(57)【要約】【課題】  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。【解決手段】  ピストン２１の往復動に伴って発生する二次振動の方向が第１の運転状態と第２の運転状態とで異なっていても、二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に設定したことにより、第１、第２の運転状態での二次振動の両方を効果的に抑制することができる。特に二次バランサー装置４３が発生する加振力の方向を、第１、第の運転状態での二次振動の振幅がほぼ等しくなるように設定したので、第１、第２の運転状態での二次振動の両方を一層効果的に抑制することができる。【選択図】        図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストン（２１）のストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、エンジン（Ｅ）の運転に伴う振動を低減するバランサー装置（４３）とを備えたエンジンの振動除去装置において、
前記バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向を、運転状態の切り換え時の振動変化を抑制するように設定したことを特徴とするエンジンの振動除去装置。
【請求項２】
ピストン（２１）のストローク特性を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）とを備えた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）が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に設定したことを特徴とするエンジンの振動除去装置。
【請求項３】
前記二次バランサー装置（４３）が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動の振幅と、第２の運転状態での二次振動の振幅とがほぼ等しくなるように設定したことを特徴とする、請求項２に記載のエンジンの振動除去装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、ピストンのストローク特性を変更するストローク特性可変機構と、エンジンの運転に伴う振動を低減するバランサー装置とを備えたエンジンの振動除去装置と、ピストンのストローク特性を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たエンジンの振動除去装置とに関する。
【背景技術】
【０００２】
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。
【特許文献１】特開２００２−１８８４５５号公報
【特許文献２】特開２００２−１７４１３１号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
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振動特性、特に二次振動の方向が変化してしまう。
【０００４】
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。
【０００５】
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。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
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変更するストローク特性可変機構と、エンジンの運転に伴う振動を低減するバランサー装置とを備えたエンジンの振動除去装置において、前記バランサー装置が発生する加振力の方向を、運転状態の切り換え時の振動変化を抑制するように設定し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。
【０００７】
また請求項２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た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が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に設定し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。
【０００８】
また請求項３に記載された発明によれば、請求項２の構成に加えて、前記二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動の振幅と、第２の運転状態での二次振動の振幅とがほぼ等しくなるように設定し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。
【０００９】
尚、実施例の二次バランサー装置４３は本発明のバランサー装置に対応する。
【発明の効果】
【００１０】
請求項１の構成によれば、エンジンの運転状態の切り換え時に振動状態が変化しても、バランサー装置が発生する加振力の方向が前記変化を抑制するように設定されているので、エンジンの運転状態に関わらずに振動を効果的に抑制することができる。
【００１１】
請求項２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第１の運転状態と第２の運転状態とで異なっていても、二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向と、第２の運転状態での二次振動を抑制する加振力の方向との中間に設定したことにより、第１、第２の運転状態での二次振動の両方を効果的に抑制することができる。
【００１２】
請求項３の構成によれば、二次バランサー装置が発生する加振力の方向を、第１、第２の運転状態での二次振動の振幅がほぼ等しくなるように設定したので、第１、第２の運転状態での二次振動の両方を一層効果的に抑制することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
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。
【００１４】
図１〜図８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は可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態）、図６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７はエンジンの二次振動の方向を示すグラフ、図８は二次バランサー装置の効果を示すグラフである。
【００１５】
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に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。
【００１６】
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。
【００１７】
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。
【００１８】
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。
【００１９】
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。
【００２０】
尚、二次バランサー装置４３は、クランクシャフト１７からチェーンあるいはタイミングベルトを用いて第１、第２バランサーシャフト４４，４５に駆動力を伝達するものであっても良い。
【００２１】
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。
【００２２】
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５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。
【００２３】
逆に、図５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。
【００２４】
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。
【００２５】
図７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。
【００２６】
図６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。
【００２７】
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、高圧縮比時の二次振動の方向θ１と低圧縮比時の二次振動の方向θ２との中間の方向θに設定している。具体的には、高圧縮比時の二次振動の振幅と低圧縮比時の二次振動の振幅とがほぼ一致するように、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θを設定している。これにより、高圧縮比時および低圧縮比時の二次振動の両方を効果的に低減することができる。
【００２８】
エンジンＥの圧縮比を変更しても、二次バランサー装置４３によってエンジンＥの二次振動の方向の変化が極めて小さく抑えられるので、乗員がエンジンＥの運転状態の変化による違和感を覚えることが少なくて済む。
【００２９】
図８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。
【００３０】
図８（Ａ）〜（Ｃ）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８（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が低圧縮比時の二次振動（太い破線）がかなり残存している。図８（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が高圧縮比時の二次振動（太い実線）がかなり残存している。図８（Ｃ）は高圧縮比時および低圧縮比時の中間の設定（本実施例の設定）であり、高圧縮比時の二次振動（太い実線）の振幅および低圧縮比時の二次振動（太い破線）の振幅が同じ大きさに低減している。
【００３１】
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。
【００３２】
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。
【図面の簡単な説明】
【００３３】
【図１】可変圧縮比エンジンの縦断面図（高圧縮比状態）
【図２】図１の２−２線矢視図
【図３】図１の３−３線矢視図
【図４】図１の４方向矢視図
【図５】可変圧縮比エンジンの縦断面図（低圧縮比状態）
【図６】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７】エンジンの二次振動の方向を示すグラフ
【図８】二次バランサー装置の効果を示すグラフ
【符号の説明】
【００３４】
２１        ピストン
４３        二次バランサー装置（バランサー装置）
Ｅ          エンジン
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
2006207634.tif 000007
【図６】
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【図７】
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【図８】
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