(57)【要約】ピストン式内燃機関には、シリンダーの中に変位可能に配置され、かつ、運動をクランクによってクランク軸へ伝達することのできる連接棒に関節状に連結されたピストンと、連接棒とクランクとの間に設けられている伝達要素とが備わっており、また、この伝達要素の運動は調整レバーによって操作することができる。２次的な力を減少させるために、その伝達要素は、継手を介してクランク軸に連結された横行レバーとして具体化されており、この継手は、調整レバーに連結された横行レバーの軸支点と連接棒に連結された横行レバーの軸支点との間における中間領域に置かれている。
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダーの中に変位可能に配置され、かつ、運動をクランク軸（９）のクランク（８）へ伝達することのできる連接棒（６）に関節状に連結されたピストン（４）と、前記連接棒（６）と前記クランク（８）との間に設けられた伝達要素とを有し、前記ピストンの調整可能な運動を保証するために、特に圧縮比を変化させることができるようにするために、前記伝達要素の運動を調整レバー（１０）によって操作することのできるピストン式内燃機関であって、
前記伝達要素が、継手（Ａ）を介して前記クランク（８）に連結された横行レバー（７）として具体化されており、前記継手（Ａ）が、前記調整レバー（１０）に連結された前記横行レバー（７）の軸支点（Ｂ，Ｃ）と前記連接棒（６）に関する前記横行レバー（７）の軸支点（Ｂ，Ｃ）との間における中間領域に置かれている
ことを特徴とするピストン式内燃機関。
【請求項２】
前記横行レバー（７）と前記クランク（８）との間における前記継手（Ａ）が、前記調整レバー（１０）および前記連接棒（６）にそれぞれ連結された前記横行レバー（７）における２つの軸支点（Ｂ，Ｃ）の間にある連結線からある距離をおいて配置されていることを特徴とする請求項１に記載のピストン式内燃機関。
【請求項３】
前記横行レバー（７）は、三角形の各点に前記軸支点（Ｂ，Ｃ）あるいは前記継手（Ａ）が配置された三角形レバーとして具体化されていることを特徴とする請求項２に記載のピストン式内燃機関。
【請求項４】
前記調整レバーの軸支点（Ｂ，Ｃ）と前記連接棒の軸支点（Ｂ）との間の横方向長さ（ａ）と、前記調整レバーの軸支点（Ｃ）と前記クランクの継手箇所との間の横方向長さ（ｂ）と、連接棒の軸支点（Ｂ）とクランクの継手箇所との間の側方長さ（ｃ）とが、クランク半径（ｒ）に関して次のように寸法決めされている
４．０×ｒ≦ａ≦７．０×ｒ，
２．２×ｒ≦ｂ≦５．５×ｒ，
１．２×ｒ≦ｃ≦３．５×ｒ．
ことを特徴とする請求項１乃至３の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項５】
前記連接棒（６）の長さ（ｌ）と、前記調整レバー（１０）の長さ（ｋ）と、前記クランク軸（９）の回転軸と前記シリンダー（３）の長手軸との間の距離（ｅ）とが、クランク半径（ｒ）に関して次のように寸法決めされている
３．８×ｒ≦ｌ≦５．２×ｒ，
２．８×ｒ≦ｋ≦６．２×ｒ，
１．１×ｒ≦ｅ≦２．６×ｒ．
ことを特徴とする請求項１乃至４の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項６】
前記調整レバー（１０）が前記横行レバー（７）に関して前記連接棒（６）と同じ側に配置されているときに、前記シリンダー（３）の長手軸と当該内燃機関（１）のケーシングへの前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）との間の距離（ｆ）と、前記クランク軸の軸線と当該連結点（Ｚ）との間の距離（ｐ）とが、クランク半径（ｒ）に関して次のように寸法決めされている
２．８×ｒ≦ｆ≦５．８×ｒ，
４．８×ｒ≦ｐ≦９．５×ｒ．
ことを特徴とする請求項１乃至５の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項７】
前記調整レバー（１０）と前記連接棒（６）とが前記横行レバー（７）の両側に配置されているときに、前記シリンダー（３）の長手軸と前記連結点（Ｚ）との間の距離（ｆ）と、前記クランク軸の軸線と前記連結点（Ｚ）との間の距離（ｐ）とが、クランク半径（ｒ）に関して次のように寸法決めされている
５．５×ｒ≦ｆ≦８．２×ｒ，
−１．０×ｒ≦ｐ≦０．７×ｒ．
ことを特徴とする請求項６に記載のピストン式内燃機関。
