在用连接杆连接配置在气缸轴线上的曲轴和活塞的普通发动机中， 为了使其二次振动的方向与气缸轴线的方向平行，一般将二次平衡装置 的一对平衡轴对称地配置在曲轴的两侧。
下述专利文献1中所述的装置为了消除由发动机的二次振动引起的 侧摆力矩，使配置在曲轴两侧的一对平衡轴在气缸轴线方向上错开，同 时，将设置在这些平衡轴上的平衡重的相位相对于气缸轴线对称地配置。
专利文献1：日本实开昭56-118908号公报
此外，通过下述专利文献2、3，公知有如下的复连杆式发动机，其 将下连杆枢转支承在曲轴的曲柄销上，通过上连杆将该下连杆连接到活 塞上，并且，通过控制杆将上述下连杆连接到支承在发动机缸体上的控 制轴上，用驱动器使控制轴旋转以使控制杆的一端的位置变化，由此改 变压缩比。
专利文献2：日本特开2002-188455号公报
专利文献3：日本特开2002-174131号公报
此外，例如在专利文献4中提出有这样的压缩比可变发动机，即， 该发动机具有：第1连杆，其连接到活塞上；第2连杆，其连接第1连 杆和曲轴；以及第3连杆，其一端连接在第2连杆上，另一端通过偏心 轴连接到发动机主体上。此外，例如，在专利文献5中还提案这样的压 缩比可变发动机，其具有：第1连杆，其连接到活塞上；第2连杆，其 连接第1连杆和曲轴；以及第3连杆，其一端连接在第1连杆上，另一 端通过偏心轴连接到发动机主体上。
此外，例如在专利文献4、5等中提出有这样的冲程特性可变发动机， 其将多根连杆连接在活塞和曲轴之间，通过使一根连杆的与发动机主体 连接的连接端移动，从而使活塞冲程变化。
专利文献4：日本特开平9-228858号公报
专利文献5：日本特开2004-150353号公报
另一方面，在专利文献6中提出有这样的技术，即，在往复式发动 机中，以活塞的运动为起因的激振力产生作用，但由于该振动难以仅通 过与曲轴一体设置的平衡重或气缸排列而降低，因此，在上述那样的多 连杆式往复式发动机中，通过使连杆长度或连杆位置(连杆几何条件) 最优化来减小振动。
此外，在专利文献6中提出有这样的技术，即，在往复式发动机中， 包含以活塞和连接杆的运动为起因的一次和二次的振动分量的激振力产 生作用，但由于旋转二次振动难以只通过与曲轴一体设置的配重或气缸 的排列而降低，因此，在如上所述的那种多连杆式往复发动机中，通过 使连杆长度或连杆位置(连杆几何条件)最优化来减小振动。
专利文献6：日本特开2001-227367号公报
但是，在具有除连接杆以外的连杆的复连杆式发动机中，由于这些 连杆相对于气缸轴线非对称配置，因此，伴随活塞的往复移动产生的振 动的方向就相对于气缸轴线方向而倾斜。从而，当在这样的发动机中安 装了现有的二次平衡装置的情况下，即使可以消除上述振动中的沿气缸 轴线方向的振动，也存在不能消除与气缸轴线以及曲轴正交的方向的振 动这一问题。而且，当为了改变压缩比而使控制轴旋转时，多个连杆的 配置关系偏离，从而振动特性、特别是二次振动的方向就发生变化。
因此，即使要在这样的发动机中安装二次平衡装置以减小二次振动， 也存在难以同时减小发动机处于高压缩比状态时的二次振动以及处于低 压缩比状态时的二次振动这一问题。
此外，在多连杆式往复发动机中，实际上难以在受限的曲轴箱的容 积内实现能充分减小振动的连杆结构，如果优先考虑减小振动，则存在 如下问题，即，连杆设计的自由度就会大幅度地受到限制，并且不能避 免发动机的大型化。
此外，在多连杆式往复发动机中，实际上难以在受限的曲轴箱的容 积内实现如下的可变机构的结构，即，满足压缩比或活塞冲程的可变量， 以及构成可变机构的连杆等的可动范围、作用在可变机构的结构部件上 的应力和发动机整体的尺寸等设计要素，并且在受限的曲轴箱的容积内 实现能够充分地减小二次振动分量的结构。

本发明是鉴于上述状况而完成的，其第1目的在于有效地消除伴随 活塞的往复移动在相对于气缸轴线倾斜的方向上产生的发动机的振动。 该第1目的对应于第1～第3实施例的目的。
此外，本发明的第2目的在于，可以有效地消除能切换活塞的冲程 特性不同的多个运转状态的发动机的振动。该第2目的对应于第4实施 例的目的。
此外，本发明的第3目的在于，可以有效地消除能切换活塞的冲程 特性不同的多个运转状态的发动机的二次振动。该第3目的对应于第5 实施例的目的。
此外，本发明的第4目的在于提供连杆设计的自由度高，且不会导 致发动机的大型化就可以实现充分的振动减小的冲程特性可变发动机。 该第4目的对应于第6实施例的目的。
此外，本发明的第5目的在于提供可以高水平地同时实现充分的抑 制振动的作用和抑制发动机的大型化的冲程特性可变发动机。该第5目 的对应于第6实施例的目的。
为了达到上述第1目的，根据本发明的第1特征，提出如下的发动 机的振动消除装置，即，该振动消除装置通过平衡装置消除伴随活塞的 往复移动产生的振动的方向相对于气缸轴线倾斜的发动机的振动，其特 征在于，使所述平衡装置产生的激振力的方向朝向伴随活塞的往复移动 产生的振动的方向倾斜。
此外，根据本发明的第2特征，提出如下的发动机的振动消除装置， 即，该振动消除装置通过平衡装置消除伴随活塞的往复移动产生的振动 的方向相对于气缸轴线倾斜的发动机的振动，其特征在于，所述发动机 是上止点和下止点的至少一方可以改变的冲程特性可变发动机，使所述 平衡装置产生的激振力的方向朝向伴随活塞的往复移动产生的振动的方 向倾斜。
