きいので、長孔状をなす連通孔４１の周方向中央付近に第１油孔３１の油入口３１ｂが位置している（図９参照）。
　なお、第１，第２実施例のロアリンクアッパ６Ａ（ロアリンク６）は、上記の油孔３０のほかに、ピストン１（図１参照）ないしシリンダ内壁面へ向かってオイルジェットを供給するための油孔２８を備えている。この油孔２８は、クランクピン軸受部１１の円周の中で最大燃焼荷重反力が作用する位置よりもコントロールピン９寄りに位置している。そのため、前述した燃焼荷重および燃焼荷重反力による開口縁での応力集中は比較的に少ない。従って、油孔２８は単純な直線状に形成されている。この油孔２８に対応する軸受メタル１６の連通孔４２は、真円形をなしている（図５，図６，図９参照）。
　以上、この発明の一実施例を詳細に説明したが、この発明は上記実施例に限られず、適宜な変更が可能である。例えば、上記実施例では、第１油孔３１がクランクピン軸受部１１の半径線に沿って形成されているが、クランクピン軸受部１１の半径線に対し多少傾いていてもよく、あるいは、半径線に対して僅かに平行移動させたような配置であってもよい。
　また、第２油孔３２は、分割面１４に対して直交する方向（つまりボルト２１に平行な方向）に厳密に沿っていなくてもよい。

Claims (7)

  1. 　内燃機関のピストンにピストンピンを介して一端が連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端にアッパピンを介して連結され、かつクランクシャフトのクランクピンに連結されたロアリンクと、一端が機関本体側に揺動可能に支持され、他端が上記ロアリンクにコントロールピンを介して連結されたコントロールリンクと、を備えてなる内燃機関のピストンクランク機構における上記ロアリンクであって、上記アッパピンと上記コントロールピンとの間に上記クランクピンに回転可能に嵌合するクランクピン軸受部を有し、上記クランクピンの油供給孔から上記アッパピンと上記アッパリンクとの連結部へ向けて潤滑油を供給する油孔が上記クランクピン軸受部を通して形成された内燃機関のロアリンクにおいて、
    　上記油孔は、
    　上記クランクピン軸受部内周面から半径方向外側へ直線状に延びた第１油孔と、
    　上記第１油孔の先端部と交差し、一端が油出口としてロアリンク外側面に開口した直線状に延びた第２油孔と、
    　から構成されている、内燃機関のロアリンク。
  2. 　上記第２油孔の径が上記第１油孔の径よりも相対的に大きい、請求項１に記載の内燃機関のロアリンク。
  3. 　上記第１油孔と上記第２油孔とが交差する角度は９０°よりも大きい、請求項１または２に記載の内燃機関のロアリンク。
  4. 　ロアリンクは、上記クランクピンの中心を通る分割面において、アッパピン用ピンボス部を含むロアリンクアッパと、コントロールピン用ピンボス部を含むロアリンクロアと、に２分割されているとともに、これら２つの部品が上記分割面に直交する方向に延びた複数のボルトによって互いに締結されており、
    　上記第１油孔は上記分割面に対し斜めに傾いた方向に延びており、
    　上記第２油孔は上記分割面に直交する方向に延びている、
    　請求項１~３のいずれかに記載の内燃機関のロアリンク。
  5. 　上記第１油孔は、その中心線の延長線が上記アッパピンの外周面と交差しない方向に形成されており、
    　上記第２油孔は、その中心線の延長線が上記アッパピンの外周面と交差する方向に形成されている、
    　請求項１~４のいずれかに記載の内燃機関のロアリンク。
  6. 　上記第１油孔は、上記クランクピン軸受部の半径線に沿って形成されている、
    　請求項１~５のいずれかに記載の内燃機関のロアリンク。
  7. 　上記クランクピン軸受部は、軸受メタルを介して上記クランクピンに嵌合しており、
    　上記軸受メタルに、上記クランクピンの油供給孔と上記第１油孔とを所定角度範囲に亘って連通状態に保つ長孔状の連通孔が開口形成されている、
    　請求項１~６のいずれかに記載の内燃機関のロアリンク。
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