【請求項８】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、調整路の上を動くことができることを特徴とする請求項１乃至７の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項９】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、関節状に取り付けられた付加的クランクによって調節することができることを特徴とする請求項１乃至８の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項１０】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、カムによって調節することができることを特徴とする請求項１乃至９の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項１１】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、調節可能なある角度の位置で固定することができることを特徴とする請求項１乃至１０の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項１２】
前記調整レバーの連結点Ｚの前記角度位置は、モーター状態変数と作動パラメーターとの関数として設定することができることを特徴とする請求項１乃至１１の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項１３】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、前記クランク軸に同期化された調整路の上を動くことができることを特徴とする請求項１乃至１２の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項１４】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、前記クランク軸に同期化された調整路の上を動くことができ、かつ、その位相は、モーター状態変数と作動パラメーターとの関数として調節することができることを特徴とする請求項１乃至１２の１つに記載のピストン式内燃機関。
【請求項１５】
前記調整レバー（１０）の連結点（Ｚ）は、前記クランク軸に同期化された調整路の上を動くことができ、伝達比は可変であることを特徴とする請求項１乃至１４の１つに記載のピストン式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
この発明は、機械工学の分野、特に内燃機関の分野に属するものであり、また、特許請求の範囲における請求項１の前文に係るピストン式内燃機関に関するものである。
【０００１】
刊行物には、ピストン高を変えることによって圧縮比が自動的に変化するピストン式内燃機関であって、その内燃機関のピストンが互いの間に油圧チャンバーを備える２つの部品から構成されているようなピストン式内燃機関（ＫＡＶＶ）〔１〕が開示されている。圧縮比は、一方のチャンバーから他方のチャンバーの中への流体オーバーフローによってピストンの一方部品の他方部品に対する位置を変えることで、自動的に変化する。
【０００２】
このような既知の試作品の短所には、圧縮比を変化させるための機構が（シリンダーにおける）高温範囲で生じるという事実が含まれている。この機構には、例えば加速の場合のような運転モード切り換えの際に例えばノッキングを起こす傾向のあることが経験によってわかっているが、これは、油圧システムの制御がすべてのシリンダーについて圧縮比の急な変化に同時に対応できないからである。
【０００３】
前記の高温範囲から変化機構を排除する意図は、内燃機関の運動学における変化、すなわち運動学的連鎖の付加的要素をもたらすとともに、それらの諸要素に影響を及ぼすことによって圧縮比を変化させることができる、一連の別の技術的解決につながった。
【０００４】
ヤンテ（Ｊａｎｔｅ）型の内燃機関（図１）〔２〕もまた知られており、この内燃機関には、クランク１５と連接棒１２との間に２つの付加的要素（付加的な連接棒１３と傾動レバー１４）が含まれている。傾動レバー１４は、節点Ｚから始まる旋回運動を行なう。圧縮比は、この内燃機関のケーシングに取り付けられたカム１１が調節されると変わる軸支点Ａの基準位置に基づいて変化する。カム１１は、エンジン負荷の関数として、また、節点Ｚが円形路の上を移動する過程で、回転する。