此外，根据本发明的第3特征，在上述第1或第2特征的结构的基 础上提出如下的发动机的振动消除装置，即，该振动消除装置的特征在 于，使所述平衡装置产生的激振力的方向相对于气缸轴线所成的角度，与 伴随活塞的往复移动产生的振动的方向相对于气缸轴线所成的角度一致。
此外，根据本发明的第4特征，在上述第1～第3特征中任一特征 的结构的基础上提出如下的发动机的振动消除装置，即，该振动消除装 置的特征在于，所述平衡装置具有平衡重，所述平衡重被支承在相互向 相反的方向旋转的一对平衡轴上，所述平衡重的相位被设定成，这些平衡 重产生的激振力的方向朝向伴随活塞的往复移动产生的振动的方向倾斜。
此外，根据本发明的第5特征，在上述第4特征的结构的基础上提 出如下的发动机的振动消除装置，即，该振动消除装置的特征在于，相 对于所述一对平衡重中的一方的相位，使另一方的相位错开预定角度。
此外，根据本发明的第6特征，在上述第1～第3特征中任一特征 的结构的基础上提出如下的发动机的振动消除装置，即，该振动消除装 置的特征在于，所述发动机的气缸轴线相对于铅直方向倾斜，所述平衡 装置具有相互向相反的方向旋转的一对平衡轴，将通过一对平衡轴的中 心的直线配置为水平。
为了达到上述第2目的，根据本发明的第7特征，提出如下的发动 机的振动消除装置，即，所述发动机具有：改变活塞的冲程特性的冲程 特性可变机构；以及减小伴随发动机的运转的振动的平衡装置，该振动 消除装置的特征在于，将所述平衡装置产生的激振力的方向设定成，抑 制运转状态切换时的振动变化。
此外，根据本发明的第8特征，提出如下的发动机的振动消除装置， 即，所述发动机具有：改变活塞的冲程特性的冲程特性可变机构；以及 减小伴随活塞的往复移动的二次振动的二次平衡装置，该振动消除装置 的特征在于，将所述二次平衡装置产生的激振力的方向设定为，抑制在 第1运转状态下的二次振动的激振力的方向与抑制在第2运转状态下的 二次振动的激振力的方向的中间。
此外，根据本发明的第9特征，在上述第8特征的结构的基础上提 出如下的发动机的振动消除装置，即，该振动消除装置的特征在于，将 所述二次平衡装置产生的激振力的方向设定成，在第1运转状态下的二 次振动的振幅与在第2运转状态下的二次振动的振幅基本相等。
为了达到上述第3目的，根据本发明的第10特征，提出如下的发动 机的振动消除装置，即，所述发动机具有：根据运转状态改变活塞的冲 程特性的冲程特性可变机构；以及减小伴随活塞的往复移动的二次振动 的二次平衡装置，该振动消除装置的特征在于，所述二次平衡装置具有： 被曲轴驱动的第1平衡轴；被该第1平衡轴驱动的第2平衡轴；以及根 据运转状态，相对于曲轴的相位改变第1平衡轴的相位的相位可变机构。
此外，根据本发明的第11特征，在上述第10特征的结构的基础上 提出如下的发动机的振动消除装置，即，该振动消除装置的特征在于， 具有第2相位可变机构，所述第2相位可变机构根据运转状态，相对于 第1平衡轴的相位改变第2平衡轴的相位。
为了达到上述第4目的，根据本发明的第12特征，提出如下的冲程 特性可变发动机，即，该冲程特性可变发动机具有：连接在活塞上的第1 连杆；连接该第1连杆和曲轴的第2连杆；以及第3连杆，其一端与所 述第1连杆或所述第2连杆连接，另一端可移动地支承在发动机主体上， 其特征在于，该冲程特性可变发动机具有减振装置，所述减振装置用于 减小以所述各连杆的摆动为起因而产生的振动。
此外，根据本发明的第13特征，在上述第12特征的结构的基础上 提出如下的冲程特性可变发动机，即，该冲程特性可变发动机的特征在 于，所述减振装置被设置在比所述第3连杆更靠曲轴箱的内方侧。
此外，根据本发明的第14特征，在上述第12或第13特征的结构的 基础上提出如下的冲程特性可变发动机，即，该冲程特性可变发动机的 特征在于，上述第3连杆的至少一部分位于比上述减振装置的上端面更 靠下方的位置。
此外，根据本发明的第15特征，在上述第12～第14特征中任一特 征的结构的基础上提出如下的冲程特性可变发动机，即，该冲程特性可 变发动机的特征在于，所述减振装置被设置在相对于所述曲轴的轴心， 向与所述第3连杆相反的方向偏移的位置。
为了达到上述第5目的，根据本发明的第16特征，提出如下的冲程 特性可变发动机，即，该冲程特性可变发动机具有：连接在活塞上的第1 连杆；连接该第1连杆和曲轴的第2连杆；以及第3连杆，其一端与所 述第1连杆或所述第2连杆连接，另一端通过偏心轴可移动地支承在发 动机主体上，其特征在于，将用于减小以所述各连杆的摆动为起因而产 生的振动的一对平衡轴与所述曲轴平行地延伸设置，并且，使所述偏心 轴的转动中心，相对于接近所述偏心轴一侧的所述平衡轴的中心通过的 且与所述活塞的滑动轴线正交的平面，关于所述活塞的滑动方向而偏移。
此外，根据本发明的第17特征，提出如下的冲程特性可变发动机， 即，该冲程特性可变发动机具有：连接在活塞上的第1连杆；连接该第1 连杆和曲轴的第2连杆；以及第3连杆，其一端与所述第1连杆或所述 第2连杆连接，另一端通过偏心轴可移动地支承在发动机主体上，其特 征在于，将用于减小以所述各连杆的摆动为起因而产生的振动的一对平 衡轴与所述曲轴平行地延伸设置之后，通过动力传递单元连接到所述曲 轴上，并且，使所述动力传递单元关于所述曲轴的轴向，与所述第3连 杆错开配设。
