JP3849443B2

JP3849443B2 - Piston drive device for internal combustion engine

Info

Publication number: JP3849443B2
Application number: JP2001091741A
Authority: JP
Inventors: 亮介日吉; 俊一青山; 研史牛嶋; 克也茂木
Original assignee: Nissan Motor Co Ltd
Current assignee: Nissan Motor Co Ltd
Priority date: 2001-03-28
Filing date: 2001-03-28
Publication date: 2006-11-22
Anticipated expiration: 2021-03-28
Also published as: JP2002285857A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトとを連携する内燃機関のピストン駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
レシプロ式の内燃機関では、一般的に、ピストンとクランクシャフトとを一本のコンロッドで連結した単リンク式のピストン駆動装置が用いられている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような単リンク式の装置では、クランク−コンロッドの連竿比により、ピストン速度が膨張行程前半に比して後半で遅くなる（図２〜４の実線（ｂ）参照）。このため、燃焼が進行する膨張行程前半の燃焼圧力変化速度が大きくなり、ピストンを駆動する燃焼圧力が最も大きい膨張行程前半をピストンが通過するのに要するクランク回転角度が、膨張行程後半をピストンが通過するのに要するクランク回転角度よりも小さくなってしまう。このため、クランクシャフトのトルク変動が増加し、音振性能が悪化するという問題点があった。
【０００４】
ところで、ピストンとクランクシャフトとを複数のリンクで連携し、機関圧縮比の変更を可能とする複リンク式のピストン駆動装置が知られている（特開２０００−７３８０４号公報，特表２０００−５１３７７９号公報等参照）。このような複リンク式の装置では、単リンク式の装置に比して、ピストンが各行程を通過するのに要するクランク回転角度の設定の自由度が大きくなる。
【０００５】
本発明の一つの目的は、例えば上記複リンク式の構造を用いて、ピストンの各行程におけるクランク回転角度を適切なものとし、燃焼圧力変化速度の適正化やクランクシャフトのトルク変動の抑制による音振性能の向上等を図ることにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明は、シリンダ内を往復動するピストンとクランクシャフトとを連携する内燃機関のピストン駆動装置に関する。ここで、ピストンが下死点から上死点へ向かう行程の中間を第１中間点とし、ピストンが上死点から下死点へ向かう行程の中間を第２中間点とし、ピストンが第１中間点から上死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、ピストンが上死点から第２中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、ピストンが第２中間点から下死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、ピストンが下死点から第１中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とする。
【０００７】
第１の発明は、（θ１＋θ２）が（θ３＋θ４）以上である。
【０００８】
第２の発明は、第１の発明に加え、θ２がθ１以上である。
【０００９】
第３の発明は、θ２がθ３以上である。
【００１０】
第４の発明は、第３の発明に加え、θ１がθ４以上である。
【００１１】
第５の発明は、第３の発明に加え、θ２がθ１以上である。
【００１２】
第６の発明は、第４の発明に加え、θ２がθ１以上である。
【００１３】
第７の発明は、第６の発明に加え、θ１がθ３以上である。
【００１４】
第８の発明は、上記クランクシャフトのクランクピンに回転可能に取り付けられるロアリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端がピストンに回転可能に連結されるアッパーリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端が機関本体側に支持支点を中心として回転可能に連結され、上記ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクと、上記支持支点の位置を変更制御する支持位置変更機構と、を有している。
【００１５】
第９の発明は、第８の発明に加え、（θ１＋θ２）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなる。
【００１６】
第１０の発明は、第８の発明に加え、（θ２＋θ３）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなる。
【００１７】
第１１の発明は、第８の発明に加え、θ２が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなる。
【００１８】
第１２の発明は、第１１の発明に加え、θ４が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに小さくなる。
【００１９】
【発明の効果】
第１の発明によれば、圧縮行程後半から膨張行程前半までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が相対的に大きくなり、ピストンが上死点前後を通過する時間が長くなるため、混合気が燃焼を開始する前に十分に対流する時間が得られ、燃焼状態が良くなる。また燃焼開始後のピストン速度が相対的に小さくなるため、燃焼終了後のピストン位置がより上死点側に近くなり、実質的に燃焼ガスが仕事をする膨張期間が長くなるため、熱効率が向上する。特に、高圧縮比型の内燃機関で、高膨張比化による熱効率向上を狙うときに、その効果は大きくなる。
【００２０】
第３の発明によれば、膨張行程前半のピストン速度が、膨張行程後半のピストン速度以下となるため、高圧で急激な圧力変化が起こる膨張行程前半の燃焼圧力変化率を小さくすることができ、音振性能が向上する。また、膨張行程前半での燃焼圧力の急激な増加によるクランクシャフトのトルク変動増加を、膨張行程前半のクランク回転角度θ２を大きくすることにより減少させることができ、音振性能が更に向上する。
【００２１】
更に、吸気行程前半のピストン速度が吸気行程後半のピストン速度以下となることで、吸気開始時の負圧が小さくなり、ポンプ損失を低減することができる。また、吸気開始直後の吸気量が少なくなるため、吸気弁のリフト量を小さくすることが可能になる。さらに、吸気行程後半のピストン速度が大きくなるため、下死点前後で吸気慣性効果が大きくなり、より多くの混合気をシリンダ内に充填することができ、出力を向上させることができる。
【００２２】
他の発明の作用効果は、後述する実施の形態の説明により明らかになるであろう。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は、この実施形態に係る内燃機関のピストン駆動装置を示す概略図である。クランクシャフト１のクランクピン１１にはロアリンク２が回転可能に取り付けられている。このロアリンク２には、アッパーリンク５の一端が第１接続ピン１０を介して回転可能に連結されており、このアッパーリンク５の他端は、ピストンピン４を介してピストン３に回転可能に連結されている。ピストン３は、ここでは図示していないが、シリンダ内に往復動可能に配設されており、このピストン３の上方に、燃焼室が画成されているとともに、吸気弁及び排気弁（以下、必要に応じて吸排気弁又は単にバルブと略す）が配設されている。
【００２４】
ロアリンク２には、コントロールリンク６の一端が第２接続ピン９を介して回転可能に連結されており、このコントロールリンク６の他端は、シリンダブロック（図示省略）等の機関本体側に支持支点１２を中心として回転可能に支持されている。この支持支点１２の位置を変更制御する支持位置変更機構１３は、機関本体に回転可能に支持されるコントロールシャフト７と、このコントロールシャフト７を回転駆動するモータ等のアクチュエータ（図示せず）と、により構成されている。コントロールシャフト７には、偏心カム８が偏心して設けられており、この偏心カム８にコントロールリンク６に他端が回転可能に取り付けられている。従って、偏心カム８の中心が、上記の支持支点１２となる。
【００２５】
このような構成により、機関運転状態に応じてコントロールシャフト７を回転駆動すると、コントロールリンク６によるロアリンク２の運動拘束条件が変化して、ピストンストロークが変化し、機関圧縮比が変更される。
【００２６】
この実施形態に係るピストンストローク特性を図２〜４の実線（ａ）及び図５〜７に示す。なお、図２〜４の実線（ｂ）は、比較例に係る単リンク式のピストン駆動装置のピストンストローク特性を示している。また、図５〜７の実線（ｃ），（ｄ）は、それぞれ高圧縮比の設定状態，低圧縮比の設定状態における本実施形態のピストンストローク特性を示している。
【００２７】
次に図８を参照して、各符号の定義について説明する。なお、図８は、本実施形態のピストンストローク特性を表す図ではない。
【００２８】
ピストンが下死点ＢＤＣから上死点ＴＤＣへ向かう行程（長さ）の中間を第１中間点Ｐ１とし、ピストンが上死点ＴＤＣから下死点ＢＤＣへ向かう行程の中間を第２中間点Ｐ２とする。また、第１中間点Ｐ１から上死点ＴＤＣまでの行程を▲１▼とし、上死点ＴＤＣから第２中間点Ｐ２までの行程を▲２▼とし、第２中間点Ｐ２から下死点ＢＤＣまでの行程を▲３▼とし、下死点ＢＤＣから第１中間点Ｐ１までの行程を▲４▼とする。
【００２９】
更に、ピストンが各行程▲１▼，▲２▼，▲３▼，▲４▼を移動するのに要するクランク回転角度をそれぞれθ１，θ２，θ３，θ４とする。すなわち、ピストンが、第１中間点Ｐ１から上死点ＴＤＣへ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、上死点ＴＤＣから第２中間点Ｐ２へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、第２中間点Ｐ２から下死点ＢＤＣへ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、下死点ＢＤＣから第１中間点Ｐ１へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とする。
【００３０】
次に図９及び図１０を参照して、本実施形態の特徴及びその作用効果を列記する。なお、図９及び図１０は、各特徴を誇張して描いており、図２〜７に示す本実施形態のピストンストローク特性を正確に表すものではない。しかしながら、本実施形態では、後述する（１）〜（１２）の全ての要件を満たしている。
（１）．θ１＋θ２がθ３＋θ４以上である。
【００３１】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）から膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）から圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）までのクランク回転角度（θ３＋θ４）以上である。
【００３２】
これにより、圧縮行程後半から膨張行程前半までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が相対的に大きくなり、ピストンが圧縮上死点前後を通過する時間が長くなるため、混合気が燃焼を開始する前に十分に対流する時間が得られ、燃焼状態が良くなる。また燃焼開始後のピストン速度が相対的に小さくなるため、燃焼終了後のピストン位置がより上死点側に近くなり、実質的に燃焼ガスが仕事をする膨張期間が長くなるため、熱効率が向上する。特に、高圧縮比型の内燃機関で、高膨張比化による熱効率向上を狙うときに、その効果は大きくなる。
（２）．（１）かつθ２がθ１以上である。
【００３３】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）から膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度θ１＋θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）から圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）までのクランク回転角度θ３＋θ４以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１以上である。
【００３４】
このように、膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度を相対的に大きくすることで、この膨張行程前半（行程▲２▼）の燃焼圧力の変化率を相対的に小さくすることができ、音振性能が向上する。また、膨張行程前半（行程▲２▼）のピストン速度が相対的に遅くなり、この速度の低下が、膨張行程前半（行程▲２▼）での燃焼圧力の急激な増加によるクランクシャフトのトルク変動増加を打ち消す形となるため、音振性能が更に向上する。
