例如，如专利文献1所示，正在开发由多个连杆连结活塞销和 曲柄销的发动机(以下称为“多连杆式发动机”)。上述多连杆式发 动机具有：上连杆，其经由活塞销与在气缸内往复运动的活塞连结； 下连杆，其可自由旋转地安装于曲轴的曲柄销上，同时经由上销与上 连杆连结；以及控制连杆，其经由控制销与上述下连杆连结，并以摆 动中心销为中心进行摆动。摆动中心轴可自由旋转地轴支撑在主轴承 罩与摆动中心轴支撑罩之间，该摆动中心轴支撑罩通过螺栓与该主轴 承罩紧固。此外，作为其他的关联的专利文献，包括专利文献2。

本发明人发现：在上述多连杆式发动机中，如果由作用于活塞 的燃烧压力和惯性力等产生的载荷，经由各连杆传递至摆动中心轴， 作用在将摆动中心轴向下压的方向上，则有可能发生所谓开口的现 象，即摆动中心轴支撑罩相对于主轴承罩发生位置偏移等。
本发明是着眼于现有的上述问题而提出的，其目的在于，提供 一种多连杆式发动机的连杆几何形状，其可以可靠地防止摆动中心轴 支撑罩相对于发动机体发生位置偏移。
本发明通过下述解决方法解决上述问题。此外，为了容易理解， 附加与本发明的实施方式对应的标号，但不限于此。
本发明涉及一种多连杆式发动机的连杆几何形状，其特征在于， 具有：上连杆(11)，其经由活塞销(21)与在气缸内往复运动的活 塞(32)连结；下连杆(12)，其可旋转地安装于曲轴(33)的曲柄 销(33b)上，同时经由上销(22)与上述上连杆(11)连结；以及 控制连杆(13)，其经由控制销(23)与上述下连杆(12)连结，并 以摆动中心轴(24)为中心进行摆动。上述摆动中心轴(24)配置为， 与曲轴(33)的曲轴轴承颈(33a)相比位于下方，且以该曲轴轴承 颈(33a)为中心位于气缸中心轴的相反侧，可自由旋转地轴支撑在 发动机体(41、42、43)和摆动中心轴支撑罩(44)之间，该摆动中 心轴支撑罩(44)通过螺栓(45)与该发动机体(41、42、43)紧固， 在上述活塞(32)位于上止点附近的定时，以及位于下止点附近的定 时，上述控制连杆(13)的中心轴大致平行于气缸的中心轴。
发明的效果
根据本发明，摆动中心轴配置为，与曲轴的曲轴轴承颈相比位 于下方，且以该曲轴轴承颈为中心位于气缸中心轴的相反侧，可自由 旋转地轴支撑在发动机体与通过螺栓与该发动机体紧固的摆动中心 轴支撑罩之间，在活塞位于上止点附近的定时，以及位于下止点附近 的定时，控制连杆的中心轴大致平行于气缸的中心轴。通过上述结构， 当作用于控制连杆的载荷大小为最大时，在控制连杆的前端(摆动中 心轴)不作用左右方向的载荷，从而可以防止摆动中心轴支撑罩相对 于发动机体发生偏移。
附图说明
图1是说明多连杆式发动机的图。
图2是表示活塞位于上止点时的状态的图。
图3是表示活塞位于下止点时的状态的图。
图4是发动机体的纵剖面图。
图5是说明摆动中心轴的配置位置的图。
图6是说明多连杆式发动机的活塞加速度特性的图。
图7是说明可降低二次振动的摆动中心轴的配置位置的图。
图8是表示活塞位移以及活塞加速度相对于曲轴角的图。
图9是表示采用本实施方式的连杆几何形状的多连杆式发动机 的作用于控制连杆的前端(摆动中心轴)的载荷变动的图。

下面，参照附图等说明用于实施本发明的最佳实施方式。
首先，参照图1说明多连杆式发动机。此外，图1是从曲轴的 轴向观察的图。对于发动机的普通技术人员来说，在重力方向之外， 习惯使用上止点/下止点的表达。在水平对置发动机等中，上止点不 一定为重力方向的上、下止点不一定为重力方向的下，另外假设在将 发动机倒立的情况下，上止点为重力方向的下、下止点为重力方向的 上，而在本说明书中，按照习惯将上止点侧记载为上，将下止点侧记 载为下。
多连杆式发动机10，由2个连杆(上连杆11、下连杆12)连结 活塞32和曲轴33。另外，控制连杆13与下连杆12连结。
上连杆11的上端经由活塞销21与活塞32连结，下端经由上销 22与下连杆12的一端连结。活塞32承受燃烧压力，在设置于气缸 体41上的气缸套41a内往复运动。