此外，根据本发明的第18特征，提出如下的冲程特性可变发动机， 即，该冲程特性可变发动机具有：连接在活塞上的第1连杆；连接该第1 连杆和曲轴的第2连杆；以及第3连杆，其一端与所述第1连杆或所述 第2连杆连接，另一端通过偏心轴可移动地支承在发动机主体上，其特 征在于，将用于减小以所述各连杆的摆动为起因而产生的振动的一对平 衡轴与所述曲轴平行地延伸设置之后，通过联动单元连接起来，并且， 使所述联动单元关于所述曲轴的轴向，与所述第3连杆错开配设。
此外，根据本发明的第19特征，提出如下的冲程特性可变发动机， 即，该冲程特性可变发动机具有：连接在活塞上的第1连杆；连接该第1 连杆和曲轴的第2连杆；以及第3连杆，其一端与所述第1连杆或所述 第2连杆连接，另一端通过偏心轴可移动地支承在发动机主体上，其特 征在于，将用于减小以所述各连杆的摆动为起因而产生的振动的一对平 衡轴与所述曲轴平行地延伸设置之后，容纳到外壳中，并且，在所述外 壳上形成凹部，且使该凹部与所述第3连杆面对地将所述外壳配设在曲 轴箱内。
发明效果
根据第1特征的结构，即使伴随活塞的往复移动产生的振动的方向 相对于气缸轴线倾斜，通过使平衡装置产生的激振力的方向朝向上述振 动方向倾斜，可以有效地消除上述振动。
根据第2特征的结构，发动机是上止点和下止点中的至少一方可以 改变的冲程特性可变发动机，即使伴随活塞的往复移动产生的振动的方 向相对于气缸轴线倾斜，通过使平衡装置产生的激振力的方向朝向上述 振动的方向倾斜，可以有效地消除上述振动。
根据第3特征的结构，由于使平衡装置产生的激振力的方向相对于 气缸轴线所成的角度，与伴随活塞的往复移动产生的振动的方向相对于 气缸轴线所成的角度一致，因此可以更有效地消除上述振动。
根据第4特征的结构，由于设置有按预定的相位将平衡重支承在相 互向相反的方向旋转的一对平衡轴上的平衡装置，并使这些平衡重产生 的激振力的方向朝向伴随活塞的往复移动所产生的振动的方向倾斜，因 此，可以通过平衡重产生的激振力抵消并消除上述振动。
根据第5特征的结构，由于相对于一对平衡重的一方的相位，使另 一方的相位错开预定角度，因此，可以任意地调整激振力的方向。
根据第6特征的结构，由于在发动机的气缸轴线相对于铅直方向倾 斜的情况下，将通过一对平衡轴的中心的直线配置为水平，由此，可以 缩短平衡装置与油底壳之间的距离。
根据第7特征的结构，即使在进行发动机运转状态的切换时振动状 态变化，由于将平衡装置产生的激振力的方向设定成抑制上述变化，因 此，与发动机的运转状态无关，可以有效地抑制振动。
根据第8特征的结构，即使伴随活塞的往复移动所产生的二次振动 的方向在第1运转状态和第2运转状态下不同，但通过将二次平衡装置 产生的激振力的方向设定为抑制在第1运转状态下的二次振动的激振力 的方向与抑制在第2运转状态下的二次振动的激振力的方向的中间，从 而可以有效地抑制第1、第2运转状态下的二次振动两者。
根据第9特征的结构，由于将二次平衡装置产生的激振力的方向设 定成，在第1、第2运转状态下的二次振动的振幅基本相等，因此，可以 更加有效地抑制第1、第2运转状态下的二次振动两者。
根据第10特征的结构，即使伴随活塞的往复移动产生的二次振动的 方向随发动机的运转状态变化，由于利用相位可变机构使第1、第2平衡 轴的相位相对于曲轴的相位变化，可以使二次平衡装置产生的激振力的 方向接近二次振动的方向，因此，与发动机的运转状态无关，可以有效 地抑制二次振动。
根据第11特征的结构，通过第2相位可变机构，相对于第1平衡轴 的相位改变第2平衡轴的相位，由此可以使第1、第2平衡轴的相位相对 于曲轴的相位独立地变化，从而可以使二次平衡装置产生的激振力的方 向更加高精度地接近二次振动的方向，可以更有效地抑制发动机的二次 振动。
根据第12特征的结构，即使对冲程特性可变机构中的连杆的重量或 几何条件不那么重视地进行设定，由于可以通过减振装置减小由冲程特 性可变机构的动作引起的振动，因此，可以大幅度地提高冲程特性可变机 构的设计自由度，并且在避免发动机的大型化方面可以获得极大的效果。
根据第13特征的结构，由于可以有效地利用第3连杆内侧的空间， 因此，可以避免将减振装置组合到多连杆式冲程特性可变机构之后发动 机的大型化。
根据第14特征的结构，由于可以在减振装置和与减振装置面对的曲 轴箱之间的空间中配置第3连杆，因此，可以避免发动机的大型化。
根据第15特征的结构，由于可以有效地利用第3连杆的相反侧的空 间，因此，可以避免减振装置与第3连杆发生干涉，并且可以避免发动 机的大型化。
根据第16特征的结构，由于可以使平衡轴与偏心轴相互接近配置， 因此，在避免将减振装置组合到多连杆式冲程特性可变机构之后发动机 的曲轴箱的大型化方面可以获得极大的效果。
根据第17特征的结构，由于可以避免用于将曲轴的旋转力传递到平 衡轴的动力传递单元与第3连杆之间的干涉，因此，可以使平衡轴与第3 连杆进一步接近，从而可以抑制发动机的大型化。
根据第18特征的结构，由于可以避免两根平衡轴的联动单元与第3 连杆之间的干涉，因此，可以使平衡轴与第3连杆更加接近，从而可以 抑制发动机的大型化。
根据第19特征的结构，可以使容纳平衡轴的外壳与第3连杆更加接 近，从而可以抑制发动机的大型化。
附图说明