【００３５】
なお、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１は、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２以下ではあるものの、θ１＋θ２がθ３＋θ４以上であるため、例えば従来の単リンク式の構造に比して十分に大きく設定することが可能で、過度に小さくなることはない。むしろ、このθ１が相対的に小さくなることにより、圧縮行程のクランク回転角度（θ４＋θ１）が短期化され、圧縮熱損失が減るため、熱効率が向上する。同時に排気行程のクランク回転角度（θ４＋θ１）も短期化するが、排気行程は膨張行程後半のブローダウンにより、排気行程中の燃焼ガス排出に必要な負荷は小さくなっているため、あまり問題とならない。
（３）．θ２がθ３以上である。
【００３６】
つまり、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上である。
【００３７】
この場合、膨張行程前半（行程▲２▼）のピストン速度が、膨張行程後半（行程▲３▼）のピストン速度以下となるため、高圧で急激な圧力変化が起こる膨張行程前半の燃焼圧力変化率を小さくすることができ、音振性能が向上する。また、膨張行程前半での燃焼圧力の急激な増加によるクランクシャフトのトルク変動増加を、膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２の増加によるピストン速度低下により減少させることができ、音振性能が更に向上する。
【００３８】
更に、吸気行程前半（行程▲２▼）のピストン速度が吸気行程後半（行程▲３▼）のピストン速度以下となることで、吸気開始時の負圧が小さくなり、ポンプ損失を低減することができる。また、吸気開始直後の吸気量が少なくなるため、吸気弁のリフト量を小さくすることが可能になる。さらに、吸気行程後半のピストン速度が大きくなるため、下死点前後で吸気慣性効果が大きくなり、より多くの混合気をシリンダ内に充填することができ、出力を向上させることができる。なお、このようにθ２がθ３以上となるとピストン行程は、従来の単リンク式の構造では、クランク−コンロッドの連竿比をいくら大きくしても実現不可能であり、複リンク式の構造を用いることによって可能となる。
（４）．（３）かつθ１がθ４以上である。
【００３９】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１が、圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）のクランク回転角度θ４以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上である。
【００４０】
これにより、（３）の効果に加え、上死点前後の燃焼開始後の圧力変化率上昇をより小さくすることができ、音振性能が向上する。また、排気圧が高く排気弁の開度が大きい排気行程前半で排気速度が相対的に大きく、排気圧が低く排気弁の開度が小さくなる排気行程後半では排気速度が相対的に小さくなるため、排気行程のポンプ損失を小さくすることができる。更に、吸気弁の開度が小さい吸気行程前半で吸気速度が相対的に小さく、吸気弁の開度が大きくなる吸気行程後半では吸気速度が相対的に大きくなるため、吸気行程のポンプ損失を小さくすることができる。
（５）．（３）かつθ２がθ１以上である。
【００４１】
つまり、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１以上である。
【００４２】
この場合、（３）の効果に加え、θ２をθ１以上とすることにより、圧力変化率が最大となる膨張行程前半（行程▲２▼）の圧力変化率をさらに小さくすることができ、更に音振性能が向上する。
（６）．（４）かつθ２がθ１以上である。
【００４３】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１が、圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）のクランク回転角度θ４以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１以上である。
【００４４】
この場合、（４）の効果に加え、圧力変化率が最大となる膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２がθ１〜θ４の中で最も大きくなり、圧力変化率を最も効果的に小さくすることができ、更に音振性能が向上する。
（７）．（６）かつθ１がθ３以上である。
【００４５】
つまり、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が最も大きく、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１がθ２以下で、圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）のクランク回転角度θ４がθ１以下で、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３がθ４以下で最も小さくなる。
【００４６】
従って、θ２が最大で、θ１がθ２の次に大きくなり、圧力変化率が最大となる膨張行程前半（行程▲２▼）と、２番目に圧力変化率が最大となる圧縮行程前半（行程▲４▼）と、の圧力変化率を効果的に小さくすることができ、音振性能が向上する。また、上死点側（▲２▼、▲１▼）のピストン速度が下死点側（▲４▼、▲３▼）のピストン速度より相対的に遅くなることで、ピストンの慣性力によるピストン圧縮上死点位置のバルブ側への変位を小さくすることができるため、ピストンとバルブ間のクリアランスを小さくすることができ、更なる高圧縮比化を図ることが可能になる。また、吸気行程前半（行程▲２▼）でピストン速度が最も遅いため、吸入負圧が小さくなり、吸気弁の小リフト化により吸気弁とピストン間の距離を小さくして圧縮比を増大することが可能になり、高圧縮比・高膨張比化による熱効率向上をより効果的に行うことができる。
（８）．上述したように、ロアリンク２，アッパーリンク５，コントロールリンク６及び支持位置変更機構１３を備えている。つまり、機関圧縮比を変更可能な複リンク式の構成である。
【００４７】
このように、機関圧縮比を変更可能な複リンク式の構成であるため、単リンク式の構成では不可能な上記（１）〜（７）のピストン行程を実現することができ、ポンプ損失の低減、高圧縮比化・高膨張比化による熱効率向上、充填効率上昇による出力向上、燃焼圧力変化率の低減、及びクランクシャフトトルク変動の減少による音振性能の向上、等が可能となる。また、このような圧縮比を変更可能な構成であるため、以下に説明する（９）〜（１２）が実現可能となる。
（９）．圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）から膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が、低圧縮比の設定状態のときに比して高圧縮比の設定状態のときに大きい（あるいは等しい）。
【００４８】
吸気弁の閉時期が同じであれば、機関圧縮比を高圧縮比化すると、低圧縮比時に比して最大圧縮圧力が増大するため、圧縮行程後半（行程▲１▼）から膨張行程前半（行程▲２▼）にかけての圧力変化率が増大し、音振性能が悪化する傾向にある。低圧縮比時と同等の実効圧縮比とするためには、周知の可変動弁装置等により吸気弁の閉時期を遅らせて圧縮開始時期を遅らせる必要があり、その場合、低圧縮比時と比べて圧縮開始後の圧力が急激に上昇するため、膨張行程における圧力が急激に降下してしまう。そこで、圧縮行程後半（行程▲１▼）から膨張行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度θ１＋θ２を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で大きくすることにより、高圧縮比の設定状態のときに、上死点におけるピストン速度が相対的に小さくなり、圧力変化率を小さくすることができるため、高圧縮比時の音振性能を向上させることができる。
【００４９】
また、高圧縮比化していくと、ピストンとバルブ間の距離が小さくなるために最高圧縮比が制限されるが、圧縮行程後半（行程▲１▼）から膨張行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度θ１＋θ２を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で大きくすることにより、この高圧縮比時で、上死点におけるピストン速度が相対的に小さくなり、ピストンがバルブに最も接近する高圧縮比時に、高速回転時の慣性力によるピストン位置の変位を小さくすることができるため、ピストンとバルブ間のクリアランスを小さく取ることができ、より高圧縮比化することが可能になる。また、高圧縮比の設定状態における吸気行程前半（行程▲２▼）の吸気速度が相対的に遅くなるため、ポンプ損失を増加させることなく吸気弁を小リフト化することができ、さらに高圧縮比化することが可能になる。図５には、このように行程▲１▼＋行程▲２▼に要するクランク回転角度θ１＋θ２を、低圧縮比時に比して高圧縮比時で相対的に長期化した本実施形態のピストンストローク特性が示されている。
（１０）．膨張行程または吸気行程のクランク回転角度（θ２＋θ３）が、低圧縮比のときよりもて高圧縮比の設定状態のときに大きい（又は等しい）。
【００５０】
高圧縮比側では高膨張比化により燃費を向上させ、低圧縮比側では充填効率を大きくして出力を増加させることが考えられるが、（１０）の構成により、高圧縮比側における圧縮行程が相対的に短期化されるため、圧縮による熱損失時間を減少させることができ、高膨張比化による燃費向上効果をさらに大きくすることができる。また、低圧縮比側では吸気行程のピストン速度が相対的に速くなり、圧縮行程のピストン速度が相対的に遅くなるため、吸気慣性効果が最大となる時期がより下死点側になり、充填効率，有効圧縮比が増大して出力を向上させることができる。図５には、このように行程▲２▼＋行程▲３▼に要するクランク回転角度θ２＋θ３を、低圧縮比時に比して高圧縮比時で相対的に長期化した本実施形態のピストンストローク特性を示している。
（１１）．膨張行程または吸気行程前半のクランク回転角度θ２が、低圧縮比時よりも高圧縮比時で大きい（又は等しい）。
【００５１】
これにより、高圧縮比時における行程▲２▼の燃焼開始後のピストン速度が相対的に小さくなり、燃焼終了後のピストン位置がより上死点に近くなるため、実質的に燃焼ガスが仕事をする膨張期間が長くなり、熱効率が向上する。そのため、高圧縮比時での高膨張比化により熱効率が更に向上する。図５には、このように高圧縮比時で行程▲２▼に要するクランク回転角度θ２を、高圧縮比側で長期化した実施形態のピストンストローク特性を示している。
（１２）．（１１）に加え、圧縮行程または排気行程前半のクランク回転角度θ４を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で小さくする（又は等しくする）。
【００５２】
（１１）のように、高圧縮比時の高膨張比化による熱効率向上を狙って膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２を大きくするためには、他の行程を短くする必要がある。音振性能の点で、燃焼圧力がかかる膨張行程後半（θ３）や、圧縮圧力がかかり燃焼開始による圧力上昇が起こる圧縮行程後半（θ１）よりも、シリンダ内圧力が小さい圧縮行程前半（θ４）を短縮することが、最も実害が少なく、むしろ圧縮速度が大きくなって、熱効率向上のためには望ましい。そこで、この（１２）では、圧縮行程または排気行程前半のクランク回転角度θ４を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で小さくしている。図５には、このように高圧縮比の設定状態で、行程▲２▼に要するクランク回転角度θ２を長期化するとともに、行程▲４▼に要するクランク回転角度θ４を短期化した本実施形態のピストンストローク特性を示している。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る内燃機関のピストン駆動装置を示す概略構成図。
【図２】本実施形態（ａ）及び比較例（ｂ）のクランク回転角度に対するピストン位置を示すグラフ。
【図３】本実施形態（ａ）及び比較例（ｂ）のクランク回転角度に対するピストン速度を示すグラフ。
【図４】本実施形態（ａ）及び比較例（ｂ）のクランク回転角度に対するピストン加速度を示すグラフ。
【図５】本実施形態の高圧縮比（ｃ）及び低圧縮比（ｄ）の設定状態におけるクランク回転角度に対するピストン位置を示すグラフ。
【図６】本実施形態の高圧縮比（ｃ）及び低圧縮比（ｄ）の設定状態におけるクランク回転角度に対するピストン速度を示すグラフ。
【図７】本実施形態の高圧縮比（ｃ）及び低圧縮比（ｄ）の設定状態におけるクランク回転角度に対するピストン加速度を示すグラフ。
【図８】各符号の定義を説明するための説明図。
【図９】本実施形態の（１）〜（７）の特徴を示す説明図。
【図１０】本実施形態の（９）〜（１２）の特徴を示す説明図。
【符号の説明】
１…クランクシャフト
２…ロアリンク
３…ピストン
５…アッパーリンク
６…コントロールリンク
