(57)【要約】【課題】ピストンに作用する側圧力を過度に大きくすることなく上死点後のピストン速度を大きくする。【解決手段】ピストン３０とクランクシャフト４０とが複リンク式コンロッド機構５０により連結されている。複リンク式コンロッド機構５０は、第１連結リンク５２と、第２連結リンク５４と、支持リンク５６とを備える。第１連結リンク５２の長さとクランクシャフト４０のクランクアーム部４４の長さとの比で表される連桿比の値が１．０以上で２．０以下の値に設定されている。【選択図】  図１
2005003093.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
内燃機関であって、
シリンダと、
前記シリンダ内を往復運動するピストンと、
駆動軸を中心に回転するクランクシャフトと、
前記ピストンと前記クランクシャフトとを連結する複リンク式コンロッド機構と、
を備え、
前記複リンク式コンロッド機構は、前記クランクシャフトに回転可能に連結された第１連結リンクと、前記第１連結リンクに回動可能に連結されているとともに前記ピストンにピストンピンを介して連結された第２連結リンクと、前記第１連結リンクと前記第２連結リンクとの連結部に回動可能に連結されているとともに内燃機関本体の支持点に回動可能に固定された支持リンクと、を備え、
前記第１連結リンクの長さと前記クランクシャフトのクランクアーム部の長さとの比で表される連桿比の値が１．０以上で２．０以下の値に設定されている、内燃機関。
【請求項２】
請求項１記載の内燃機関であって、
前記複リンク式コンロッド機構は、前記第２連結リンクの軸方向中心線が、前記ピストンの上死点の後に前記シリンダの軸方向中心線と平行になるように構成されている、内燃機関。
【請求項３】
請求項１または請求項２記載の内燃機関であって、
前記シリンダの軸方向中心線は、前記クランクシャフトの駆動軸よりも、前記内燃機関本体の前記支持点からの距離が近くなるようにオフセットされている、内燃機関。
【請求項４】
内燃機関であって、
シリンダと、
複リンク式ピストン−クランク機構と、
を備え、
前記複リンク式ピストン−クランク機構は、前記シリンダ内を往復運動するピストンと、駆動軸を中心に回転するクランクシャフトと、前記ピストンと前記クランクシャフトとを複数のリンクにより連結する複リンク式コンロッド機構と、を備え、
前記複リンク式ピストン−クランク機構は、前記ピストンのストロークが前記複リンク式ピストン−クランク機構と同じ値となるように構成された単リンク式ピストン−クランク機構に比べて、ピストン上死点近傍のピストン速度変化率が大きくなるように構成されている、内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、複リンク式コンロッド機構を有する内燃機関に関する。
【０００２】
【従来の技術】
ピストン−クランク機構には単リンク式と複リンク式とが存在する。単リンク式ピストン−クランク機構は、ピストンとクランクシャフトが単一のリンク（コネクティングロッド）により連結されている機構である。また複リンク式ピストン−クランク機構は、ピストンとクランクシャフトが複数のリンクにより構成されたコネクティングロッド群により連結されている機構である。なお、複数のリンクにより構成されたコネクティングロッド群を「複リンク式コンロッド機構」と呼ぶ。
【０００３】
ところで、一般にガソリンエンジンにおけるノッキングは、点火後に端ガスが自発的に着火してしまうことによって生ずる。そこで、ノッキングを防止するためには、上死点後のピストン速度を大きくして、端ガスの圧力・温度を低下させればよい。このためには、単リンク式ピストン−クランク機構では、コネクティングロッドの長さとクランクシャフトのクランクアーム部の長さとの比（連桿比）を小さくすればよいことが知られている。
【０００４】
一方、複リンク式ピストン−クランク機構に関しては、例えば特許文献１にピストン速度を変化させる技術が開示されている。
【０００５】
【特許文献１】
特開２００１−３４２８５９号公報
【特許文献２】
特開２００１−２６３１１３号公報
【特許文献３】
特開昭６２−３５０３３号公報
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、特許文献１の技術は、上死点前後のピストンストローク速度を小さくするものであり、ノッキングに関しては悪影響を与えるものである。このように従来の複リンク式ピストン−クランク機構では、上死点後のピストン速度を大きくすることによってノッキングを発生しにくくする技術は知られていなかった。