图1是可变压缩比发动机的纵截面图(高压缩比状态)。(第1实施 例)
图2是沿图1的2-2线的箭头方向的视图。(第1实施例)
图3是沿图1的3-3线的箭头方向的视图。(第1实施例)
图4是沿图1的箭头4方向的视图。(第1实施例)
图5是可变压缩比发动机的纵截面图(低压缩比状态)。(第1实施 例)
图6是表示发动机的振动相对于曲柄角的变化的曲线图。(第1实施 例)
图7是表示发动机的振动方向的曲线图。(第1实施例)。
图8A是表示平衡重的相位与激振力的方向的关系的曲线图。(第1 实施例)
图8B是表示平衡重的相位与激振力的方向的关系的曲线图。(第1 实施例)
图9是表示实施例的效果的曲线图。(第1实施例)
图10是本发明的第2实施例所涉及的可变压缩比发动机的纵截面 图(高压缩比状态)。(第2实施例)
图11是本发明的第3实施例所涉及的可变压缩比发动机的纵截面图 (高压缩比状态)。(第3实施例)
图12是表示平衡重的相位与激振力的方向的关系的图。(第4实施 例)
图13是表示发动机的二次振动的方向的曲线图。(第4实施例)
图14A是表示二次平衡装置的效果的曲线图。(第4实施例)
图14B是表示二次平衡装置的效果的曲线图。(第4实施例)
图14C是表示二次平衡装置的效果的曲线图。(第4实施例)
图15是与上述图2对应的图。(第5实施例)
图16是与上述图4对应的图。(第5实施例)
图17是第1相位可变机构的油压回路图。(第5实施例)
图18是表示在发动机的高压缩比状态下的活塞上止点位置的纵截 面图。(第6实施例)
图19是表示在发动机的高压缩比状态下的活塞下止点位置的纵截 面图。(第6实施例)
图20是表示在发动机的低压缩比状态下的活塞上止点位置的纵截 面图。(第6实施例)
图21是表示在发动机的低压缩比状态下的活塞下止点位置的纵截 面图。(第6实施例)
图22是发动机的内部结构的右侧面图。(第6实施例)
图23是发动机的内部结构的仰视图。(第6实施例)
图24是发动机的包含平衡壳体的内部结构的仰视图。(第6实施例)
符号说明
17----曲轴
21----活塞
43----二次平衡装置(平衡装置)
44----第1平衡轴(平衡轴)
44a----第1平衡重(平衡重)
45----第2平衡轴(平衡轴)
45a----第2平衡重(平衡重)
61----第1相位可变机构(相位可变机构)
62----第2相位可变机构
103----活塞
104----第1连杆
105----第2连杆
106----曲轴
107----曲轴箱(发动机主体)
112----第3连杆
113----偏心轴
121----减振装置
122a----平衡轴
122b----平衡轴
123a----上部外壳(外壳)
123b----下部外壳(外壳)
124a----联动齿轮(联动单元)
124b----联动齿轮(联动单元)
125----从动齿轮(动力传递装置)
126----驱动齿轮(动力传递装置)
131----凹部
E----发动机
L1----气缸轴线
L2----通过一对平衡轴的中心的直线

以下，根据附图所示的本发明的实施例对本发明的实施方式进行说 明。
实施例1
如图1～图4所示，可变压缩比发动机E是通过设置多个连杆而可 以改变活塞的上止点或下止点的位置的冲程特性可变发动机的一例，该 可变压缩比发动机E具有将气缸体11和曲轴箱12结合起来而构成的发 动机缸体13，在气缸体11的上部结合有气缸盖14和气缸盖罩15，在曲 轴箱12的下部结合有油底壳16。曲轴17的主轴颈17a旋转自如地支承 在气缸体11和曲轴箱12的分界面上，大致三角形的下连杆18的中间 部摆动自如地枢转支承在从主轴颈17a偏心的曲柄销轴颈(pin journal) 17b上。
活塞21滑动自如地嵌合在设置于气缸体11的气缸套20中，上连杆 22(连接杆)的上端通过活塞销23枢转支承在活塞21上，并且，上连 杆22的下端通过第1销24枢转支承在下连杆18的一端部上。
曲柄形状的控制轴25的主轴颈25a通过用螺栓26、26紧固在曲轴 箱12上的盖27，摆动自如地枢转支承在从曲轴17的位置沿横向偏心的 曲轴箱12的下面。控制杆28具有主体部28a以及用螺栓29、29紧固在 主体部28a的下端的盖部28b，主体部28a的上端通过第2销30枢转支 承在下连杆18的另一端部，并且，控制轴25的曲柄销轴颈25b枢转支 承在主体部28a的下端与盖部28b之间。控制轴25通过设置在其一端的 油压式驱动器31，在预定的角度范围内摆动。
进气口32和排气口33开口于形成在气缸盖14的下面的燃烧室14a， 对进气口32进行开闭的进气门34和对排气口33进行开闭的排气门35 设置在气缸盖14中。进气门34由进气凸轮轴36通过进气摇臂37进行 开闭驱动，排气门35由排气凸轮轴38通过排气摇臂39进行开闭驱动。
在固定于曲轴17下方的曲轴箱12上的上部平衡壳体40和用螺栓 41…结合在该上部平衡壳体40的下表面的下部平衡壳体42之间收纳有 二次平衡装置43。二次平衡装置43具有：第1平衡轴44，其一体地具 有第1平衡重44a；以及第2平衡轴45，其一体地具有第2平衡重45a， 第1平衡轴44被第2齿轮47驱动，该第2齿轮47与设置在曲轴17上 的第1齿轮46啮合，第2平衡轴45被第4齿轮49驱动，该第4齿轮49 与设置在第1平衡轴44上的第3齿轮48啮合。由于第1齿轮46的齿数 被设定为第2齿轮47的齿数的2倍，第3齿轮48和第4齿动49的齿数 被设定为相同，因此，第1、第2平衡轴44、45以曲轴17的2倍的转速 相互向相反方向旋转，抑制发动机E的二次振动。