１３…支持位置変更機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a piston drive device for an internal combustion engine in which a piston reciprocating in a cylinder and a crankshaft are linked.
[0002]
[Prior art]
In a reciprocating type internal combustion engine, a single link type piston driving device in which a piston and a crankshaft are connected by a single connecting rod is generally used.
[0003]
[Problems to be solved by the invention]
However, in such a single-link device, the piston speed becomes slower in the second half than in the first half of the expansion stroke due to the linkage ratio of the crank and connecting rod (see the solid line (b) in FIGS. 2 to 4). For this reason, the combustion pressure change rate in the first half of the expansion stroke in which combustion proceeds increases, and the crank rotation angle required for the piston to pass through the first half of the expansion stroke where the combustion pressure driving the piston is the largest is the piston in the second half of the expansion stroke. It will become smaller than the crank rotation angle required to pass. For this reason, there has been a problem that the torque fluctuation of the crankshaft increases and the sound vibration performance deteriorates.
[0004]
By the way, there is known a multi-link type piston drive device in which the piston and the crankshaft are linked by a plurality of links and the engine compression ratio can be changed (Japanese Patent Laid-Open No. 2000-73804, Special Table 2000-51379). No. publication etc.). In such a multi-link type device, the degree of freedom in setting the crank rotation angle required for the piston to pass through each stroke is greater than in a single-link type device.
[0005]
One object of the present invention is, for example, using the above-mentioned multi-link structure to make the crank rotation angle appropriate for each stroke of the piston, and to optimize the combustion pressure change speed and to suppress the torque fluctuation of the crankshaft. The purpose is to improve vibration performance.
[0006]
[Means for Solving the Problems]
The present invention relates to a piston drive device for an internal combustion engine in which a piston reciprocating in a cylinder and a crankshaft are linked. Here, the middle of the stroke from the bottom dead center to the top dead center is the first middle point, the middle of the stroke from the top dead center to the bottom dead center is the second middle point, and the piston is the first middle point. The crank rotation angle until the piston moves from the top dead center to the top dead center is θ1, the crank rotation angle until the piston moves from the top dead center to the second intermediate point is θ2, and the piston moves from the second intermediate point to the bottom dead center. The crank rotation angle until it moves is θ3, and the crank rotation angle until the piston moves from the bottom dead center to the first intermediate point is θ4.
[0007]
In the first invention, (θ1 + θ2) is equal to or greater than (θ3 + θ4).
[0008]
In the second invention, in addition to the first invention, θ2 is θ1 or more.
[0009]
In the third invention, θ2 is θ3 or more.
[0010]
In addition to the third invention, the fourth invention has θ1 of θ4 or more.
[0011]
In the fifth invention, in addition to the third invention, θ2 is θ1 or more.
[0012]
In addition to the fourth invention, the sixth invention has θ2 of θ1 or more.
[0013]
In the seventh invention, in addition to the sixth invention, θ1 is θ3 or more.
[0014]
The eighth invention comprises a lower link rotatably attached to the crankpin of the crankshaft, an upper link having one end rotatably connected to the lower link and the other end rotatably connected to the piston, One end is rotatably connected to the lower link, and the other end is rotatably connected to the engine main body around the support fulcrum. The control link restricts the degree of freedom of the lower link, and the position of the support fulcrum. And a support position changing mechanism that performs change control.
[0015]
In the ninth aspect, in addition to the eighth aspect, (θ1 + θ2) is larger when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low.
[0016]
In addition to the eighth invention, the tenth invention is larger when (θ2 + θ3) is a high compression ratio than when the compression ratio is low.
[0017]
In the eleventh aspect of the invention, in addition to the eighth aspect of the invention, θ2 becomes larger when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low.
[0018]
In the twelfth invention, in addition to the eleventh invention, θ4 becomes smaller when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low.
[0019]
【The invention's effect】
According to the first invention, the crank rotation angle (θ1 + θ2) from the latter half of the compression stroke to the first half of the expansion stroke becomes relatively large, and the time for the piston to pass around the top dead center becomes longer. Sufficient convection time is obtained before starting, and the combustion state is improved. In addition, since the piston speed after the start of combustion becomes relatively small, the piston position after the end of combustion becomes closer to the top dead center side, and the expansion period during which the combustion gas works substantially increases, so the thermal efficiency is improved. To do. In particular, in a high compression ratio type internal combustion engine, the effect is enhanced when aiming to improve thermal efficiency by increasing the expansion ratio.
[0020]
According to the third invention, since the piston speed in the first half of the expansion stroke is equal to or lower than the piston speed in the second half of the expansion stroke, the combustion pressure change rate in the first half of the expansion stroke in which a rapid pressure change occurs at a high pressure can be reduced. Sound vibration performance is improved. Further, an increase in crankshaft torque fluctuation due to a sudden increase in combustion pressure in the first half of the expansion stroke can be reduced by increasing the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion stroke, and the sound vibration performance is further improved.
