(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
可変ストロークおよび圧縮比のエンジンであって、
ウォブラ（４２）に連結された複数のピストン（８）と、
回転軸（２２）を有するクランク（２０）であって、前記回転軸に対して第１角度を有する上部ジャーナル（２４）と、前記回転軸に対して第２角度を有する下部ジャーナル（１８）とを有するクランクと、
前記クランクにより保持されるクレードル（３２）であって、前記上部および下部ジャーナルに摺動係合して、それらの上で第１高偏心位置と第２低偏心位置との間を移動するクレードルと、
前記クランクを前記クレードルに回転不能に連結する手段と、
前記ウォブラを前記クレードルに回転可能に連結する手段とを備えることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項２】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記クランクの回転軸が、前記ピストンの動作方向と実質的に平行であることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項３】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記第１高偏心位置から前記第２低偏心位置への前記下部ジャーナル上の前記クレードルの移動が、前記ウォブラを通じて、前記ピストンのストロークの減少を生じさせることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項４】
請求項３に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記上部ジャーナル上の前記クレードルの移動が、圧縮比の変化を生じさせることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項５】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記ウォブラを前記クレードルに回転可能に連結する手段が、転動体ベアリング（４４ａ，４４ｂ）を含むことを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項６】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記上部ジャーナル上で移動し、前記クレードルに設けられる第１分割ブッシング（２８）と、前記下部ジャーナル上で移動し、前記クレードルに設けられる第２分割ブッシング（２８）とをさらに備えることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項７】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記クレードルがチャンバ（３９）を含み、
当該エンジンがさらに、複動式の流体回路を備え、この流体回路が、前記クランクから延びて、前記上部および下部ジャーナルの中間にある反応プレート（４０）を有し、この反応プレートが、前記チャンバを、上部チャンバ（３８）と下部チャンバ（３６）とに分割し、前記上部チャンバへの液圧の導入が、前記反応プレートに、前記クランク上で前記ウォブラの偏心度を増加させるように促し、前記下部チャンバへの液圧の導入が、前記反応プレートに、前記クランク上で前記ウォブラの偏心度を減少させるように促すことを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項８】
請求項６に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記クランクを前記クレードルに回転不能に連結する手段が、実質的に矩形状の断面を有する前記上部および下部ジャーナルと、円筒状外形を有するとともに、前記ジャーナルを受け入れるために、実質的に矩形状の内側形状を有する分割スライダブッシングを備える前記第１および第２ブッシングとを含むことを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項９】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記ピストンを前記ウォブラに連結するロッド（４６）をさらに備え、前記ロッドが、小端部ボール（５２）およびソケットで、それぞれのピストンに連結されるとともに、大端部ボール（４８）およびソケットで、前記ウォブラに連結されていることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項１０】
請求項１に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記ウォブラをエンジンのベッドプレートに回転不能に連結する手段をさらに備えることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項１１】