【０００７】
一方、単リンク式ピストン−クランク機構において、連桿比の値を小さくして上死点後のピストン速度を大きくする場合には、燃焼荷重によりピストンに作用する側圧力が過大に大きくなるという問題があった。すなわち、連桿比を小さくするとは、コネクティングロッドの長さを短くすることであり、このときシリンダの軸方向中心線とコネクティングロッドの軸方向中心線との成す角度は大きくなる。従って、ピストンに作用する側圧力が大きくなり、フリクションが増加するうえ、ピストンスカートの磨耗も増加するという問題が生ずる。
【０００８】
本発明は、上述した従来の課題を解決するためになされたものであり、ピストンに作用する側圧力を過度に大きくすることなく上死点後のピストン速度を大きくすることができる技術を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段およびその作用・効果】
上記目的を達成するために、本発明の第１の内燃機関は、
シリンダと、
前記シリンダ内を往復運動するピストンと、
駆動軸を中心に回転するクランクシャフトと、
前記ピストンと前記クランクシャフトとを連結する複リンク式コンロッド機構と、
を備え、
前記複リンク式コンロッド機構は、前記クランクシャフトに回転可能に連結された第１連結リンクと、前記第１連結リンクに回動可能に連結されているとともに前記ピストンにピストンピンを介して連結された第２連結リンクと、前記第１連結リンクと前記第２連結リンクとの連結部に回動可能に連結されているとともに内燃機関本体の支持点に回動可能に固定された支持リンクと、を備え、
前記第１連結リンクの長さと前記クランクシャフトのクランクアーム部の長さとの比で表される連桿比の値が１．０以上で２．０以下の値に設定されている、ことを特徴とする。
【００１０】
この内燃機関では、シリンダの軸方向中心線と第２連結リンクの軸方向中心線とが成す角度（以下「振れ角φ」と呼ぶ）の値を、単リンク式ピストン−クランク機構におけるコネクティングロッドの振れ角に比較して小さい値とすることができる。すなわち、ピストンの往復運動に伴い、第２連結リンクがシリンダの軸方向中心線と平行に近い状態で移動するようにすることができる。これは、第２連結リンクの下端部（第１連結リンクとの連結部）が、内燃機関本体の支持リンクを支持する点を中心とし半径が支持リンクの長さである円弧上を往復運動するため、第２連結リンクの下端部とシリンダの軸方向中心線との距離を小さい範囲に収めることができるからである。一方、単リンク式ピストン−クランク機構では、コネクティングロッドの下端部（クランクシャフトとの連結部）は、クランクシャフトの駆動軸を中心とし半径がクランクアームの長さである円周上を回転する。従って、コネクティングロッドの下端部とシリンダの軸方向中心線との距離は大きくなり、振れ角φは大きくなる。なお、単リンク式ピストン−クランク機構における振れ角φとは、シリンダの軸方向中心線とコネクティングロッドの軸方向中心線とが成す角度をいうものとする。
【００１１】
上述したとおり、この内燃機関では、ピストンの往復運動に伴い、第２連結リンクはシリンダの軸方向中心線と平行に近い状態で移動する。従って、第１連結リンクが、単リンク式ピストン−クランク機構におけるコネクティングロッドの働きに近い働きをする。よって、本内燃機関における連桿比は、実質的に第１連結リンクの長さとクランクシャフトのクランクアーム部の長さとの比で表される。そして単リンク式ピストン−クランク機構と同様に、第１連結リンクの長さを短くして連桿比の値を小さく設定すれば、上死点後のピストン速度を大きくすることができる。
【００１２】
ここで、この内燃機関では、第１連結リンクの長さを短くすることにより、第１連結リンクの上端部（第２連結リンクとの連結部）の軌跡が、第１連結リンクの下端部（クランクシャフトとの連結部）の軌跡である円周と重なっても、問題は発生しない。これは、第２連結リンクが存在するため、ピストンとクランクシャフトとの干渉を発生させなくすることができるからである。従って連桿比の値を小さく設定し、上死点後のピストン速度を大きくすることができる。
【００１３】
また、この内燃機関では、振れ角φの値を小さい範囲の値とすることができるので、ピストンに作用する側圧力を小さく抑えることができる。