下连杆12，使其一端经由上销22与上连杆11连结，使另一端 经由控制销23与控制连杆13的连结。另外，下连杆12，在大致中 央的连结孔内，插入曲轴33的曲柄销33b，以曲柄销33b作为中心 轴进行旋转。下连杆12可分割为上下2个部件地构成。上销22的中 心、控制销23的中心和曲柄销33b的中心，排列在一条直线上。对 于采用上述位置关系的理由如后所述。曲轴33具有多个曲轴轴承颈 33a、曲柄销33b。曲轴轴承颈33a由气缸体41以及梯形机架42可 自由旋转地支撑。曲柄销33b从曲轴轴承颈33a偏心规定量，下连杆 12可自由旋转地与其连结。
控制连杆13，在前端插入控制销23，可转动地与下连杆12连 结。另外，控制连杆13的另一端可以以摆动中心轴24为中心进行摆 动。摆动中心轴24由摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩 44可自由旋转地支撑。摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑 罩44，利用螺栓45一同紧固在梯形机架42上。此外，在本实施方 式中，气缸体41、梯形机架42以及摆动中心轴支撑托架43，相当于 权利要求中的发动机体。并且，摆动中心轴24如图所示成为偏心轴 (即，控制连杆13的另一端与偏心部分连结)，通过移动摆动中心 轴24的偏心位置，变更控制连杆13的摆动中心，变更活塞32的上 止点位置。由此可以机械地调整发动机的压缩比。
摆动中心轴24相对于曲轴轴承颈33a的中心位于下方。另外， 摆动中心轴24以曲轴轴承颈33a为中心，位于气缸中心轴的相反侧。 即，在从曲轴的轴向观察的情况下，在引出穿过曲轴33(曲轴轴承 颈33a)的中心且平行于气缸轴的直线时，摆动中心轴24相对于该 直线，位于气缸中心轴的那一侧的相反侧。在图1中，气缸中心轴相 对于曲轴轴承颈33a位于右侧，摆动中心轴24相对于曲轴轴承颈33a 位于左侧。在上述位置配置摆动中心轴24的理由如后所述。
图2是表示活塞位于上止点时的状态的图，图2(A)表示纵剖 面，图2(B)表示连杆几何形状。图3是表示活塞位于下止点时的 状态的图，图3(A)表示纵剖面，图3(B)表示连杆几何形状。在 图2(B)和图3(B)中，实线表示低压缩比的状态，虚线表示高压 缩比的状态。
摆动中心轴24的位置成为下述位置，即，在活塞32位于上止 点时，使控制连杆13的中心轴大致直立，优选直立(图2)，同时， 在活塞32位于下止点时，使控制连杆13的中心轴大致直立，优选直 立(图3)。此外，控制连杆13的中心轴可以定义为，在从曲轴的 轴向观察的情况下，将摆动中心轴24的偏心位置的中心与控制销23 的中心连结而成的直线。
图4是发动机体的纵剖面图。
梯形机架42通过螺栓紧固于气缸体41上。曲轴33的曲轴轴承 颈33a可自由旋转地支撑在由梯形机架42以及气缸体41形成的孔 40a中。梯形机架42与气缸体41的抵接面，与气缸的中心轴正交。 另外，将梯形机架42与气缸体41紧固的螺栓的中心轴，与该抵接面 正交。即，螺栓的中心轴平行于气缸中心轴。
摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩44，利用螺栓 45一同紧固于梯形机架42上。此外，在图4中，螺栓45的中心线 由点划线表示。在由摆动中心轴支撑托架43以及摆动中心轴支撑罩 44形成的孔40b中，可自由旋转地支撑摆动中心轴24。摆动中心轴 支撑托架43和梯形机架42的抵接面，与气缸中心轴正交。摆动中心 支撑罩44和摆动中心轴支撑托架43的抵接面，也与气缸中心轴正交。 螺栓45的中心轴与这些抵接面正交。即，螺栓45的中心轴平行于气 缸中心轴。
图5是说明摆动中心轴的配置位置的图。图5(A)表示将摆动 中心轴相对于曲轴轴承颈配置在上方的对比实施方式，图5(B)表 示将摆动中心轴相对于曲轴轴承颈配置在下方的本实施方式。
如上述所示，在本实施方式中，摆动中心轴24相对于曲轴轴承 颈33a位于下方，且以曲轴轴承颈33a为中心位于气缸中心轴的相反 侧。下面说明上述结构的理由。
首先为了容易理解，说明图5例示的对比实施方式。
作为摆动中心轴24的配置位置，如图5(A)所示，也考虑配 置在曲轴轴承颈33a的上方。但是对于上述结构，控制连杆13的强 度存在问题。