請求項１０に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンにおいて、
前記ウォブラを回転不能に連結する手段が、前記ウォブラに連結されて、前記ベッドプレートのスロット内を移動するシュー（８６）のソケット（８４）内に受け入れられるボール（８２）を含むことを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジン。
【請求項１２】
可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システムであって、
複数のピストンによる作動のためにクランク上でウォブラを保持する手段と、
前記ピストンの下死点位置の制御のために、前記ウォブラを第１角度に移動させる手段と、
前記ウォブラを第１角度に移動させるのと同時に、前記ピストンの上死点位置の制御のために、前記ウォブラを第２角度に移動させる手段とを備えることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システム。
【請求項１３】
請求項１２に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システムにおいて、
前記ウォブラを保持する手段が、クランク（１０）により保持されるクレードル（３２）を含み、前記ウォブラを移動させる手段が、
前記クランクの回転軸に対して第１角度を有する前記クランクの上部ジャーナル（２４）と、
前記回転軸に対して第２角度を有する前記クランクの下部ジャーナル（１８）と、
前記上部ジャーナル上で移動し、前記クレードルに設けられる第１分割ブッシング（２８）と、
前記下部ジャーナル上で移動し、前記クレードルに設けられる第２分割ブッシング（２８）と、
前記クランクから延びて、前記上部および下部ジャーナルの中間にある反応プレート（４０）を有する複動式の流体回路とを備え、
前記反応プレートが、前記クレードル内のチャンバを、上部チャンバ（３８）と下部チャンバ（３６）とに分割し、前記上部チャンバへの液圧の導入が、前記反応プレートに、前記クランク上で前記ウォブラの偏心度を増加させるように促し、前記下部チャンバへの液圧の導入が、前記反応プレートに、前記クランク上で前記ウォブラの偏心度を減少させるように促すことを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システム。
【請求項１４】
請求項１３に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システムにおいて、
前記上部および下部ジャーナルが、実質的に矩形状の断面を有し、前記第１および第２分割ブッシングが、円筒状外形と、前記ジャーナルを受け入れるために、実質的に矩形状の内側形状とを有する分割スライダブッシングを備えることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システム。
【請求項１５】
請求項１３に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システムにおいて、
前記ピストンを前記ウォブラに連結するロッド（４６）をさらに備え、前記ロッドが、小端部ボール（５２）およびソケットで、それぞれのピストンに連結されるとともに、大端部ボール（４８）およびソケットで、前記ウォブラに連結されていることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システム。
【請求項１６】
請求項１３に記載の可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システムにおいて、
前記ウォブラを回転不能に連結するために、前記ウォブラに連結されるとともに、前記ベッドプレートのスロット内を移動するシューのソケット内に受け入れられるボールをさらに備えることを特徴とする可変ストロークおよび圧縮比のエンジンのためのピストン制御システム。
【請求項１７】
内燃エンジンの出力を制御する方法であって、
複数のピストンによる作動のために、回転軸を有するクランク上でウォブラを保持するステップと、
前記ピストンの下死点位置の調節のために、前記回転軸に対して第１角度に、前記ウォブラを移動させるステップと、
前記回転軸に対して第１角度に前記ウォブラを移動させるのと同時に、前記ピストンの上死点位置の調節のために、前記回転軸に対して第２角度に、前記ウォブラを移動させるステップとを備えることを特徴とする方法。
【請求項１８】
請求項１７に記載の方法において、
前記ウォブラがクレードルにより前記クランク上に設けられ、前記クランクが、前記回転軸に対して第１角度を有する上部ジャーナルと、前記回転軸に対して第２角度を有する下部ジャーナルとを包含し、
前記回転軸に対して第１角度に移動させるステップが、前記クレードル内の上部チャンバに液圧を導入して、前記クランクから延びる反応プレートに、前記上部ジャーナル上でキャリアを移動させるように促すステップを含み、