[0021]
Furthermore, since the piston speed in the first half of the intake stroke is equal to or lower than the piston speed in the second half of the intake stroke, the negative pressure at the start of intake is reduced, and pump loss can be reduced. Further, since the intake amount immediately after the start of intake is reduced, the lift amount of the intake valve can be reduced. Furthermore, since the piston speed in the latter half of the intake stroke increases, the intake inertia effect increases before and after bottom dead center, so that more air-fuel mixture can be charged into the cylinder and the output can be improved.
[0022]
The effects of other inventions will become apparent from the description of the embodiments described later.
[0023]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 is a schematic view showing a piston drive device for an internal combustion engine according to this embodiment. A lower link 2 is rotatably attached to the crankpin 11 of the crankshaft 1. One end of the upper link 5 is rotatably connected to the lower link 2 via a first connection pin 10, and the other end of the upper link 5 is rotatable to the piston 3 via a piston pin 4. It is connected. Although not shown in the figure, the piston 3 is disposed so as to be capable of reciprocating in the cylinder. A combustion chamber is defined above the piston 3, and an intake valve and an exhaust valve (hereinafter, referred to as a "combustion chamber"). If necessary, an intake / exhaust valve or simply a valve) is provided.
[0024]
One end of a control link 6 is rotatably connected to the lower link 2 via a second connection pin 9, and the other end of the control link 6 is supported on the engine body side such as a cylinder block (not shown). The fulcrum 12 is supported so as to be rotatable. The support position changing mechanism 13 for changing and controlling the position of the support fulcrum 12 includes a control shaft 7 that is rotatably supported by the engine body, an actuator (not shown) such as a motor that rotationally drives the control shaft 7, It is comprised by. An eccentric cam 8 is eccentrically provided on the control shaft 7, and the other end of the eccentric cam 8 is rotatably attached to the control link 6. Therefore, the center of the eccentric cam 8 is the support fulcrum 12 described above.
[0025]
With such a configuration, when the control shaft 7 is rotationally driven according to the engine operating state, the motion restraint condition of the lower link 2 by the control link 6 is changed, the piston stroke is changed, and the engine compression ratio is changed.
[0026]
The piston stroke characteristics according to this embodiment are shown in the solid line (a) of FIGS. In addition, the continuous line (b) of FIGS. 2-4 has shown the piston stroke characteristic of the single link type piston drive device which concerns on a comparative example. Moreover, the solid lines (c) and (d) in FIGS. 5 to 7 show the piston stroke characteristics of the present embodiment in a high compression ratio setting state and a low compression ratio setting state, respectively.
[0027]
Next, the definition of each code will be described with reference to FIG. In addition, FIG. 8 is not a figure showing the piston stroke characteristic of this embodiment.
[0028]
The middle of the stroke (length) of the piston from the bottom dead center BDC to the top dead center TDC is the first intermediate point P1, and the middle of the stroke of the piston from the top dead center TDC to the bottom dead center BDC is the second middle point P2. And Further, the process from the first intermediate point P1 to the top dead center TDC is set as (1), the process from the top dead center TDC to the second intermediate point P2 is set as (2), and the process from the second intermediate point P2 to the bottom dead center BDC. The process up to (3) and the process from the bottom dead center BDC to the first intermediate point P1 are set as (4).
[0029]
Furthermore, the crank rotation angles required for the piston to move in the strokes (1), (2), (3), and (4) are θ1, θ2, θ3, and θ4, respectively. That is, the crank rotation angle until the piston moves from the first intermediate point P1 to the top dead center TDC is θ1, the crank rotation angle until the piston moves from the top dead center TDC to the second intermediate point P2 is θ2, The crank rotation angle from the second intermediate point P2 to the bottom dead center BDC is θ3, and the crank rotation angle from the bottom dead center BDC to the first intermediate point P1 is θ4.
[0030]
Next, with reference to FIG.9 and FIG.10, the characteristic of this embodiment and its effect are listed. 9 and 10 depict the features exaggerated, and do not accurately represent the piston stroke characteristics of the present embodiment shown in FIGS. However, in this embodiment, all the requirements (1) to (12) described later are satisfied.
(1). θ1 + θ2 is equal to or greater than θ3 + θ4.
[0031]
That is, the crank rotation angle (θ1 + θ2) from the latter half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) to the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is compressed or exhausted from the latter half of the expansion or intake stroke (stroke (3)). It is equal to or greater than the crank rotation angle (θ3 + θ4) up to the first half of the stroke (stroke (4)).
[0032]