即，作用于控制连杆的载荷中的最大载荷，是由燃烧压力产生 的载荷。由燃烧压力产生的载荷F1，向下作用于上连杆11。通过该 向下的载荷F1，对曲轴轴承颈33a的轴承部作用向下载荷F2，围绕 曲柄销33b而作用右转力矩M1。并且，通过该力矩M1，对控制连 杆13作用向上载荷F3。即，对控制连杆13作用压缩载荷。在这里， 如果考虑对连杆13作用压缩载荷的情况，则在载荷大的情况下，连 杆13有可能压曲。另外，根据下面的算式(1)所示的欧拉压曲方程， 压曲载荷与连杆长度1的平方成反比。
[算式1]
欧拉压曲方程
$P_{\mathrm{cr}}=n{\pi }^2\frac{\mathrm{EI}}{1^2}---\left(1\right)$
其中，
Pcr：压曲载荷
n：末端条件系数
E：纵向弹性系数
I：剖面二次力矩
l：连杆长度
如上述所示，由于增长连杆长度l而可能产生压曲，所以不能过 长。为了增长连杆长度，必须增大连杆宽度和连杆厚度而使剖面二次 力矩变大，但是由于存在重量增加等问题，所以不现实。
因此，不得不缩短控制连杆13的长度，所以无法增加前端(即 控制销23)的移动长度。因此，无法使发动机大型化，从而很难得 到期望的发动机输出。
针对上述问题，在图5(B)所示的本实施方式中，将摆动中心 轴24配置在曲轴轴承颈33a的下方。这样，由燃烧压力产生的载荷 F1，从上连杆11传递到下连杆12，作为拉伸载荷作用于控制连杆 13上。在拉伸载荷作用于连杆13上的情况下，应考虑连杆13的弹 性损坏，但是一般认为是否产生弹性损坏，依赖于连杆剖面的应力或 者应变，而连杆长度对其影响小。相反，如果以最大主应变的说法考 虑，则当拉伸载荷相同时，通过增长连杆长度，应变变小，从而难以 产生弹性损坏。
如上述所示，由于优选由控制连杆13作为拉伸载荷承受由燃烧 压力产生的载荷，所以在本实施方式中，将摆动中心轴24配置在曲 轴轴承颈33a的下方。
另外，在本实施方式中，如上述所示，将上销22的中心、控制 销23的中心和曲柄销33b的中心排列在一条直线上。说明该理由。
根据本发明人的分析，多连杆式发动机，通过适当地调整摆动 中心轴的位置，与以一个连杆(connecting rod)连结活塞和曲轴的 通常的常规类型发动机(这是通常的发动机，但将该发动机和多连杆 式发动机进行对比，以下称为“单连杆式发动机”)相比，能够降低 振动。图6表示该分析结果。此外，图6是说明多连杆式发动机的活 塞加速度特性的图，图6(A)是表示多连杆式发动机的活塞加速度 特性的图，图6(B)是表示作为对比例的单连杆式发动机的活塞加 速度特性的图。
如图6(B)所示，在单连杆式发动机中，对于将1次成分和2 次成分合成后的总体的活塞加速度的大小(绝对值)，在上止点附近 的值比下止点附近的值大。但是，如图6(A)所示，在多连杆式发 动机中，总体的活塞加速度的大小(绝对值)，在下止点附近的值和 上止点附近的值大致相同。
并且，如果将单连杆式发动机和多连杆式发动机的2次成分的 大小进行比较，则多连杆式发动机的值比单连杆式发动机的值小，具 有能够降低二次振动的特性。
如上述所示，多连杆式发动机，通过适当地调整摆动中心轴的 位置，可以改善振动特性(特别是降低二次振动)。图7是说明可降 低二次振动的摆动中心轴的配置位置的图，活塞位于上止点。图7(A) 表示曲柄销位于将上销和控制销连结而成的线的下方的情况，图7 (B)表示曲柄销位于将上销和控制销连结而成的线的上方的情况， 图7(C)表示曲柄销位于将上销和控制销连结而成的线上的情况。
如图7(A)所示，在曲柄销33b位于将上销22和控制销23连 结而成的线的下方的情况下，可降低二次振动的摆动中心轴24的可 配置区域是以箭头A表示的范围。为了使用基于发动机的性能要求 而设定的长度的控制连杆13，摆动中心轴24与控制销23相比位于 左侧(远离曲轴轴承颈33a的一侧)。
如图7(B)所示，在曲柄销33b位于将上销22和控制销23连 结而成的线的上方的情况下，可降低二次振动的摆动中心轴24的可 配置区域，是以箭头B表示的范围。为了使用基于发动机的性能要 求而设定的长度的控制连杆13，摆动中心轴24与控制销23相比位 于右侧(接近曲轴轴承颈33a的一侧)。