前記回転軸に対して第２角度に移動させるステップが、前記下部ジャーナル上でキャリアを移動させるステップを含み、
前記回転軸に対して第１角度に移動させるステップおよび前記回転軸に対して第２角度に移動させるステップが、前記クランク上で前記ウォブラの偏心度を増加させるステップを含むことを特徴とする方法。
【請求項１９】
請求項１８に記載の方法において、
前記下部チャンバに液圧を導入して、前記反応プレートに、前記クランク上で前記ウォブラの偏心度を減少させるように促すステップをさらに備えることを特徴とする方法。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、一般に、内燃エンジンの分野に関し、より具体的には、ピストンに連結されたウォブラ（wobbler）であって、一定の圧縮比を維持しながらストロークの変動のために二重角度を有するクランク（dual angled crank）上に配置することができるウォブラを有する多気筒内燃エンジンに関するものである。
【０００２】
［関連出願の相互参照］
本願は、２００９年６月１日に出願された、発明の名称を“Ｖａｒｉａｂｌｅ  Ｓｔｒｏｋｅ  Ｃｏｎｓｔａｎｔ  Ｃｏｍｐｒｅｓｓｉｏｎ  Ｒａｔｉｏ  Ｅｎｇｉｎｅ”とする本願と共通の発明者による米国仮出願第６１／１８３，０１５号の優先権を利用するものである。
【背景技術】
【０００３】
内燃エンジンは、その２つの現在の形式（火花点火ガソリンおよび圧縮点火ディーゼル）においては、個人の移動に効率的を動力を供給するのにはあまり適していない。自動車および顧客の期待は、エンジンの最大出力が通常使用されるよりも遥かに超えて、エンジンがその寿命の大部分を５−２５％の負荷で作動するものへと変化している。
【０００４】
ディーゼルエンジンは、ガソリンエンジンよりも部分負荷で効率的であるが、２０００＋バール燃焼噴射装置、可変容量ターボチャージャーシステムおよび排出後処理が、現代の乗用車ディーゼルエンジンを非常に高価なものとしている。ＮＯＸ、ＳＣＲ触媒を低減する高レベルのＥＧＲ、ディーゼル粒子フィルタはすべて、エンジン効率に悪影響を与える。また、ガソリンと比較したディーゼル燃料の価格は、エンドユーザ用のエンジンの固有の高い効率によるコスト削減の効果を打ち消すことが多い。
【０００５】
ガソリンエンジンは、依然として比較的に安価であり、三元触媒により、非常にクリーンなエンジンであり、全負荷効率が３５％に達することもある。しかし残念ながら、部分負荷性能は非常に貧弱であり、熱効率は、その動作期間の大部分が、一桁に突入し、２０％またはそれ以上に達することは滅多にない。ガソリンエンジンのアイドリングは、自動車が空調、パワーステアリングおよび娯楽システムを作動している状態で、スロットリングによる著しいエネルギー損失、エンジン摩擦アクセサリ寄生損失および冷却損失を生じるとともに、非常に速く燃料を使用する。
【０００６】
図１は、ガソリンエンジンの基本的な圧力／体積（ＰＶ）線図を示している。出力は空冷装置のスロットリングにより制御される。エンジンは、ほぼ一定の空気／燃料比で作動し、よってエンジンの空気システムは、燃料流量、つまり出力を減らすために、制限する必要がある。低負荷運転では、エンジンの吸気マニホールドが非常に低い圧力に低下され、その一方で、排気マニホルードが（マフラ、触媒およびパイプ制限に加えて）大気より高く維持される。これは、厳しいポンピング損失をもたらす。スロットリングによるエンジンの吸気と排気の圧力差は、ブレーキ平均有効圧力（ＢＭＥＰ）の直接的な損失であり、図２に示すように、“ネガティブポンピング・ループワーク（negative pumping loop work）”と一般に呼ばれる。
【０００７】
恐らくは、直接ポンピングワークよりも大きい影響であっても、エンジンシステムの圧縮比（ＣＲ）および膨張比（ＥＲ）が低下する。熱力学サイクル（オットーサイクルなど）は、様々なエンジンタイプを特徴付けるために使用されることが多いが、それらサイクルは、ＰＶ線図で見られる実際のエンジン機械サイクルとは異なる。実際のエンジンサイクルのＰＶ線図が熱力学サイクルに一見すると似ているという事実が、混乱を増大させている。熱力学サイクルにおいて、圧縮比および膨張比は、Ｘ軸、すなわち体積比で特徴付けられる。これは、吸気および排気プロセスの説明とはならない。もしそうであるとすると、それらプロセスが、圧力低下を生じることなく上死点および下死点で即座に生じなければならず、また、連結する容器が同じ圧力および温度にあり、すなわち吸気におけるスロットリングまたは排気における背圧が存在しないものでなければならないであろう。
【０００８】
圧縮および膨張プロセス中に何度も吸気弁および排気弁が開くときは、エンジンの理論上の体積比が実際の効率を示すことはなく、また、エンジンは、排気マニホールドを１バールよりも高くしながらも、吸気マニホールドにおいて０．１バールにスロットルダウンすることができる。実際のエンジンに関する結論を引き出すために熱力学サイクルを使用することは、スロットリングされたガソリンエンジンの部分負荷運転を考えるときに、特に厳しく制限される。
【０００９】