【０００５】
刊行物には、クランク１１と連接棒１２との間に付加的な連接棒１３が含まれているＦＥＶ型の内燃機関（図２）〔３〕もまた、開示されている。この連接棒１２は、節点Ｚから始まる旋回運動を行なう傾動レバー１４に付加的に連結されている。圧縮比は、この内燃機関のケーシングに取り付けられたカム１５が調節されると変わる節点Ｚの基準位置に基づいて変化する。カム１５は、エンジン負荷の関数として、また、節点Ｚが円形路の上を移動する過程で、回転する。
【０００６】
刊行物すなわちドイツ特許出願公開公報　Ｎ　ＤＥ４３１２９５４　Ａ１　号には、クランク１１と連接棒１２との間に付加的な連接棒１３が含まれているＩＦＡ型の内燃機関（図３）〔４〕が開示されている。この連接棒１２は、節点Ｚから始まる旋回運動を一方の端部が行なう傾動レバー１４の他方の端部に付加的に連結されている。圧縮比は、この内燃機関のケーシングに取り付けられたカム１５が調節されると変わる節点Ｚの基準位置に基づいて変化する。カム１５は、エンジン負荷の関数として、また、節点Ｚが円形路の上を移動する過程で、回転する。
【０００７】
先に説明された〔２〕〜〔４〕のエンジンの短所としては、直進状に動く塊体の高い２次振動力によって生じる乏しい円滑走行性がまず挙げられるが、この乏しい円滑走行性は、機構の運動学において生じ、結果的にその組立体の全幅および全高の増大を招くことになる。このため、これらのエンジンを輸送の分野で使用することは難しい。
【０００８】
ピストン式内燃機関において圧縮比が可変であれば、次の諸目的を達成することができる。
【０００９】
−　エンジン負荷が増大した時に圧縮比を減少させることで、最大燃焼圧力が上昇することなく吸気圧力が増大する結果として、平均圧力Ｐｅが増大する。
【００１０】
−　エンジン負荷が低下した時に圧縮比を増大させることで、低負荷および中間的負荷の場合における燃料消費量を減少させる。
【００１１】
−　エンジンの円滑走行性を改善する。
【００１２】
内燃機関の型にもよるが、圧縮比が可変であることによって、次のような（火花点火原理による内燃機関の運転に関する）いくつかの利点が得られる。
【００１３】
−　低負荷および中間的負荷で達成されるエンジンの経済的運転を維持しながら、吸気圧力を増大させるとともに圧縮比を減少させることで、エンジン出力のなお一層の増大が達成される（図４（ａ））。
【００１４】
−　低負荷および中間的負荷で達成されるエンジンの公称出力レベルを維持しながら、圧縮比を許容ノッキングレベルまで増大させることで燃料消費量が改善される（図４（ｂ））。
【００１５】
達成されるエンジンの公称出力レベルを維持しながら、低負荷および中間的負荷での経済的運転が改善されるとともに、ノイズレベルが減少し、また、公称回転速度も同時に減少する（図４（ｃ））。
【００１６】
ディーゼルの原理による内燃機関運転に関して、圧縮比の変化は、等しく優先順位の付けられた３つの方向に展開することができる。
【００１７】
−　容積および公称回転速度が一定であると仮定すると、エンジン出力は、吸気圧力の増大によって増大する。この場合において、エンジン出力は、経済的運転ではなく、どちらかというと、改善された車両出力である（図５（ａ））。
【００１８】
−　容積および公称出力が一定であると仮定すると、平均圧力Ｐｅが増大し、公称回転速度が低下する（図５（ｂ））。この場合において、車両の出力を維持しながら、機械効率を増大させることでエンジンの経済的運転が改善される（図５（ｂ））。
【００１９】
−　容積が大きい既存のエンジンは、同じ出力で容積が小さいエンジンで置き換えられる。この場合において、中間的負荷および全負荷がかかったエンジンの経済的運転が改善されるとともに、エンジンの質量および外形寸法が減少する。
【００２０】
この発明は、変化した圧縮比を、２次的な耐力（ｂｅａｒｉｎｇ ｆｏｒｃｅｓ）と嵩力（ｍａｓｓ ｆｏｒｃｅｓ）とを減少させながら、構造上の経費をほとんど使うことなく設定することができるようなピストン式内燃機関の運動構造を具体化するという課題に基づくものである。
【００２１】
この課題は、特許請求の範囲における請求項１の特徴が備わった本発明によって解決される。
【００２２】