如图7(C)所示，在曲柄销33b位于将上销22和控制销23连 结而成的线上的情况下，可降低二次振动的摆动中心轴24的可配置 区域，是以箭头C表示的范围。为了使用基于发动机的性能要求而 设定的长度的控制连杆13，摆动中心轴24位于控制销23的大致正 下方。在本实施方式中，如上述所示，摆动中心轴24配置在下述位 置：在活塞32位于上止点时，及在活塞32位于下止点时，控制连杆 13的中心轴大致直立、优选直立，而为了在实现上述的几何形状的 同时降低二次振动，需要将曲柄销33b配置在将上销22和控制销23 连结而成的线上。
图8是表示活塞位移以及活塞加速度相对于曲轴角的图。
对于上述所示的多连杆式发动机，即使连杆比λ(＝上连杆长度 1/曲轴半径r)不过大而是为一般的值(2.5～4左右)，如图8(A)所 示，与单连杆式发动机相比，也具有如下特性：相对于与规定的曲轴 角度变化，在活塞位于上止点附近时活塞移动量小，在位于下止点附 近时活塞移动量大。并且，活塞的移动加速度如图8(B)所示。即， 在多连杆式发动机中，与单连杆式发动机相比，在上止点附近活塞的 移动加速度变小，在下止点附近活塞的移动加速度变大，成为接近于 单振动的特性。
并且，由上述活塞加速度特性产生的惯性力，在采用上述连杆 几何形状的多连杆式发动机10的控制连杆13的前端(摆动中心轴 24)，如图9(A)所示，作用以360度为周期变动的力。另外，由 于燃烧压力，在控制连杆13的前端(摆动中心轴24)，如图9(B) 所示，作用以720度为周期变动的力。将这些力进行合成，在控制连 杆13的前端(摆动中心轴24)，如图9(C)所示，作用以720度 为周期变动的力。
上述的向下载荷，起到使摆动中心轴支撑罩44从摆动中心轴支 撑托架43离开的作用，但如果万一在向下载荷的同时左右方向的载 荷也起作用，则有可能使摆动中心轴支撑罩44相对于摆动中心轴支 撑托架43发生偏移。因此作为应对，必须增加螺栓45的根数，或者 使用大尺寸的螺栓45，从而使对摆动中心轴支撑托架43以及摆动中 心轴支撑罩44进行紧固的螺栓45具有充分的轴向力。
但是，本发明人着眼于，由惯性力和燃烧压力引起而作用于控 制连杆13的载荷的大小，在上止点或者下止点的附近为最大。于是， 在多连杆式发动机中，采用在上止点或者下止点的附近使连杆13为 大致直立(优选直立)的连杆几何形状。通过上述结构，当作用于控 制连杆13的载荷大小为最大时，在控制连杆13的前端(摆动中心轴 24)不作用左右方向的载荷，从而可以防止摆动中心轴支撑罩44相 对于摆动中心轴支撑托架43发生偏移。
此外，如上述所示，优选使摆动中心轴24成为偏心轴，通过移 动摆动中心轴24的偏心位置，从而控制连杆13的摆动中心变更，活 塞32的上止点位置变更。由此可以机械地调整发动机的压缩比，在 高载荷运转下降低压缩比。这是由于通过在高载荷下降低机械压缩 比，同时将进气阀关闭定时设为下止点附近，可以实现确保输出和防 止爆震的并存。另外优选在低载荷运转下提高压缩比。这是由于通过 在低载荷提高机械压缩比，同时，在将进气阀关闭定时设为远离下止 点的同时将排气阀打开定时设为下止点附近，能够增大膨胀比，减小 排气损失。并且，由于在上述高载荷运转下，作用于控制连杆13的 载荷变大，所以控制连杆13的中心轴和气缸中心轴所成的角度，如 图2(B)或者图3(B)中的虚线所示，低压缩比侧的角度比高压缩 比侧的角度小，从而可以更有效地防止摆动中心轴支撑罩44相对于 摆动中心轴支撑托架43发生偏移。
本发明不限定于上述说明的实施方式，在本发明的技术思想的 范围内，可以有各种变形和改变，显而易见，上述各种变形和改变也 包含在本发明的权利要求中。
例如，在上述实施方式中，由摆动中心轴支撑托架43以及摆动 中心轴支撑罩44对摆动中心轴24进行支撑，上述摆动中心轴支撑托 架43以及摆动中心轴支撑罩44通过螺栓45与梯形机架42一同紧固， 但也可以是摆动中心轴支撑托架43与梯形机架42一体形成的构造。 在此情况下，气缸体41以及梯形机架42相当于权利要求中的发动机 体。
专利文献1：特开2002-61501号公报
专利文献2：特开2001-227367号公报