実際のエンジンにおいては、高温ガスの膨張によって出力が生成され、冷気の圧縮が必要な寄生損失となる。それら出力、一方は正、他方は負であるが、Ｙ軸（圧力比）上で計算されるように、圧縮比および膨張比の関数となる。
【００１０】
閉じた熱力学サイクルにおいては、ＰとＶとの間に一定の関係、ＰＶ＝ｍＲＴが存在する。バルブを有する開いたサイクルのエンジンにおいては、この関係は存在せず、よって、熱力学サイクルは、実際の動作サイクルのそれほど簡略化された表現とはならない。
【００１１】
このエンジンを示す簡略化された熱力学サイクル、オットーサイクルの効率は、圧縮比η＝１−１／ＣＲ（γ−１）の関数となる。ここで、ηはエンジン効率、ＣＲは圧縮比、γは空気の比熱比である。
【００１２】
図２に示すように、高度にスロットリングされた動作点を見ると、シリンダにおける体積圧縮は同じ比率であるが、吸気マニホールドの圧力が非常に低いため、圧縮されるガスの絶対圧が非常に低くなる。エンジンの出力は、膨張ストロークによって得られる。膨張ストロークの出口圧力が大気圧よりも僅かに高い圧力で固定されたままである場合、圧縮からの低い圧力が、低い膨張比をもたらすこととなる。これは、エンジンの出力および効率を低下させる。例えば、１０／１の圧縮比エンジンが吸気マニホールドにおいて１バールから０．５バールにスロットリングされる場合、効率計算に入力すべき真のＣＲは、５／１のＣＲである。圧縮比が、圧縮の始めと終わりの圧力よりむしろ、エンジンの排気量および最小燃焼量により決定されるという、幾つかの学術的論議が存在するかもしれないが、図２に明確に示されるように、スロットリングされるときにエンジンの膨張比がより小さくなるという、議論は存在しない。すなわち、空気流量（および燃料流量）の低下からだけでなく、低い膨張比を有することからも、エンジン出力が低下する。エンジンを通る流量の低下は、出力を低下させ、膨張比の低下は、出力および熱効率を低下させる。
【００１３】
エンジン摩擦は、リング、ピストン、ロッドベアリング、クランクシャフトベアリングおよびバルブ機構（カムベアリング、タペット、バルブおよびギアまたはチェーン）など、数多くの構成要素から生じる。オイルポンプ寄生損失は、同様にここで維持される基準（book）となり得る。従来より知られているように、リングおよびピストンは、図３に示すように、摩擦損失の約１／２を占める（ＩＭｅｃｈＥ  Ｒｅｖｉｅｗ  ｏｎ  Ｔｒｉｂｏｌｏｇｙ．“Ｔｒｉｂｏｌｏｇｙ−Ｍｏｔｏｒｉｎｇ  ｉｎｔｏ  ｔｈｅ  ２１ｓｔ  Ｃｅｎｔｕｒｙ”ｂｙ  Ｃｈｒｉｓ  Ｔａｙｌｏｒ，２００３）。エンジン摩擦は、主にエンジン速度の関数となり、負荷の関数とはならない。ＩＣエンジンについてのＳｈｉｎｎ−Ｆｌｙｎｎ摩擦モデルは、図４が示すように、これを示している（Ｉｎｔｅｒｎａｌ  Ｃｏｍｂｕｓｔｉｏｎ  Ｅｎｇｉｎｅ  Ｈａｎｄｂｏｏｋ，Ｅｄｉｔｅｄ  ｂｙ  Ｂａｓｓｈｕｙｓｅｎ  ＆  Ｓｈａｆｅｒ，２００４  ＳＡＥ  Ｉｎｔｅｒｎａｔｉｏｎａｌ）：
【数１】
0005706400.tif 000002
ここで、ＦＭＥＰは摩擦平均有効圧力、ａは摩擦の定数部分（０．３−０．５バール）、ｂはシリンダ最大圧力による寄与係数（０．００４−０．００６）、Ｐｃｙｌは最大シリンダ圧力（バール）、ｃはピストンによる寄与係数（０．０００６−０．００１２）、νは平均ピストン速度（ｍ／ｓｅｃ）である。
【００１４】
よって、全負荷で加速する２０００ｒｐｍのエンジンは、１０％の負荷（適当な速度の運転）で２０００ｒｐｍのエンジンと実質的に同じ摩擦損失を有している。エンジンの出力が４０ｋＷで摩擦損失が２ｋＷである場合、５％の結果となる。エンジンの出力が４ｋＷで摩擦損失が２ｋＷのままである場合、５０％の結果となる。この事実は、なぜ気筒休止スキームがわずかな利益しかもたらさないのかを示している。ピストン、リング、クランクおよびバルブ機構は、シリンダがすべて作動された場合にそうなるであろう寄与損失とほぼ同じ寄与損失を依然としてもたらしている。
【００１５】
よって、スロットリングおよびエンジン摩擦から生じる損失を低減するガソリン内燃エンジンを提供することが望ましい。
【発明の概要】
【００１６】
本出願の実施形態では、ウォブラに連結された複数のピストンを用いる可変ストロークおよび圧縮比エンジンについて説明する。回転軸を有するクランクは、前記軸に対して第１角度を有する上部ジャーナルと、前記軸に対して第２角度を有する下部ジャーナルとを備える。ウォブラに対する回転動作のために連結されたクレードルは、第１高偏心位置（first high eccentricity position）と第２低偏心位置（second low eccentricity position）との間の移行のために、上部および下部ジャーナルへのスライド係合によって、クランクにより移動される。
【００１７】
ピストンによる作動のためにクランク上にウォブラを設けることにより、クランクの第１角度のジャーナルに対してウォブラを移動させてピストンの下死点位置を調節することが可能になるとともに、ストロークを変更し、クランクの第２角度のジャーナルに対してウォブラを同時に移動させてピストンの上死点位置を調節することが可能になり、それにより圧縮比を調節することができる。