并且，二次平衡装置43也可以利用链条或正时齿带，从曲轴17将 驱动力传递到第1、第2平衡轴44、45上。
连接第1、第2平衡轴44、45的中心的直线L2与铅直配置的气缸 轴线L1正交，从而上述直线L2沿水平方向延伸。第1、第2平衡重44a、 45a的相位被设定成，当第2平衡轴45的第2平衡重45a朝向铅直方向 的上方时，第1平衡轴44的第1平衡重44a的相位从朝向铅直方向上方 的位置向逆时针方向偏离。
接着，对具有上述结构的本发明的第1实施例的作用进行说明。
根据发动机E的运转状态驱动驱动器31，连接到驱动器31上的控 制轴25旋转到图1所示的位置与图5所示的位置之间的任意位置。在图 1所示的位置，相对于控制轴25的主轴颈25a，曲柄销轴颈25b位于下 方，因此，控制杆28被向下拉，下连杆18以曲轴17的曲柄销轴颈17b 为中心沿顺时针方向摆动，上连杆22被向上压，从而活塞21的位置变 高，由此发动机E就成为高压缩比状态。
反之，在图5所示的位置，相对于控制轴25的主轴颈25a，曲柄销 轴颈25b位于上方，因此，控制杆28被向上压，下连杆18以曲轴17的 曲柄销轴颈17b为中心沿逆时针方向摆动，上连杆22被向下拉，从而活 塞21的位置变低，由此发动机E就成为低压缩比状态。
这样，通过控制轴25的摆动，控制杆28上下运动，下连杆18的运 动约束条件发生变化，包含活塞21的上止点位置的冲程特性变化，由此 就可以任意地控制发动机E的压缩比。
在图6中，示出发动机的二次振动的激振力相对于曲柄角的变化特 性。即，在用连接杆将配置在气缸轴线上的曲轴和活塞连接起来的现有 的普通发动机中，气缸轴线方向(Z方向)的激振力(参照粗虚线)成为 正弦波状，与气缸轴线和曲轴正交的方向(X方向)的激振力(参照细 虚线)为0。与此相对，本实施例的发动机E的下连杆18、上连杆22以 及控制杆28相对于气缸轴线L1非对称配置，因此，气缸轴线L1方向(Z 方向)的激振力(参照粗实线)，以及与气缸轴线L1和曲轴17正交的方 向(X方向)的激振力(参照细实线)同时产生。
图7表示X-Z平面(与曲轴17正交的平面)中的二次振动的激振 力FX、FZ的波形，可知在用虚线表示的现有的普通发动机中，只产生Z 方向的激振力FZ，与此相对，在用实线表示的本实施例的发动机E中， Z方向的激振力FZ和X方向的激振力FX同时产生，主要的激振力的方 向相对于Z方向向X方向倾斜角度θ。
如图1的箭头所示，要有效地消除倾斜该角度θ的振动，只要使二 次平衡装置43产生的激振力的方向相对于气缸轴线L1倾斜角度θ即可， 在本实施例中，通过使第1、第2平衡轴44、45的第1、第2平衡重44a、 45a的相位成为非对称来实现。
如图8B所示，当相互沿反方向旋转的第1、第2平衡重44a、45a 的相位一致时，在该第1、第2平衡重44a、45a的方向上产生最大的激 振力。但是，在本实施例中，如图8A所示，通过在第2平衡重45a的相 位相对于气缸轴线L1对准时使第1平衡重44a的相位偏移2θ，从而使 最大激振力产生的方向相对于气缸轴线L1倾斜θ。因此，仅通过改变θ 的值，就可以任意地设定二次平衡装置43产生的激振力的方向。
如以上那样，即使伴随多连杆式可变压缩比发动机E的运转产生的 二次振动的方向相对于气缸轴线L1倾斜，通过使二次平衡装置43产生 的激振力的方向以与上述二次振动的方向一致的方式倾斜，就可以有效 地消除该二次振动。
图9中的两条虚线表示从本实施例的发动机E去掉该二次平衡装置 43后的比较例的振动特性，可知在低压缩比时和高压缩比时两者，Z方 向和X方向的激振力都很大。另一方面，两条实线表示本实施例的发动 机E的振动特性，可知在低压缩比时和高压缩比时两者，Z方向和X方 向的激振力都大幅度地减小。
实施例2
接着，根据图10对本发明的第2实施例进行说明。
第1实施例的发动机E被配置成气缸轴线L1铅直立起，但图10所 示的第2实施例的发动机E被配置成气缸轴线L1向进气侧倾斜角度θ。 但是，连接二次平衡装置43的第1、第2平衡轴44、45的中心的直线 L2沿与油底壳16的底面平行的水平方向延伸。第1、第2平衡重44a、 45a的相位被设定为，它们成为同时朝向铅直方向的上方，或者朝向铅直 方向的下方，从而二次平衡装置43产生的激振力的方向(参照箭头)就 成为铅直方向。
由于该发动机E的气缸轴线L1相对于铅直方向倾斜角度θ，因此， 二次平衡装置43产生的激振力的方向相对于气缸轴线L1倾斜角度θ， 从而与第1实施例相同，可以有效地消除发动机E的振动。而且，根据 该第2实施例，连接第1、第2平衡轴44、45的中心的直线L2相对于与 气缸轴线L1正交的方向(X方向)倾斜，因此，与第1实施例相比，可 以使该X方向的发动机缸体13的宽度变小，而且，可以缩短二次平衡装 置43与油底壳16的距离。但是，在将发动机E的气缸轴线L1方向(Z 方向)的尺寸紧凑化的方面，第1实施例更为有利。
实施例3
接着，根据图11对本发明的第3实施例进行说明。