【００１４】
前記複リンク式コンロッド機構は、前記第２連結リンクの軸方向中心線が、前記ピストンの上死点の後に前記シリンダの軸方向中心線と平行になるように構成されていてもよい。
【００１５】
ピストンに作用する燃焼荷重が大きいのは上死点の後である。従ってこの構成によれば、燃焼荷重が大きいときの振れ角φが小さくなり、ピストンに作用する側圧力をより小さく抑えることができる。
【００１６】
前記シリンダの軸方向中心線は、前記クランクシャフトの駆動軸よりも、前記内燃機関本体の前記支持点からの距離が近くなるようにオフセットされていてもよい。
【００１７】
この構成によれば、連桿比の値を小さくしても振れ角φを小さくすることができ、ピストンに作用する側圧力を過度に大きくすることなく上死点後のピストン速度を大きくすることができる。
【００１８】
本発明の第２の内燃機関は、
シリンダと、
複リンク式ピストン−クランク機構と、
を備え、
前記複リンク式ピストン−クランク機構は、前記シリンダ内を往復運動するピストンと、駆動軸を中心に回転するクランクシャフトと、前記ピストンと前記クランクシャフトとを複数のリンクにより連結する複リンク式コンロッド機構と、を備え、
前記複リンク式ピストン−クランク機構は、前記ピストンのストロークが前記複リンク式ピストン−クランク機構と同じ値となるように構成された単リンク式ピストン−クランク機構に比べて、ピストン上死点近傍のピストン速度変化率が大きくなるように構成されている、ことを特徴とする。
【００１９】
この内燃機関においても、複リンク式コンロッド機構を採用することによって、ピストンに作用する側圧力を過度に大きくすることなく、単リンク式ピストン−クランク機構と比較して、ピストン上死点近傍のピストン速度変化率を大きくすることができる。すなわち、ピストン上死点前後のピストン速度を大きくすることができる。
【００２０】
なお、本発明は、種々の態様で実現することが可能であり、例えば、ピストン−クランク機構、内燃機関、外燃機関、その機関を備える移動体等の態様で実現することができる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
次に、本発明の実施の形態を実施例に基づいて以下の順序で説明する。
Ａ．実施例：
Ｂ．変形例：
【００２２】
Ａ．実施例：
図１は、本発明の一実施例としての内燃機関におけるピストン−クランク機構の構成を示す概念図である。この機構は、シリンダ２０と、ピストン３０と、クランクシャフト４０と、複リンク式コンロッド機構５０とを備えている。
【００２３】
複リンク式コンロッド機構５０は、第１連結リンク５２と、第２連結リンク５４と、支持リンク５６とを備えている。第１連結リンク５２と第２連結リンク５４とは接続ピン５８によって回動可能に連結されている。第１連結リンク５２の下端は、クランクピン４６によってクランクシャフト４０のクランクアーム部４４の端部に回転可能に連結されている。第２連結リンク５４の上端は、ピストンピン３２によってピストン３０に回動可能に連結されている。支持リンク５６は、第１連結リンク５２と第２連結リンク５４との連結部に接続ピン５８によって回動可能に連結されるとともに、反対側の端部において、図示しない内燃機関本体の支持点に回動可能に固定されている。
【００２４】
ピストン３０が上下に往復運動すると、クランクシャフト４０がその駆動軸４２を中心に回転する。図１において、黒丸で表示されている連結部（駆動軸４２など）は、その軸を中心に回転または回動するが、シリンダ２０との相対位置が変化しない連結点（以下「支点」と呼ぶ）である。また、白丸で表されている連結部（接続ピン５８など）は、その軸を中心に回転または回動するとともに、シリンダ２０との相対位置が変化する連結点（以下「移動連結点」と呼ぶ）である。
【００２５】
なお、本実施例の内燃機関は、通常の内燃機関と同じ種々の構成要素（バルブや吸気管、排気管等）を含んでいるが、図１ではピストン−クランク機構とシリンダ２０以外は図示が省略されている。
【００２６】
図２（Ａ）〜（Ｄ）は、ピストン３０の移動に伴うピストン−クランク機構の形状変化を示す説明図である。図２（Ａ）は、ピストン３０が上死点にあるときの状態であり、図２（Ｃ）は、ピストン３０が下死点にあるときの状態である。図２（Ａ）〜（Ｄ）においては、以下のように各種の連結点および線が表されている。