【００１８】
本発明の上記およびその他の特徴および利点は、添付図面に関連して考慮した場合に、以下の詳細な説明を参照することにより、良好に理解されることであろう。
【図面の簡単な説明】
【００１９】
【図１】図１は、従来のガソリンエンジンについての基本的な圧力／体積線図である。
【図２】図２は、スロットリングによる従来のエンジンの吸気から排気までの圧力の変化を示すグラフである。
【図３】図３は、都市部の運転時の車の出力分布のバーチャートである。
【図４】図４は、エンジン速度および負荷に基づくエンジン摩擦のグラフである。
【図５】図５Ａは、例示的な実施形態の水平断面図、図５Ｂは、図５Ａの例示的な実施形態の垂直断面図、図５Ｃは、ジャーナルおよびブッシングの細部を示すクランクの等角図、図５Ｄは、例示的な実施形態の流体制御回路の概略図、図５Ｅは、分かり易くするために、ベッドプレート、シリンダブロックおよびシリンダライナを取り除いた例示的な実施形態の等角図、図５Ｆは、図５Ｅに示す実施形態の等角断面図である。
【図６】図６Ａ、図６Ｂおよび図６Ｃは、最小ストローク、中間ストロークおよび最大ストロークにおける図５Ｂの例示的な実施形態の垂直断面図、図６Ｄは、例示的な実施形態の圧力／体積線図である。
【図７】図７Ａは、３つのシリンダを有する代替的な実施形態の水平断面図、図７Ｂは、シリンダ配置を示すために断面とされたケースを有する図７Ａの例示的な実施形態の側面図である。
【図８】図８Ａ、図８Ｂ、図８Ｃ、図８Ｄおよび図８Ｅは、下部および上部ジャーナルの選択された角度における圧縮比およびストローク変化のグラフである。
【図９】図９は、回転防止デバイスの部分垂直断面詳細図である。
【図１０】図１０Ａは、クレードルおよび制御アセンブリを有するウォブラの部分垂直断面詳細図、図１０Ｂは、図１０Ａに示す構成要素の等角図である。
【図１１】図１１は、摩擦損失のバーチャートである。
【図１２】図１２は、例示的な実施形態における２つの排気量位置におけるピストン速度のグラフである。
【図１３】図１３は、例示的な実施形態における往復摩擦のグラフである。
【発明を実施するための形態】
【００２０】
図面を参照すると、図５Ａおよび図５Ｂは、ピストン８を有するシリンダ６が分離パターンで配列された４シリンダエンジンについての第１実施形態を示している。４シリンダ構成のための正方形のように見えるが、そのパターンは、９０度間隔でシリンダを有する円形となっている。別の配置としては、６０度の間隔で円形パターンでシリンダが配列された６シリンダエンジンがある。それら配置は、“バレルエンジン”レイアウトと呼ばれることもある。図７Ａおよび図７Ｂに関して後で述べるように、点火タイミングの均一化を図るために奇数個のシリンダを有する追加的な構成を用いることもできる。図５Ｂで最も良く分かるように、クランク１０は、シリンダブロック１４およびエンジンベッドプレート１６における２つのベアリング１２ａ，１２ｂでそれぞれ回転し、当該クランクは、矩形断面を有し回転中心線２２に対して角度β（ベータ）２０で延びる下部ジャーナル１８と、同様に矩形断面を有し回転中心線に対して角度α（アルファ）２６で延びる上部ジャーナル２４とを備える。クランクの回転中心線は、シリンダおよびピストンの動作方向と実質的に平行である。各ジャーナルは、それらジャーナルに沿ったスライド動作のために取り付けられた一対の円筒状の分割スライダブッシング２８を有する。２セットの分割ブッシングは、キャリアまたはクレードル３２に保持されている。クレードル３２および円筒状の分割スライダブッシング２８はすべて、クランクシャフト１０を有する制御アセンブリとして回転し、矩形ジャーナルおよびスライダブッシングの嵌め合わせスロットが、回転平面においてユニットとして当該アセンブリを固定する機能を果たす。矩形ジャーナルおよび分割ブッシングの細部は、図５Ｃで最も良く分かる。制御アセンブリは、ジャーナル上をスライドして、図５Ｄに概略的に示される流体回路３３による制御に応答する。流体回路は、管路３５ａおよび３５ｂを介して作動流体を提供するポンプおよび制御ユニット３４を有する。キャビティ３６および３８は、反応プレート４０によりクレードルのチャンバ３９内に形成され、反応プレートはクランクシャフト１０と一体とされるか、またはクランクシャフトに取り付けられ、それにより、複動式の流体回路を提供する。ストロークを長くするために、オイルが、加圧下で、ポンプおよび制御ユニットから管路３５ａを介してキャビティ３８内に流入することが許容されるとともに、管路３５ｂを介して、キャビティ３６から取り除かれ、それは、クレードル３２により保持される制御アセンブリをより高偏心へと移動させる。一方、ストロークを短くするために、オイルが、加圧下で、キャビティ３６内に流入することが許容されるとともに、キャビティ３８から取り除かれて、制御アセンブリを低偏心へと移動させる。ストロークの変化および圧縮比の調節は、上部および下部ジャーナル上の分割ブッシングが異なる角度αおよびβで移動することによる、クランクシャフト上のクレードルの動作によって同時に達成される。クランクの二つの角度を有するジャーナルは、エンジンのＰＶ線図の圧力軸を変える従来のスロットリングとは異なり、体積軸を制御することにより、出力の変化を効率的に可能にする。