As a result, the crank rotation angle (θ1 + θ2) from the latter half of the compression stroke to the first half of the expansion stroke becomes relatively large, and the time for the piston to pass before and after the compression top dead center becomes longer. Sufficient convection time is obtained and the combustion state is improved. In addition, since the piston speed after the start of combustion becomes relatively small, the piston position after the end of combustion becomes closer to the top dead center side, and the expansion period during which the combustion gas works substantially increases, so the thermal efficiency is improved. To do. In particular, in a high compression ratio type internal combustion engine, the effect is enhanced when aiming to improve thermal efficiency by increasing the expansion ratio.
(2). (1) and θ2 is equal to or greater than θ1.
[0033]
That is, the crank rotation angle θ1 + θ2 from the second half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) to the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is the first half of the compression or exhaust stroke (stroke (3)). The crank rotation angle θ1 in the second half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) is equal to or greater than the crank rotation angle θ3 + θ4 until (stroke (4)) and the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)). That's it.
[0034]
Thus, by relatively increasing the crank rotation angle in the first half of the expansion stroke (stroke (2)), the rate of change of the combustion pressure in the first half of the expansion stroke (stroke (2)) can be made relatively small. This improves sound vibration performance. In addition, the piston speed in the first half of the expansion stroke (stroke (2)) becomes relatively slow, and the decrease in this speed is caused by the crankshaft torque fluctuation due to a sudden increase in the combustion pressure in the first half of the expansion stroke (stroke (2)). Since the increase is canceled out, the sound vibration performance is further improved.
[0035]
The crank rotation angle θ1 in the latter half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) is not more than the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)), but θ1 + θ2 is not less than θ3 + θ4. It can be set sufficiently larger than a conventional single link type structure, and does not become excessively small. Rather, the relatively small θ1 shortens the crank rotation angle (θ4 + θ1) of the compression stroke, and the heat loss of compression is reduced, so that the thermal efficiency is improved. At the same time, the crank rotation angle (θ4 + θ1) of the exhaust stroke is also shortened. However, the exhaust stroke is less problematic because the load required for exhausting the combustion gas during the exhaust stroke is reduced by the blow-down in the latter half of the expansion stroke.
(3). θ2 is equal to or greater than θ3.
[0036]
That is, the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is greater than or equal to the crank rotation angle θ3 in the second half of the expansion or intake stroke (stroke (3)).
[0037]
In this case, since the piston speed in the first half of the expansion stroke (stroke (2)) is equal to or lower than the piston speed in the second half of the expansion stroke (stroke (3)), the rate of change in the combustion pressure in the first half of the expansion stroke where a rapid pressure change occurs at high pressure. The sound vibration performance is improved. In addition, an increase in crankshaft torque fluctuation due to a sudden increase in combustion pressure in the first half of the expansion stroke can be reduced by a decrease in piston speed due to an increase in the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion stroke (stroke (2)). The vibration performance is further improved.
[0038]
Furthermore, when the piston speed in the first half of the intake stroke (stroke (2)) is less than or equal to the piston speed in the second half of the intake stroke (stroke (3)), the negative pressure at the start of intake becomes smaller and pump loss can be reduced. it can. Further, since the intake amount immediately after the start of intake is reduced, the lift amount of the intake valve can be reduced. Furthermore, since the piston speed in the latter half of the intake stroke increases, the intake inertia effect increases before and after bottom dead center, so that more air-fuel mixture can be charged into the cylinder and the output can be improved. In addition, when θ2 is equal to or larger than θ3 as described above, the piston stroke cannot be realized with the conventional single-link structure, no matter how much the crank-connecting rod coupling ratio is increased, and a multi-link structure is used. This is possible.
(4). (3) and θ1 is θ4 or more.
[0039]
That is, the crank rotation angle θ1 in the latter half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) is equal to or greater than the crank rotation angle θ4 in the first half of the compression or exhaust stroke (stroke (4)), and the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)). ) Is greater than or equal to the crank rotation angle θ3 in the latter half of the expansion or intake stroke (stroke (3)).
[0040]
Thereby, in addition to the effect of (3), the pressure change rate increase after the start of combustion around the top dead center can be further reduced, and the sound vibration performance is improved. Also, the exhaust speed is relatively large in the first half of the exhaust stroke where the exhaust pressure is high and the exhaust valve opening is large, and the exhaust speed is relatively small in the second half of the exhaust stroke where the exhaust pressure is low and the exhaust valve opening is small. The pump loss in the exhaust stroke can be reduced. Furthermore, since the intake speed is relatively small in the first half of the intake stroke where the opening of the intake valve is small, and the intake speed is relatively large in the second half of the intake stroke where the opening of the intake valve is large, the pump loss in the intake stroke is reduced. can do.
(5). (3) And θ2 is θ1 or more.
[0041]