（１）移動連結点Ａ：ピストンピン３２（図１）の中心軸。
（２）移動連結点Ｂ：第２連結リンク５４の移動連結点Ａとは反対側の端部にある連結点。
（３）移動連結点Ｃ：第１連結リンク５２の移動連結点Ｂとは反対側の端部にある連結点。
（４）支点Ｄ：支持リンク５６の移動連結点Ｂとは反対側の端部にある連結点。
（５）支点Ｅ：クランクシャフト４０（図１）の駆動軸４２（図１）。
（６）線Ｚ−Ｚ：シリンダ２０の軸方向中心線
（７）線Ｘ−Ｘ：支点Ｅ（クランクシャフト４０の駆動軸４２）を通り、線Ｚ−Ｚ（シリンダ２０の軸方向中心線）に垂直な線
【００２７】
移動連結点Ａは、ピストン３０の往復運動に伴って上下方向（図２のＺ−Ｚ方向）に沿って移動する。移動連結点Ｂは、移動連結点Ａの移動に伴い、支点Ｄを中心とした円弧上を往復運動する。移動連結点Ｃは、移動連結点Ｂの移動に伴い、支点Ｅを中心とした円周上を回転する。
【００２８】
本実施例におけるピストン−クランク機構では、線Ｚ−Ｚ（シリンダ２０の軸方向中心線）と第２連結リンク５４の軸方向中心線とが成す角度（振れ角φ）の値は、単リンク式ピストン−クランク機構におけるコネクティングロッドの振れ角に比較して小さい値となる。すなわち、ピストン３０の往復運動に伴い、第２連結リンク５４は線Ｚ−Ｚと平行に近い状態で移動する。これは、移動連結点Ｂ（第２連結リンク５４の下端部）は、支点Ｄを中心とし半径が支持リンク５６の長さである円弧上を往復運動するため、移動連結点Ｂと線Ｚ−Ｚとの距離は小さい範囲に収まるからである。一方、単リンク式ピストン−クランク機構では、コネクティングロッドの下端部は、クランクシャフトの駆動軸を中心とし半径がクランクアームの長さである円周上を回転する。従って、コネクティングロッドの下端部とシリンダの軸方向中心線との距離は大きくなり、振れ角φは大きくなる。
【００２９】
本実施例における連桿比は、第１連結リンク５２の長さとクランクシャフト４０（図１）のクランクアーム部４４の長さとの比で表される。これは、本実施例では、第２連結リンク５４は線Ｚ−Ｚ（シリンダ２０の軸方向中心線）と平行に近い状態で移動するため、第１連結リンク５２が、単リンク式ピストン−クランク機構におけるコネクティングロッドの働きに近い働きをするからである。
【００３０】
単リンク式ピストン−クランク機構では、ピストンとクランクシャフトの干渉の問題から、連桿比（コネクティングロッドの長さ／クランクアームの長さ）の値を２．０より小さくすることはできない。一方、本実施例のピストン−クランク機構では、ピストン３０の往復運動に伴う移動連結点Ｂ（第１連結リンク５２の上端部）の軌跡が、移動連結点Ｃ（第１連結リンク５２の下端部）の軌跡である円周と重なっても、問題は発生しない。これは、第２連結リンク５４が存在するため、ピストン３０とクランクシャフト４０（図１）の干渉が発生しないからである。従って連桿比（第１連結リンク５２の長さ／クランクアーム部４４の長さ）の値を２．０以下とすることができる。ただし、本実施例においても連桿比の値を１．０より小さくすることはできない。
【００３１】
また、上述のように、本実施例における振れ角φの値は単リンク式ピストン−クランク機構と比較して小さい範囲の値となるので、ピストンに作用する側圧力を小さく抑えることができる。
【００３２】
図３は、実施例におけるピストン−クランク機構の具体的な寸法の一例を示す説明図である。連桿比の値は１．１９であり、１．０以上２．０以下の値となっている。
【００３３】
図４は、クランクシャフトの回転数が毎分２０００回転のときのクランク角とピストン速度の関係を表す説明図である。図４（Ａ）は、クランク角とピストン速度の関係を表している。また図４（Ｂ）は、上死点からのクランク回転角とピストン速度の関係を表している。図４中の実線で表された曲線は図３に示された実施例のピストン−クランク機構の特性であり、図４中の破線で表された曲線はピストンのストロークが実施例と同じ値となるように構成された単リンク式ピストン−クランク機構（比較例）の特性である。図４（Ａ）より、上死点は、本実施例ではクランク角約１５度のポイントであり、比較例の単リンク式ピストン−クランク機構ではクランク角０度のポイントである。従って、図４（Ｂ）の実線で表された曲線は、図４（Ａ）の実線で表された曲線をクランク角約１５度分マイナス側へ平行移動したものに等しい。図４（Ｂ）より、上死点後のピストン速度は、本実施例の方が比較例よりも大きいことがわかる。例えば、上死点からのクランク回転角が１０度のときのピストン速度は、本実施例では下向きに毎秒２．７２７メートルであるのに対し、比較例の単リンク式ピストン−クランク機構では下向きに毎秒２．００５メートルである。また上死点前のピストン速度も本実施例の方が比較例よりも大きいので、上死点近傍のピストン速度変化率（すなわち曲線の傾き）は、本実施例の方が比較例よりも大きいとも言える。