【００２１】
ウォブラ４２は、ベアリング４４ａ，４４ｂを使用して、クレードル３２に連結されるとともに、後で詳述する回転防止機構を介してエンジンベッドプレート１６に連結されている。本明細書の実施形態に開示されるエンジンのためのベッドプレートまたはケースは、例示のみを目的としている。ベッドプレートの実際の形状および構成は、エンジンマウンティング、冷却システム流路、オイルポンプおよび水ポンプのような補助装置およびその他のインタフェースアプリケーションを収容するために、必要に応じて変えることができる。クレードルおよび関連する制御要素の回転と抑制する回転防止機構は、結合ロッド４６への各結合部において、ウォブラに正弦波動作を生じさせる。結合ロッドは、ウォブラの動作のための必要な自由度を提供するために、ボールソケット大端部ロッドベアリング４８を介してウォブラに連結されている。代わりの例示的な実施形態では、流体静力学、流体力学のベアリングまたは転動体摩擦防止ベアリングを用いることができる。
【００２２】
結合ロッド４６は、ピストン８によって駆動されるとともに、ボールソケットベアリングである小端部ベアリング５２によって連結されている。図示の実施形態においては、エンジンの静的構造が、ベッドプレート１６、シリンダブロック１４およびシリンダライナ５４から構成される。一体シリンダボアとともに、あるいは湿式または乾式ライナとともにエンジンを構成できることに、当業者は気付くであろう。
【００２３】
エンジンの動作要素の細部は、図５Ｅおよび図５Ｆに示されており、分かり易くするために、ベッドプレート、シリンダブロックおよびシリンダライナが取り除かれている。開示の実施形態は、必要な自由度を提供してシステムの実現性を許容するために、動作要素の適当なインターフェースを必要とする。図５Ｆは、直交する基準フレーム５７に対して、動作要素を等角断面で示している。例示的なシリンダアセンブリのロッド大端部ベアリング４８は、ピストンの直線動作およびＴＤＣからＢＤＣへの移行により形成されるウォブラの半径パスを提供するために、ＸＹ平面における回転を提供する必要がある。
【００２４】
また、ベアリング４８は、隣接するシリンダアセンブリにおいてＴＤＣからＢＤＣに移行するウォブラにより形成されるＹＺ平面における回転を提供する必要がある。さらに、４つのロッド大端部ベアリングの中心点を含む平面におけるウォブラの中心が、クランクシャフトの回転の中心上になく、その結果、ＸＺ平面におけるウォブラの中心が、３６０度の一回転を通る円を形成するため、ベアリング４８は、ＸＺ平面におけるウォブラの回転を提供する必要がある。この円の直径は、可変であり、ストロークが増加するに連れて増加する。
【００２５】
ＸＹ、ＹＺおよびＸＺ平面における回転は、このジョイントにおいて６の自由度を必要とする。したがって、二次元ジョイント（平行移動または回転）の任意の二つの組合せでは、動作の十分な自由を提供することができない。ボールソケットジョイントは、この自由を与えて、必要な動作を提供することとなる。
【００２６】
同様に、ロッド小端部ベアリング５２は、従来のリストピンジョイントに付随する２の自由度よりも高い自由度を提供する必要がある。ピストン８が中間ストロークに接近するときに、ＸＹ平面において提供しなければならない角度が存在する。また、クランクは、Ｚ方向にオフセットされて、隣接するピストンのためのストロークを形成する。したがって、小端部ジョイントは、ＸＹ平面における角度と同時に、ＹＺ平面において角度を提供する必要がある。よって、２を超える自由度が必要とされる。
【００２７】
開示の実施形態においては、クランクシャフト１０が、ベアリング１２ａおよび１２ｂに保持されて、エンジンシリンダブロック１４およびベッドプレート１６を通ってそれぞれ延びるとともに、ギア５６を有し、このギアが、実質的に従来のピストンヘッド（符号５５で一般に示される）におけるシリンダとの燃焼用空気および排気伝達のために、バルブ機構（図示省略）を駆動するように取り付けられている。従来のＩＣエンジンの実践は、数多くの構成におけるシリンダヘッドおよびバルブ機構の設計に使用することができる。代替的な実施形態では、ギア５６により駆動されるはすば歯車バルブ機構が、軸方向カムまたは電子バルブ動作によって駆動されるプッシュロッドバルブ機構と置き換えられる。
【００２８】
図６Ａ乃至図６Ｃに示すように、エンジン動作は、加圧下でオイルがキャビティ３６内に流入するのを許容して、キャビティ３８から圧力を逃がし、クレードルおよび制御要素を低偏心に移動させることにより、図６Ａの最小ストローク構成から、図６Ｂに示すように増加したストロークに変更することができる。図６Ｃは、最大ストロークのために配置された制御アセンブリを示している。ロッド４６は、ロッドの大端部がクランクスローの周りで回転してピストンに実質的な側面負荷を与える従来のＩＣエンジンとは対照的に、動作範囲に亘って、実質的に垂直のままである。