That is, the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is equal to or greater than the crank rotation angle θ3 in the second half of the expansion or intake stroke (stroke (3)), and the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)). ) Is greater than or equal to the crank rotation angle θ1 in the latter half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)).
[0042]
In this case, in addition to the effect of (3), by setting θ2 to θ1 or more, the pressure change rate in the first half of the expansion stroke (stroke (2)) at which the pressure change rate is maximized can be further reduced, and sound can be further reduced. Vibration performance is improved.
(6). (4) And θ2 is θ1 or more.
[0043]
That is, the crank rotation angle θ1 in the latter half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) is equal to or greater than the crank rotation angle θ4 in the first half of the compression or exhaust stroke (stroke (4)), and the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)). ) Is equal to or greater than the crank rotation angle θ3 in the latter half of the expansion or intake stroke (stroke (3)), and the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is the compression or exhaust stroke. The crank rotation angle θ1 or more in the latter half (stroke (1)).
[0044]
In this case, in addition to the effect of (4), the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion stroke (stroke (2)) at which the pressure change rate is maximized is the largest among θ1 to θ4, and the pressure change rate is most effective. The sound vibration performance is further improved.
(7). (6) And θ1 is θ3 or more.
[0045]
That is, the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is the largest, the crank rotation angle θ1 in the second half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) is equal to or less than θ2, and the first half of the compression or exhaust stroke (stroke) When the crank rotation angle θ4 of (4) is less than θ1, and the crank rotation angle θ3 of the latter half of the expansion or intake stroke (stroke (3)) is θ4 or less, it becomes the smallest.
[0046]
Accordingly, θ2 is the largest, θ1 is next to θ2, and the first half of the expansion stroke (stroke (2)) in which the pressure change rate is the largest, and the first half of the compression stroke (stroke ▲) in which the pressure change rate is the second largest. 4)) can be effectively reduced, and the sound vibration performance is improved. Also, the piston speed on the top dead center side (▲ 2, ▼) becomes relatively slower than the piston speed on the bottom dead center side (▲ 4 ▼, ▲ 3 ▼). Since the displacement of the compression top dead center position toward the valve can be reduced, the clearance between the piston and the valve can be reduced, and a higher compression ratio can be achieved. Also, since the piston speed is the slowest in the first half of the intake stroke (stroke (2)), the intake negative pressure is reduced, and the distance between the intake valve and the piston is reduced by increasing the intake valve to increase the compression ratio. Therefore, the thermal efficiency can be improved more effectively by increasing the compression ratio and the expansion ratio.
(8). As described above, the lower link 2, the upper link 5, the control link 6, and the support position changing mechanism 13 are provided. In other words, this is a multi-link configuration that can change the engine compression ratio.
[0047]
Thus, since it is a multi-link configuration that can change the engine compression ratio, the piston strokes (1) to (7) that are impossible with a single-link configuration can be realized, and pump loss can be reduced. It is possible to improve the thermal efficiency by reducing, increasing the compression ratio / expansion ratio, improving the output by increasing the charging efficiency, reducing the rate of change of the combustion pressure, and improving the sound vibration performance by reducing the fluctuation of the crankshaft torque. Further, since the compression ratio can be changed, (9) to (12) described below can be realized.
(9). Higher compression ratio setting than when the crank rotation angle (θ1 + θ2) from the latter half of the compression or exhaust stroke (stroke (1)) to the first half of the expansion or intake stroke (stroke (2)) is set to a low compression ratio Large (or equal) when in state.
[0048]
If the closing timing of the intake valve is the same, if the engine compression ratio is increased, the maximum compression pressure increases as compared with the low compression ratio. Therefore, from the latter half of the compression stroke (stroke (1)) to the first half of the expansion stroke ( The pressure change rate over the stroke (2)) increases and the sound vibration performance tends to deteriorate. In order to obtain an effective compression ratio equivalent to that at the time of low compression ratio, it is necessary to delay the closing timing of the intake valve by a known variable valve device or the like to delay the compression start timing. Thus, the pressure after the start of compression rises rapidly, so the pressure in the expansion stroke drops sharply. Therefore, by setting the crank rotation angle θ1 + θ2 from the latter half of the compression stroke (stroke (1)) to the first half of the expansion stroke (stroke (2)) at a higher compression ratio than at a low compression ratio, a high compression ratio is set. In the state, the piston speed at the top dead center becomes relatively small, and the pressure change rate can be reduced, so that the sound vibration performance at a high compression ratio can be improved.
[0049]