图10所示的第2实施例的发动机E被配置为气缸轴线L1向进气侧 倾斜角度θ，但图11所示的第3实施例的发动机E被配置为气缸轴线 L1向排气侧倾斜。由于二次平衡装置43相对于气缸轴线L1的位置关系 与第2实施例相同，因此，连接第1、第2平衡轴44、45的中心的直线 L2相对于铅直方向更大地倾斜。
根据该第3实施例，不仅可以与第1、第2实施例同样有效地消除 发动机E的振动，而且，与第2实施例相比，可以进一步减小与气缸轴 线L1正交的方向(X方向)的发动机缸体13的宽度，但气缸轴线L1方 向(Z方向)的尺寸稍微增大。
实施例4
接着，根据图12～图14C对本发明的第4实施例进行说明。并且， 第4实施例的发动机E的结构基本上与第1实施例相同。
图13表示X-Z平面(与曲轴17正交的平面)中的二次振动FX、 FZ的波形，可知Z方向的二次振动FZ和X方向的二次振动FX同时产 生，主要的二次振动的方向相对于Z方向向X方向倾斜角度θ1、θ2。 用实线表示的高压缩比时的二次振动的方向θ1以及用虚线表示的低压 缩比时的二次振动的方向θ2偏离角度α。
如图12所示，要有效地消除相对于Z方向倾斜的二次振动，只要使 二次平衡装置43产生的激振力的方向相对于气缸轴线L1倾斜角度θ即 可。即，当相互沿反方向旋转的第1、第2平衡重44a、45a的相位一致 时，在该第1、第2平衡重44a、45a的方向上产生最大的激振力，但通 过使此时的第1、第2平衡重44a、45a的相位相对于气缸轴线L1偏移θ， 从而使最大激振力产生的方向相对于气缸轴线L1倾斜θ。因此，只要改 变θ的值，就可以任意地设定二次平衡装置43产生的激振力的方向。
但是，高压缩比时的角度θ1与低压缩比时的角度θ2并不一致，若 采用有效地抑制高压缩比时的二次振动的角度θ1，就存在不能有效地抑 制低压缩比时的二次振动的问题，反之，若采用有效地抑制低压缩比时 的二次振动的角度θ2，就存在不能有效地抑制高压缩比时的二次振动的 问题。因此，在本实施例中，将第1、第2平衡重44a、45a产生最大激 振力的方向设定为高压缩比时的二次振动的方向θ1与低压缩比时的二 次振动的方向θ2的中间的方向θ。具体地讲，以使得高压缩比时的二次 振动的振幅与低压缩比时的二次振动的振幅基本一致的方式设定第1、第 2平衡重44a、45a产生最大激振力的方向θ。由此，可以有效地将高压 缩比时和低压缩比时的二次振动两者减小。
即使改变发动机E的压缩比，由于通过二次平衡装置43可以将发动 机E的二次振动的方向变化抑制为极小，因此，乘员很少感觉到因发动 机E的运转状态的变化引起的不舒适。
图14～图14C中的细实线和细虚线是没有二次平衡装置43的发动 机E的高压缩比时和低压缩比时的二次振动FZ的波形，粗实线和粗虚线 是具有二次平衡装置43的发动机E的高压缩比时和低压缩比时的二次振 动FZ的波形。在任何情况下，通过设置二次平衡装置43，都可大幅度 地减小二次振动FZ。
图14A～图14C中，第1、第2平衡重44a、45a产生最大激振力的 方向不同。图14A是设定为最有效地抑制高压缩比时的二次振动(粗实 线)的图，可以充分地减小高压缩比时的二次振动，但还残存有相当大 的低压缩比时的二次振动(粗虚线)。图14B是设定为最有效地抑制低压 缩比时的二次振动(粗虚线)的图，可以充分地减小低压缩比时的二次 振动，但还残存有相当大的高压缩比时的二次振动(粗实线)。图14C设 定在高压缩比时和低压缩比时的中间(本实施例的设定)，高压缩比时的 二次振动(粗实线)的振幅和低压缩比时的二次振动(粗虚线)的振幅 减小到同样大小。
实施例5
接着，根据图15～图17对本发明的第5实施例进行说明。并且， 第5实施例的发动机E的结构基本上与第1实施例相同。
从图15和图16可以明确，在第1平衡轴44与支承在该第1平衡轴 44外周的第2齿轮47之间配置第1相位可变机构61，并且，在第2平 衡轴45与支承在该第2平衡轴45外周的第4齿轮49之间配置第2相位 可变机构62。第1相位可变机构61相对于第2齿轮47的相位任意地改 变第1平衡轴44的相位，即，相对于曲轴17的相位任意地改变第1平 衡轴44的相位。此外，第2相位可变机构62相对于第4齿轮49的相位 任意地改变第2平衡轴45的相位，即，相对于第1平衡轴44的相位任 意地改变第2平衡轴46的相位。由于第1相位可变机构61和第2相位 可变机构62的结构相同，因此，以第1相位可变机构61的结构为代表 进行说明。
如图17所示，第1相位可变机构61具有扇形的油室53A、53A；53B、 53B，它们收纳着向第1平衡轴44的两侧延伸的一对叶片52、52并使所 述叶片52、52可自由摆动，在连接油箱54和油室53A、53A；53B、53B 的第1油路P1、P2与第2油路P3、P4的中间部配置有换向阀59，在第 1油路P1中配置有由电动机55驱动的油泵56以及单向阀57。从而，当 电磁铁B通电、将换向阀59切换到左方时，利用由油泵56产生的油压 推压叶片52、52，从而第1平衡轴44沿逆时针方向旋转，反之，当电磁 铁A断电、将换向阀59切换到右方时，利用由油泵56产生的油压推压 叶片52、52，从而第1平衡轴44沿顺时针方向旋转。
这样，通过选择地使换向阀59的电磁铁A、B通电，可以相对于曲 轴17的相位任意地改变第1平衡轴44的相位，同样，通过第2相位可 变机构62，可以相对于第1平衡轴44的相位任意地改变第2平衡轴46 的相位。