【００２９】
最大ストロークにおけるメカニズム、すなわち所与のエンジン速度における全出力が図６Ｃに示され、一方、図６Ｂは、部分ストローク（最大ストロークの約１／４）におけるメカニズムを示している。左側のピストンは、そのストロークについて上死点（ＴＤＣ）にある。図６Ａにおいて、ピストンは、ヘッド内にさらに移動して、図６Ｃの最大ストロークと比較したときに、最終燃焼体積を減少させて、それによりＣＲを調節する。可変リフト機構は、バルブが減少ストローク設定においてピストンに衝突するのを防止するために、図示の実施形態で必要になる場合がある。また、最適性能は、低ストロークにおける減少によりそのようなバルブリフトで向上させることもできる。
【００３０】
エンジンが図６Ｂに示すような部分負荷にあるときに、出力条件に一致するように、排気量が低減され、それにより、エンジンの最大圧縮比および膨張比を維持しながらも、スロットリング損失を除去することができる。ピストン速度は、１／４に低減され、それにより、ピストンおよびリングの速度に関連する摩擦損失が１／１６に低減されて、ピストン上に摩擦生成側面負荷が殆ど存在しなくなる。
【００３１】
図６ＤのＰＶ線図に示すように、本実施形態は、実質的に最大限の圧縮および膨張比を維持するとともに、全負荷マップ曲線６０４に対して、部分負荷マップ曲線６０２によって示されるネガティブポンピングワークを最小化する。結果として得られるサイクルは、高いエンジン効率を維持する。
【００３２】
図７Ａおよび図７Ｂは、円形パターンの周りに１２０°のオフセットで間隔を空けて配置される、３つのシリンダ５８および関連するピストン６０を有する代替的な実施形態を示している。この実施形態のその他の特徴部分は、最初の実施形態について述べたものと実質的に同様のままである。回転防止デバイスのためのトラックは、後でより詳細に述べるが、エンジンベースプレート６４より延びるブリスタ６２に設けられる。５または７シリンダの代替も、特定の用途で用いることができる。
【００３３】
第１実施形態に戻ると、クランクシャフトの下部ジャーナル１８および上部ジャーナル２４が関連する角度αおよびβに基づいて別々に機能を果たし、上部ジャーナルが上死点（ＴＤＣ）でピストンの位置を調整する一方、下部ジャーナルが下死点（ＢＤＣ）でピストンの位置を調整する。最大排気量は、下部ジャーナルの角度β（クランクシャフトの中心線に対する角度）の関数である。排気量と圧縮比（ＣＲ）の関係は、上部ジャーナルの角度αの関数である。実質的に固定のＣＲを維持するために、この角度を選ぶことができるが、エンジン負荷の関数として、ＣＲを最適化するために、それを選ぶこともできる。図８Ａ乃至図８Ｅは、αとβの例示的な組合せを例示している。α＝１２°、β＝３２°の図８Ａにおいては、トレース８０２で示される可変ストロークによって生成される排気量で負荷が低減されるため、ＣＲ（トレース８００）が僅かに増加する。エンジンの効率がＣＲの関数であり、ＣＲがガソリン火花点火エンジンにおけるノックにより制限されるため、負荷が減少するに連れて圧縮比を増加させることにより部分負荷効率をさらに改善することが可能である（燃焼が低負荷で火花ノック制限からさらに離れる）。よって、最適解のために燃焼システムに対してエンジンの圧縮比を調整することは、αおよびβの選択により可能である。図８Ｂは、β＝３４°における代替的なＣＲ調整を示しており、排気量が増加するに連れて、ＣＲ（トレース８０４）が増加する。同様に、図８Ｃは、α＝１４°、β＝３０°における別のＣＲ調整を示しており、排気量が増加するに連れて、ＣＲ（トレース８０６）が減少する。図８Ｄに示すように、β＝３２°で、αが１４°に増加すると、ＣＲ（トレース８０８）が、排気量の増加に伴い、初期の増加を示し、さらに高い排気量において、水平になる。同様に、図８Ｅに示すように、β＝３２°で、αが１０°に減少すると、ＣＲ（トレース８１２）が、図８Ｂと同様のプロファイルを示す。本明細書に開示の実施形態においては、αが１０°から１６°の範囲を有し、βが２８°から４０°の範囲を用いる。特定の代替的な実施形態においては、αが０°＜α≦１６°で規定される範囲を有することができる。更に発展させた実施形態では、上部および下部ジャーナルを曲げて、ジャーナル上のクレードルの進行の範囲に亘って、有効αおよびβの変化を与えるようにしてもよい。
【００３４】
クランクシャフトと関連するウォブラの望ましくない回転による不安定性または効率損失を排除するために、図９に示すように、回転防止デバイスが使用される。１つのウォブラアーム８０は、移動シュー８６のソケット８４に受け入れられるボール８２を有する先端延出部を組み込んでいる。シューは、エンジンのベッドプレート内に含まれるトラック８８またはベッドプレートから延びるトラックにおける往復動作のために制限される。ロッドと同様に、回転防止デバイスのためにボールソケットベアリングを使用することによって、ウォブラ動作により要求される多自由度が可能になる。
【００３５】