As the compression ratio is increased, the maximum compression ratio is limited because the distance between the piston and the valve becomes smaller. From the second half of the compression stroke (stroke (1)) to the first half of the expansion stroke (stroke (2)). By increasing the crank rotation angle θ1 + θ2 at the high compression ratio than at the low compression ratio, the piston speed at the top dead center becomes relatively small at the high compression ratio, and the piston comes closest to the valve. Since the displacement of the piston position due to the inertial force during high speed rotation can be reduced when the compression ratio is high, the clearance between the piston and the valve can be reduced, and the compression ratio can be further increased. In addition, since the intake speed in the first half of the intake stroke (stroke (2)) when the high compression ratio is set is relatively slow, the intake valve can be made smaller lift without increasing pump loss, and higher compression can be achieved. It becomes possible to compare. FIG. 5 shows the piston stroke characteristics of the present embodiment in which the crank rotation angle θ1 + θ2 required for the stroke (1) + stroke (2) is relatively longer at the high compression ratio than at the low compression ratio. It is shown.
(10). The crank rotation angle (θ2 + θ3) of the expansion stroke or the intake stroke is larger (or equal) when the high compression ratio is set than when the compression ratio is low.
[0050]
Although it is possible to improve fuel efficiency by increasing the expansion ratio on the high compression ratio side and increase the output by increasing the charging efficiency on the low compression ratio side, the compression stroke on the high compression ratio side can be increased by the configuration of (10). Is relatively shortened, the heat loss time due to compression can be reduced, and the fuel efficiency improvement effect due to the high expansion ratio can be further increased. Also, on the low compression ratio side, the piston speed of the intake stroke is relatively high, and the piston speed of the compression stroke is relatively slow, so the time when the intake inertia effect becomes the maximum is at the bottom dead center side, and filling Efficiency and effective compression ratio can be increased to improve output. FIG. 5 shows the piston stroke characteristic of the present embodiment in which the crank rotation angle θ2 + θ3 required for the stroke (2) + stroke (3) is relatively prolonged at the high compression ratio as compared with the low compression ratio. Is shown.
(11). The crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion stroke or the intake stroke is larger (or equal) at the high compression ratio than at the low compression ratio.
[0051]
As a result, the piston speed after the start of combustion in the stroke (2) at the time of the high compression ratio becomes relatively small, and the piston position after the end of combustion becomes closer to the top dead center. The expansion period is increased, and the thermal efficiency is improved. Therefore, the thermal efficiency is further improved by increasing the expansion ratio when the compression ratio is high. FIG. 5 shows the piston stroke characteristics of the embodiment in which the crank rotation angle θ2 required for the stroke (2) at a high compression ratio is prolonged on the high compression ratio side.
(12). In addition to (11), the crank rotation angle θ4 in the first half of the compression stroke or exhaust stroke is made smaller (or equal) at the high compression ratio than at the low compression ratio.
[0052]
As in (11), in order to increase the crank rotation angle θ2 in the first half of the expansion stroke (stroke (2)) with the aim of improving thermal efficiency by increasing the expansion ratio at the time of a high compression ratio, it is necessary to shorten the other strokes. There is. In terms of sound vibration performance, the first half of the compression stroke (θ4) in which the pressure in the cylinder is smaller than the latter half of the expansion stroke (θ3) where the combustion pressure is applied and the second half of the compression stroke (θ1) where the compression pressure is applied and the pressure rises at the start of combustion It is desirable to reduce the heat efficiency because it causes the least harm and rather increases the compression speed. Therefore, in (12), the crank rotation angle θ4 in the first half of the compression stroke or exhaust stroke is made smaller at the high compression ratio than at the low compression ratio. FIG. 5 shows the present embodiment in which the crank rotation angle θ2 required for the stroke (2) is lengthened and the crank rotation angle θ4 required for the stroke (4) is shortened in such a high compression ratio setting state. The piston stroke characteristics are shown.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram showing a piston drive device of an internal combustion engine according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a graph showing a piston position with respect to a crank rotation angle in the embodiment (a) and the comparative example (b).
FIG. 3 is a graph showing the piston speed with respect to the crank rotation angle in the embodiment (a) and the comparative example (b).
FIG. 4 is a graph showing piston acceleration with respect to a crank rotation angle in the embodiment (a) and the comparative example (b).
FIG. 5 is a graph showing a piston position with respect to a crank rotation angle in a setting state of a high compression ratio (c) and a low compression ratio (d) of the present embodiment.
FIG. 6 is a graph showing a piston speed with respect to a crank rotation angle in a setting state of a high compression ratio (c) and a low compression ratio (d) of the present embodiment.
FIG. 7 is a graph showing piston acceleration with respect to a crank rotation angle in a setting state of a high compression ratio (c) and a low compression ratio (d) of the present embodiment.
FIG. 8 is an explanatory diagram for explaining the definition of each code.
FIG. 9 is an explanatory diagram showing features (1) to (7) of the present embodiment.
FIG. 10 is an explanatory diagram showing features (9) to (12) of the present embodiment.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Crankshaft 2 ... Lower link 3 ... Piston 5 ... Upper link 6 ... Control link 13 ... Support position change mechanism