【００３４】
なお、図３の寸法の例では、第２連結リンク５４の軸方向中心線は、上死点からのクランク回転角が約１０度のときにシリンダ２０の軸方向中心線と平行になる。このように第２連結リンク５４の軸方向中心線は、上死点の後にシリンダ２０の軸方向中心線と平行になるように構成されていることが好ましい。この理由は、ピストンに作用する側圧力を極力小さくするためである。すなわち、膨張行程においてピストンに作用する燃焼荷重は上死点の後に最大となる。従って、燃焼荷重が大きい状態のときに、シリンダ２０の軸方向中心線と第２連結リンク５４の軸方向中心線とが成す角（振れ角φ）を小さくすれば、ピストンに作用する側圧力を極力小さくすることができるからである。なお「上死点の後」とは、上死点からのクランク回転角の値が０度から９０度の範囲の値であることが好ましく、０度から２０度の範囲の値であることがさらに好ましい。例えば上死点からのクランク回転角が１０度のとき、本実施例では振れ角φの値が０．５度で側圧力の値が０．４ｋＮであるのに対し、比較例の単リンク式ピストン−クランク機構では振れ角φの値が３．２０７度で側圧力の値が２．６ｋＮである。
【００３５】
図２に示すように、シリンダ２０の軸方向中心線（線Ｚ−Ｚ）は、クランクシャフト４０の駆動軸４２（支点Ｅ）よりも、支点Ｄからの距離が近くなるようにオフセットされていることが好ましい。この理由は、最大燃焼荷重の時点におけるシリンダ２０の軸方向中心線と第２連結リンク５４の軸方向中心線とが成す角（振れ角φ）を小さくし、ピストンに作用する側圧力を小さくするためである。すなわち、例えば線Ｚ−Ｚが支点Ｅを通るところまで平行移動した場合、移動連結点Ａも同じように平行移動するため、振れ角φは大きくなり、好ましくない。このとき支持リンク５６の長さを長くして振れ角φを小さくすることも可能であるが、内燃機関本体が大きくなってしまう上、第１連結リンク５２の長さも長く設定する必要があり、好ましくない。
【００３６】
以上のように、本実施例では、内燃機関におけるピストン−クランク機構を、ピストンとクランクシャフトを複数のリンクにより構成された複リンク式コンロッド機構により連結し、連桿比を小さく設定する構成としたので、ピストンに作用する側圧力を過度に大きくすることなく上死点後のピストン速度を大きくすることが可能である。
【００３７】
Ｂ．変形例：
なお、この発明は上記の実施例や実施形態に限られるものではなく、その要旨を逸脱しない範囲において種々の態様において実施することが可能であり、例えば次のような変形も可能である。
【００３８】
Ｂ１．変形例１：
本発明の内燃機関におけるピストン−クランク機構は、ガソリンエンジンやディーゼルエンジンなどの種々の内燃機関や、スターリングエンジンなどの外燃機関を含む任意のピストン機関に利用可能である。また、本発明は、このような機関を備える車両や移動体としても実現可能である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施例としての内燃機関におけるピストン−クランク機構の構成を示す概念図。
【図２】ピストン３０の移動に伴うピストン−クランク機構の形状変化を示す説明図。
【図３】実施例におけるピストン−クランク機構の具体的な寸法の一例を示す説明図。
【図４】クランクシャフトの回転数が毎分２０００回転のときのクランク角とピストン速度の関係を表す説明図。
【符号の説明】
２０・・・シリンダ
３０・・・ピストン
３２・・・ピストンピン
４０・・・クランクシャフト
４２・・・駆動軸
４４・・・クランクアーム
４６・・・クランクピン
５０・・・複リンク式コンロッド機構
５２・・・第１連結リンク
５４・・・第２連結リンク
５６・・・支持リンク
５８・・・接続ピン
【図１】
2005003093.tif 000003
【図２】
2005003093.tif 000004
【図３】
2005003093.tif 000005
【図４】
2005003093.tif 000006