接着，对具有上述结构的本发明的第5实施例的作用进行说明。
如在上述第4实施例的图12和图13中所说明的那样，高压缩比时 的最佳角度θ1与低压缩比时的最佳角度θ2不一致，若采用有效地抑制 高压缩比时的二次振动的角度θ1，就不能有效地抑制低压缩比时的二次 振动，反之，若采用有效地抑制低压缩比时的二次振动的角度θ2，就不 能有效地抑制高压缩比时的二次振动。因此，在本实施例中，通过控制 第1、第2相位可变机构61、62，使第1、第2平衡重44a、45a产生最 大激振力的方向与根据此时的压缩比产生的二次振动的方向一致，从而 可以有效地减小任意压缩比时的二次振动两者。
图14A和图14B中的细实线和细虚线是没有二次平衡装置43的发 动机E的高压缩比时和低压缩比时的二次振动FZ的波形，粗实线和粗虚 线是具有二次平衡装置43的发动机E的高压缩比时和低压缩比时的二次 振动FZ的波形。在任何情况下，通过设置二次平衡装置43，都可以大 幅度地减小二次振动FZ。
图14A和图14B中，第1、第2平衡重44a、45a产生最大激振力的 方向不同。图14A是以最有效地抑制高压缩比时的二次振动(粗实线) 的方式设定第1、第2平衡轴44、45的相位的图，可充分地减小高压缩 比时的二次振动。从图可知，当设定该第1、第2平衡轴44、45的相位 时，残存有相当大的低压缩比时的二次振动(粗虚线)。
图14B是以最有效地抑制低压缩比时的二次振动(粗虚线)的方式 设定第1、第2平衡轴44、45的相位的图，可以充分地减小低压缩比时 的二次振动。从图可知，当设定该第1、第2平衡轴44、45的相位时， 残存有相当大的高压缩比时的二次振动(粗实线)。
这样，在高压缩比时和低压缩比时，二次振动变成最大的正时相对 于曲轴17的相位不同，因此，使用第1相位可变机构61控制第1、第2 平衡轴44、45的相位，以使得二次平衡装置43的最大激振力的相位与 二次振动变为最大的正时相一致。
此处，对高压缩比时和低压缩比时进行了说明，但对于两者中间的 压缩比状态也同样，只要分别使用第1、第2相位可变机构61、62，使 第1、第2平衡轴44、45相对于曲轴17的相位以及最大激振力的方向变 化即可。
实施例6
接着，根据图18～图24对本发明的第6实施例进行说明。
图18是应用了本发明的冲程特性可变发动机的示意结构图。与该发 动机101的气缸102滑动配合的活塞103通过第1连杆104和第2连杆 105这两个连杆连接到曲轴106上。
曲轴106基本上与普通的定冲程发动机具有同样的结构，曲柄销109 从支承在曲轴箱107上的曲轴轴颈108(曲轴的旋转中心)偏心，通过该 曲柄销109支承以跷跷板方式摆动的第2连杆105的中间部。并且，第1 连杆104的大端部104b连接在第2连杆105的一端105a上，第1连杆 104的小端部104a连接到活塞销110上。
第3连杆112的小端部112a用销结合在第2连杆105的另一端105b 上，该第3连杆112与连接普通发动机中的活塞和曲轴的连接杆具有相 同的结构。并且，第3连杆112的大端部112b用一分为二的轴承114连 接到偏心轴113的偏心部113a上，该偏心轴113转动自如地支承在曲轴 箱107中。
更详细地讲，如图22所示，第1连杆104的大端部104b被形成在 第2连杆105的一端105a上的分叉部从曲轴106的轴向的两侧夹持。此 外，如图23所示，第3连杆112的小端部112a被形成在第2连杆105 的另一端105b上的分叉部从曲轴106的轴向的两侧夹持。从而，第1连 杆104和第3连杆112在与曲轴106的轴线正交的大致相同的假想平面 上运动。
偏心轴113通过设置在向曲轴箱107的外侧突出的轴端上的冲程特 性可变控制驱动器(未图示)，根据发动机101的运转状态被连续地控制 其转动角，且被保持在任意的角度。
根据该发动机101，通过使偏心轴113转动，第3连杆112的大端部 112b的位置在图18和图19所示的位置与图20和图21所示的位置之间 变化，伴随曲轴106的旋转，第2连杆105的摆动角度发生变化。对应 于该第2连杆105的摆动角度的变化，气缸102内的活塞103的冲程范 围，即活塞103的上止点位置和下止点位置就在图19中用符号A表示的 范围与图21中用符号B表示的范围之间连续变化。由此，可以具有使压 缩比和排气量中的至少任意一方连续变化的冲程特性可变功能。
在该发动机101的曲轴箱107的下方设置有减振装置，该减振装置 用于抵消由上述连杆机构的动作引起的旋转二次振动。
减振装置121配设在与偏心轴113邻接的位置，该偏心轴113被支 承在曲轴箱108中并在曲轴箱108内延伸，用于连接第3连杆112的大 端部112b。
减振装置121具有：一对平衡轴122a、122b；以及支承和容纳这些 平衡轴122a、122b的一分为二的上部外壳123a和下部外壳123b。一对 平衡轴122a、122b之间通过一体地设置在各平衡轴122a、122b上的相 同直径的联动齿轮124a、124b之间的啮合(联动单元)相互连接起来， 并且，设置在一方的平衡轴124b上的从动齿轮125与设置在曲轴106上 的驱动齿轮126啮合(动力传递单元)，曲轴106的驱动力被传递，从而 各平衡轴122a、122b以曲轴106的2倍的旋转速度相互沿相反的方向旋 转。并且，作为曲轴106与平衡轴122a、122b之间的动力传递单元，也 可以使用链条/链轮机构。