Claims

In a piston drive device for an internal combustion engine that cooperates with a piston that reciprocates in a cylinder and a crankshaft,
A lower link rotatably attached to the crank pin of the crankshaft, an upper link having one end rotatably connected to the lower link, and the other end rotatably connected to the piston, and one end rotating to the lower link A control link that is connected to the engine body so as to be rotatable about a support fulcrum, and that controls the degree of freedom of the lower link, and a support position change that controls the position of the support fulcrum. A mechanism, and
The middle of the stroke from the bottom dead center to the top dead center is the first middle point, the middle of the stroke from the top dead center to the bottom dead center is the second middle point, and the piston is above the first middle point. The crank rotation angle until the piston moves to the dead center is θ1, the crank rotation angle until the piston moves from the top dead center to the second intermediate point is θ2, and the piston moves from the second intermediate point to the bottom dead center And the crank rotation angle until the piston moves from the bottom dead center to the first intermediate point is θ4,
Ri der (θ1 + θ2) is (θ3 + θ4) or more,
And, (θ1 + θ2) is an internal combustion engine you wherein larger that when a high compression ratio compared to when the low compression ratio piston drive device.

In a piston drive device for an internal combustion engine that cooperates with a piston that reciprocates in a cylinder and a crankshaft,
A lower link rotatably attached to the crank pin of the crankshaft, an upper link having one end rotatably connected to the lower link, and the other end rotatably connected to the piston, and one end rotating to the lower link A control link that is connected to the engine body so as to be rotatable about a support fulcrum, and that controls the degree of freedom of the lower link, and a support position change that controls the position of the support fulcrum. A mechanism, and
The middle of the stroke from the bottom dead center to the top dead center is the first middle point, the middle of the stroke from the top dead center to the bottom dead center is the second middle point, and the piston is above the first middle point. The crank rotation angle until the piston moves to the dead center is θ1, the crank rotation angle until the piston moves from the top dead center to the second intermediate point is θ2, and the piston moves from the second intermediate point to the bottom dead center And the crank rotation angle until the piston moves from the bottom dead center to the first intermediate point is θ4,
Ri der (θ1 + θ2) is (θ3 + θ4) or more,
A piston drive device for an internal combustion engine , wherein θ2 is larger when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low .

θ2 is an internal combustion engine of the piston driving apparatus according to claim 1 or 2, characterized in that at θ1 more.

In a piston drive device for an internal combustion engine that cooperates with a piston that reciprocates in a cylinder and a crankshaft,
A lower link rotatably attached to the crank pin of the crankshaft, an upper link having one end rotatably connected to the lower link, and the other end rotatably connected to the piston, and one end rotating to the lower link A control link that is connected to the engine body so as to be rotatable about a support fulcrum, and that controls the degree of freedom of the lower link, and a support position change that controls the position of the support fulcrum. A mechanism, and
The middle of the stroke from the bottom dead center to the top dead center is the first middle point, the middle of the stroke from the top dead center to the bottom dead center is the second middle point, and the piston is above the first middle point. The crank rotation angle until the piston moves to the dead center is θ1, the crank rotation angle until the piston moves from the top dead center to the second intermediate point is θ2, and the piston moves from the second intermediate point to the bottom dead center And the crank rotation angle until the piston moves from the bottom dead center to the first intermediate point is θ4,
θ2 is θ3 or more,
A piston drive device for an internal combustion engine , wherein (θ1 + θ2) is larger when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low .

In a piston drive device for an internal combustion engine that cooperates with a piston that reciprocates in a cylinder and a crankshaft,
A lower link rotatably attached to the crank pin of the crankshaft, an upper link having one end rotatably connected to the lower link, and the other end rotatably connected to the piston, and one end rotating to the lower link A control link that is connected to the engine body so as to be rotatable about a support fulcrum, and that controls the degree of freedom of the lower link, and a support position change that controls the position of the support fulcrum. A mechanism, and
The middle of the stroke from the bottom dead center to the top dead center is the first middle point, the middle of the stroke from the top dead center to the bottom dead center is the second middle point, and the piston is above the first middle point. The crank rotation angle until the piston moves to the dead center is θ1, the crank rotation angle until the piston moves from the top dead center to the second intermediate point is θ2, and the piston moves from the second intermediate point to the bottom dead center And the crank rotation angle until the piston moves from the bottom dead center to the first intermediate point is θ4,
θ2 is θ3 or more,
A piston drive device for an internal combustion engine , wherein θ2 is larger when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low .

6. The piston drive apparatus for an internal combustion engine according to claim 4 , wherein θ1 is equal to or greater than θ4.

6. The piston drive apparatus for an internal combustion engine according to claim 4 , wherein θ2 is equal to or greater than θ1.

The piston drive device for an internal combustion engine according to claim 6 , wherein θ2 is equal to or greater than θ1.

The piston drive device for an internal combustion engine according to claim 8 , wherein θ1 is θ3 or more.

10. The piston drive device for an internal combustion engine according to claim 1, wherein (θ2 + θ3) is larger when the compression ratio is higher than when the compression ratio is low.

θ4 is an internal combustion engine of the piston driving device according to any one of claims 1 to 9, characterized in that smaller when a high compression ratio than at a low compression ratio.