この新規のピストン式内燃機関１にはケーシング２が含まれており（図６）、このケーシングには、シリンダー３と、このシリンダーの中にあるピストン４と、継手を介してピストン４に連結された連接棒６と、ケーシング２の中にあるクランク８と、一方端部が継手を介してケーシング２に連結された関着連接棒１０と、第１端部が継手を介して連接棒６の他方端部に連結されかつ第２端部が継手を介してクランク８に連結されかつ第３端部が継手を介して関着連接棒１０に連結された三角形の横行レバー７とが備わっている。圧縮比を可変にするために、関着連接棒１０の揺動軸Ｚを調整路の上、例えばカムあるいは付加的クランク１７の軌道上で移動させることができる。
【００２３】
調整レバーの揺動軸Ｚの位置により、この新規のピストン式内燃機関には、２つの基本的形状構成を有する（図６）。
【００２４】
−　関着連接棒１０の揺動軸Ｚの水平面がクランク８とこのクランクの上死点での横行レバー７との連結箇所の上方にある形状構成１（図６（ａ））、すなわち、換言すれば、関着連接棒１０と連接棒６とがその横行レバーの同じ側にある形状構成１。
【００２５】
−　関着連接棒１０の揺動軸Ｚの水平面がクランク８とこのクランクの上死点での横行レバー７との連結箇所の下方にある形状構成２（図６（ｂ））、すなわち、換言すれば、関着連接棒１０と連接棒６とがその横行レバーの両側にある形状構成２。
【００２６】
節点Ｚがあることによって、圧縮比は、付加的クランクあるいは調節カムによる簡単な調整運動を用いて調節することができる。加えて、節点Ｚによって、クランク軸の回転運動と同期した連続的な循環運動を行なうことができる。
【００２７】
図７から明らかなように、請求項１に係るこの新規のピストン式内燃機関には、説明したシステム〔２〕〜〔４〕や従来のクランク駆動方式にまさるかなりの利点、とりわけ内燃機関の円滑走行性に関する利点がある。
【００２８】
これらの利点は、特定の幾何学的条件に合わせることによってのみ、特に個々の要素の長さとクランク軸の軸線に対するそれらの位置とを正しく選択することによってのみ、達成することができる。
【００２９】
この発明の真髄は、力伝達機構を運動学的解析および動的解析によって最適化することで作り出すことのできる個々の要素の（クランク半径に対する）度合いと、力伝達機構における個々の継手の座標とを決定することである。９つのパラメーターで規定された機構（図８）の最適化には、この機構における個々の要素へ最小の力（負荷）がかかるようにするとともに、最良の円滑走行性をもたらすという目的がある。
【００３０】
調節可能なクランク駆動装置の作動方法は、図６の様式化表現である図９によって表される。内燃機関の運転の間、ピストン４が直進状に上下運動し、この運動が連接棒６へ伝達される。この連接棒の運動は、軸支点Ｂを介して横行レバー７へ伝達されるが、この横行レバーにおける運動の自由度は、軸支点Ｃにおける調整レバー１０への連結によって制限される。調整レバー１０の節点Ｚが固定されていると、横行レバー７の軸支点Ｃを、半径が調整レバー１０の長さに対応している円形路の上で動かすことができる。この内燃機関のエンジンケーシングに対する軸支点Ｃの円形路の位置は、節点Ｚの位置によって決定される。節点Ｚの位置の変化があるときには、軸支点Ｃを動かすことのできる円形路の位置は変化する。その結果として、他の運動学的変数の移動路、特にピストン４の上死点における座標が影響を受ける。節点Ｚは円形路の上を動くことができるのが好ましい。節点Ｚは、この内燃機関の運転中に、所定の調整路の上を動くこともできるが、さらにまた、その調整路における節点Ｚの位置を所望の任意位置に固定することも可能である。
【００３１】
横行レバー７は、クランク軸９のクランク８に、その継手Ａを介してさらに連結されている。継手Ａは、半径がクランク８のクランク長によって決定される円形路の上を循環する。継手Ａは、横行レバー７の軸支点Ｂと軸支点Ｃとの間の連結線に関する中間領域に位置している。調整レバー１０を介する軸支点Ｃの運動学的連結のために、直進状運動は、ピストン４の長手軸５の方向に影響を受ける。長手軸５に沿った軸支点Ｂの運動は、横行レバー７の軸支点Ｃの移動路によって決定される。軸支点Ｂの運動の影響は、ピストン４の往復運動が、ピストン４の座標が上死点において影響を受けるように、連接棒６によって調整されることを許す。
【００３２】
図９（ａ）に係る典型的な実施態様では、連接棒６と調整レバー１０とはともに、横行レバー７の同じ側にある。