驱动齿轮126的直径与作为曲轴106的旋转轨迹圆的直径而成为最 大的、配重111的旋转轨迹圆的直径相等，用于将曲轴106的旋转力传 递到平衡轴122b上的齿轮机构的配置不必受到特殊的限制即可达到。此 外，使一对平衡轴122a、122b联动的联动齿轮124a、124b被设置在与 图22和图23中的从右边起第1个活塞103与第2个活塞103之间的曲 轴轴颈108对应的轴向位置。由于设置有固定在曲轴轴颈108上的轴承， 因此，不必考虑任何与其它可动体之间的位置关系，就可以配设使一对 平衡轴122a、122b联动的联动齿轮124a、124b。
更详言地讲，用于将曲轴106的旋转力传递到一方的平衡轴122b上 的驱动齿轮126被一体地设置在与图22和图23中的支承从右边起第2 个活塞103的曲柄销109对应的一对曲柄臂111a的一方(右侧)。并且， 与驱动齿轮126啮合的从动齿轮125一体地结合在与偏心轴113邻接的 平衡轴122b上。这些驱动齿轮126和从动齿轮125与第1连杆104和第 3连杆112一起运动的假想平面平行，并且，相对于曲轴106的轴向，隔 着适当的间隔配置在离开该假想平面的其他的同一假想平面上。此外， 联动齿轮124a、124b沿轴向与从动齿轮125接近配置，也与这些第1连 杆104和第3连杆112一起运动的假想平面平行，并且，相对于曲轴106 的轴向，隔着适当的间隔配置在离开该假想平面的其他同一假想平面上。
由此，在曲轴106上直径最大的驱动齿轮126、在平衡轴122b上直 径最大的从动齿轮125，以及与从动齿轮125接近配置的联动齿轮124a、 124b和第3连杆112的大端部112b能够相互没有干涉地进行运动，因此， 减振装置121和第3连杆112就可以更进一步地接近配置，从而可以避 免发动机的大型化。
在各平衡轴122a、122b的外周部上，设置有预定相位和预定惯性质 量的平衡重127a、127b，它们用于与由连杆机构的运动产生的不平衡量 平衡。两个平衡重127a、127b被配设在从右边起第2个活塞与第3个活 塞之间，即在本实施例中配设在4缸发动机的气缸组方向的中间位置。
减振装置121被配设在与第3连杆112的大端部112b在曲轴箱内方 侧相邻的位置，该第3连杆112连接到偏心轴113上，该偏心轴113被 支承在曲轴箱107中并在曲轴箱107内延伸。
此外，偏心轴113的静止轴心113b位于比减振装置121的上部外壳 122a的上端面更靠下方的位置，而且，偏心轴113的偏心部113a的移动 范围被设定在与上部外壳122a的侧壁面对的位置。即，连接到偏心轴113 上的第3连杆112的大端部112b位于比减振装置121的上端面更靠下方 的位置。
另外，相对于曲轴106的轴心，即相对于曲轴轴颈108的中心轴， 第3连杆112被配设在朝向与气缸组正交的方向的一侧偏移的位置，与 此相对，减振装置121的大部分被配设在向其相反侧偏移的位置。
通过这样的配置，可避免将减振装置组合到多连杆式冲程特性可变 机构之后使发动机的曲轴箱大型化。
另外，第3连杆112相对于活塞103的轴线被配设在朝向与气缸组 正交的方向的一侧偏移的位置，与此相对，减振装置121被配设在活塞 103的大约正下方。
此外，偏心轴113的静止轴心113b位于比减振装置121的上部外壳 122a的上端面更靠下方的位置，而且，偏心轴113的偏心部113a的移动 范围被设定在与上部外壳122a的侧壁面对的位置。
更详言地讲，偏心轴113形成与曲轴106相似的形状，其静止轴心 113b被配置在如下位置：相对于接近偏心轴113一侧的平衡轴122b的中 心通过的且与活塞的滑动轴线正交的平面，关于活塞的滑动方向稍微向 曲轴106侧(上方)偏移的位置。由此，将偏心轴113配设在与活塞的 滑动轴线正交的平面上的避开平衡轴122b的外周面最靠外侧位置的位 置，因此，不会导致曲轴箱107的大型化即可实现。
如图24所示，下部外壳123b的底壁的轴向两端面被配置在偏离第 1、第4气缸的各第3连杆112的位置，并且被配置成，第2气缸的第3 连杆112与形成在该底壁的一侧缘上的凹部131面对，第3气缸的第3 连杆112与该底壁的轴向左侧端的角部的切除部132面对。由此，可以 使减振装置121与各第3连杆112更进一步地接近配置，因此，不会导 致曲轴箱107的大型化即可实现。
通过这样的配置，可避免在将减振装置组合到多连杆式冲程特性可 变机构之后发动机的曲轴箱的大型化。
以上，对本发明的实施例进行了说明，但在不脱离本发明的主旨的 范围内可以进行种种设计变更。
例如，在各实施例中，对可变压缩比发动机进行了说明，但按同样 的结构，通过改变各部的尺寸，可以具有能改变发动机压缩比和排气量 的任何一方或两方的结构。本发明可以应用到包含这些可变冲程特性发 动机的多连杆式发动机中。
此外，在第5实施例中，能够用第1、第2相位可变机构61、62独 立地改变第1、第2平衡轴44、45的相位，但即使只设置第1相位可变 机构61，使第1、第2平衡轴44、45的相位联动地改变，也可以相当有 效地减小发动机的各种运转状态中的二次振动。