被駆動カム配置を使用するすべてのエンジン構造については、ウォブラとクレードル間における摩擦力が相互作用し、主ベアリングが動作への大きな影響を有する。本明細書に開示の例示的な実施形態においては、流体力学ベアリングおよび転動体ベアリングが用いられている。図１０Ａおよび図１０Ｂに示すように、クレードル３２は、ローラベアリング４４ａおよび４４ｂにより、ウォブラ４２内で支持されている。基本的な計算は、表１に要約して示すとともに、図１１に棒グラフの形式で示すように、ロッドの力、結果として得られるベアリングの力、原動力、および摩擦力全体の割合としてのベアリングの関連摩擦力の関係を明示している。
【表１】
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【００３６】
エンジンのストロークが減少すると、ウォブラ・クレードルに関連する摩擦力が大きくなる。しかしながら、それは、摩擦のほんの一部であり、前述した開示の実施形態によって可能とされる、往復速度および関連する摩擦の著しい減少で補われる。最も高いエンジン摩擦は、ピストンおよびリングによるものである。摩擦は、（速度）２の関数である。２５％のストロークにおいては、ピストン速度が、図１２に示すように、１／４に減少する。１００％のストロークにおいては、ピストン速度（トレース１２０２）が、トレース１２０４によって示される２５％のような減少ストロークにおけるよりも、著しく高くなる。結果として得られるピストン／リング摩擦は、１／１６に減少する。図１３は、負荷に関連する摩擦を含み、トレース１３０２によって示されるように全体で８５％の摩擦の減少を与える実際の例示的なシステムを示している。図５Ａおよび図５Ｂの例示的な実施形態に示すようなウォブラ・クレードにおける転動体ベアリングは、大きな利益を保持するものとなる。流体力学ベアリングの使用は、摩擦利益を減少させることとなるが、依然として、代替的な実施形態における潜在的な使用に対して重要な意義を持つこととなる。
【００３７】
特許法により必要とされるように本発明を詳細に説明してきたが、当業者であれば、本明細書に開示の具体的な実施形態に対する変更および置換に気付くであろう。そのような変更は、以下の請求項に規定されるように、本発明の範囲および目的の範囲内に含まれるものである。
【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５Ａ】
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【図５Ｂ】
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【図５Ｃ】
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【図５Ｄ】
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【図５Ｅ】
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【図５Ｆ】
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【図６Ａ】
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【図６Ｂ】
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【図６Ｃ】
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【図６Ｄ】
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【図７Ａ】
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【図７Ｂ】
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【図８Ａ】
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【図８Ｂ】
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【図８Ｃ】
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【図８Ｄ】
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【図８Ｅ】
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【図９】
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【図１０Ａ】
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【図１０Ｂ】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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