【００３３】
付加的クランク１７として形成された駆動要素の、図９（ａ）に示されたほぼ水平な位置から例えば垂直位置への下方旋回によって、ピストン４の座標が上死点においてさらに上方へ変位し、その結果、一層高い圧縮比がもたらされることになる。
【００３４】
図９（ｂ）には、この内燃機関のさらに別の表現が示されているが、相違点は、調整レバー１０と、付加的クランク１７あるいは調整カムとして具体化された駆動要素が、横行レバーに関して、連接棒６と反対の側に、配置されていることである。しかしながら、それ以外の点では、このクランク駆動装置の作動方法は、調整レバーと駆動要素とが横行レバー７に対して連接棒６と同じ側に配置されている図９（ａ）によるクランク駆動装置の作動方法に対応している。
【００３５】
図１０には、ピストン式内燃機関におけるクランク駆動装置のさらに別の概略説明図が示されており、ここでは、クランク駆動装置における特定箇所の位置が示されており、また、横行レバー７と連接棒６との間にある軸支点Ｂ、横行レバー７と調整レバー１０との間にある軸支点Ｃ、および調整レバー１０の節点Ｚは、斜線領域で示したクランク駆動装置の長さと位置とに関する前記最適値の範囲を考慮して、動くことができる。この駆動装置におけるいくつかの構成要素の幾何学的な長さの特定寸法比と位置とは、この駆動装置における個々の要素への負荷がきわめて低い内燃機関の円滑走行動作に対して特に有利であることがわかった。横方向長さａ，ｂ，ｃをもつ三角形横行レバー７の形状は、クランク８の長さである半径ｒの関数として、次のように求めることができる。すなわち、ａは、連接棒の軸支点Ｂと調整レバーの軸支点Ｃとの間の側方長さであり、ｂは、クランク継手Ａと調整レバーの軸支点Ｃとの間の側方長さであり、側方長さｃは、クランク継手Ａと連接棒の軸支点Ｂとの間の距離に相当する。
【００３６】
４．０×ｒ≦ａ≦７．０×ｒ，
２．２×ｒ≦ｂ≦５．５×ｒ，
１．２×ｒ≦ｃ≦３．５×ｒ．
連接棒６の長さｌ、調整レバー１０の長さｋ、およびクランク軸９の回転軸とシリンダー４の長手軸５との間の距離ｅは、好ましい実施態様では、次のように寸法が決められる。
【００３７】
３．８×ｒ≦ｌ≦５．２×ｒ，
２．８×ｒ≦ｋ≦６．２×ｒ，
１．１×ｒ≦ｅ≦２．６×ｒ．
さらに別の最適寸法比を、連接棒６と調整レバー１０とが横行レバー７の同じ側に配置されている図９に示された事例について与えることができる。シリンダー軸５とその駆動要素における調整レバー１０の節点Ｚとの間の距離ｆと、クランク軸の軸線と節点Ｚとの間の距離ｐとは、次のように寸法が決められるのが好ましい。
【００３８】
２．８×ｒ≦ｆ≦５．８×ｒ，
４．８×ｒ≦ｐ≦９．５×ｒ．
調整レバーと連接棒とが横行レバーの両側に配置されているときには、シリンダー軸と節点との間の距離ｆと、クランク軸の軸線と節点との間の距離ｐとに関して、次のような最適な寸法仕様を作ることができる。
【００３９】
５．５×ｒ≦ｆ≦８．２×ｒ，
−１．０×ｒ≦ｐ≦０．７×ｒ．
【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】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【国際公開パンフレット】
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2004506117.tif 000014
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2004506117.tif 000016
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【国際公開パンフレット（コレクトバージョン）】
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2004506117.tif 000034
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【国際調査報告】
2004506117.tif 000054
2004506117.tif 000055
2004506117.tif 000056
2004506117.tif 000057
2004506117.tif 000058
2004506117.tif 000059