(57)【要約】【課題】  複リンク式ピストン−クランク機構によるピストンのロングストローク化とターボ過給機との組み合わせにより熱効率，機関出力及びその応答性の向上を図る。【解決手段】  一端がピストン８にピストンピン７を介して連結されたアッパリンク５と、アッパリンク５の他端が連結されるとともに、クランクピンに回転可能に取り付けられたロアリンクと、ロアリンクの運動を拘束するコントロールリンクと、を有する複リンク式ピストン−クランク機構からなる可変圧縮比機構と、ターボ式の過給機と、を備える。ピストンピン７を保持するピンボス部２４の軸方向の寸法が小型化されており、ピストン８が下死点近傍にあるときに、カウンタウェイト１５の最外径部が、ピンボス部２４の側方を通過可能である。【選択図】図７
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダ内を往復動するピストンを有し、このピストンがピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結され、かつ、過給機を備える内燃機関において、
ピストンが下死点近傍にあるときに、ピストンピンを保持したピンボス部の側方を、カウンタウェイトの最外径部が通過するように構成したことを特徴とする内燃機関。
【請求項２】
上記ピストンは、ピストンストローク量をピストンの直径よりも大きくしたことを特徴とする請求項１に記載の内燃機関。
【請求項３】
上記ピストン−クランク機構は、一端がピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、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、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されるとともに、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、を備えた複リンク式ピストン−クランク機構であることを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関。
【請求項４】
上記ピストンピンの軸長と上記第１連結ピンの軸長とがほぼ等しいことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関。
【請求項５】
上記ピストンが最大燃焼荷重を受ける位置にあるときに、上記アッパリンクのシリンダ軸線に対する傾きが、単リンクのピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるように、上記複リンク式ピストン−クランク機構のリンク構成が設定されていることを特徴とする請求項３又は４に記載の内燃機関。
【請求項６】
上記コントロールリンクの上記他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段をさらに備え、上記揺動支持位置の変位により機関圧縮比を可変制御することを特徴とする請求項３〜５のいずれかに記載の内燃機関。
【請求項７】
クランクシャフトの回転に対する上記ピストンのピストンストローク特性が、単リンクのピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、上記複リンク式ピストン−クランク機構のリンク構成が設定されていることを特徴とする請求項３〜６のいずれかに記載の内燃機関。
【請求項８】
上記過給機が、排気エネルギーを利用して過給を行うターボ過給機であることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の内燃機関。
【請求項９】
上記ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長と略等しいか、あるいはピストンピンの全長よりも短いことを特徴とする請求項１〜８のいずれかに記載の内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
この発明は、ピストン−クランク機構によりピストンが往復動する内燃機関、特に、過給機を備える内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
特許文献１は、本出願人が先に提案したものであり、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた内燃機関の可変圧縮比機構を開示している。これは、一端がピストンにピストンピンを介して連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、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、によって、ピストンとクランクピンとが連係されているとともに、上記ロアリンクの運動を拘束するように、ロアリンクに第２連結ピンを介してコントロールリンクの一端が連結された構成となっており、コントロールリンクの他端が、例えばシリンダブロック下部に支持されている。そして、このコントロールリンクの他端の揺動中心をカム機構により変位させることで、ピストン上死点位置ひいては機関の圧縮比を変化させることができる。
【特許文献１】特開２００１−２２７３６７号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
排気エネルギーにより過給を行うターボ過給機のような過給機を備える内燃機関の場合、よく知られているように、低速からの急加速のような条件では、タービン回転数の上昇に要する期間、過給圧が良好に上昇せず、ターボラグと呼ばれる運転性上の問題があった。このために例えば圧縮比が低く固定された従来のターボ過給機付きのガソリン機関では、加速直後に過給圧の立ち上がりが遅く、熱効率も低いことから、特に低速トルクが不十分となる傾向にあった。
【０００４】
本発明では、複リンク式ピストン−クランク機構の特長を活かして、エンジンサイズの増加を招くことなく、ピストンストロークを拡大し、これによる排気量拡大の相当分、過給機を備えた内燃機関で特に問題となる低速トルクを向上させると共に、ストローク拡大により上死点での燃焼室のＳ／Ｖ（表面積／容積）比を相対的に低下させ、これによる冷却損失の低減を図るものである。冷却損失の低減によって排気エネルギーは増大するものの、例えばターボ過給機を備えたエンジンでは排気エネルギーの増大が過給効率の向上につながる。本発明の狙いは、このような相乗効果により、幅広い運転域で出力性能やその応答性を向上し得る過給機を備えた内燃機関を実現することにある。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明は、シリンダ内を往復動するピストンを有し、このピストンがピストン−クランク機構によりクランクシャフトに連結され、かつ、過給機を備えた内燃機関に関する。過給機として、典型的には、排気エネルギーを利用して過給を行うターボ過給機が挙げられる。そして、ピストンが下死点近傍にあるときに、ピストンピンを保持したピンボス部の側方を、カウンタウェイトの最外径部が通過するように構成したことを特徴としている。換言すれば、上記クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差する。
【０００６】
つまり、下死点位置におけるピストンとクランクシャフト中心との距離が非常に小さく設定されているのであり、これにより、上死点から下死点までのピストンストロークひいては排気量をより大きく確保し得る。典型的にはピストンストローク量がピストンの直径よりも大、つまりボア・ストローク比が１よりも大きく設定される。
【０００７】
上記ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えているが、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長と略等しいか、あるいはこれよりも短いことが望ましい。
【０００８】
望ましくは、上記ピストン−クランク機構として、一端がピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されるとともに、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、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されるとともに、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、を備えた複リンク式ピストン−クランク機構が用いられる。
【０００９】
上記コントロールリンクの上記他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段をさらに備えた構成とすれば、上記揺動支持位置の変位により機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を容易に実現できる。
【００１０】
このような複リンク式ピストン−クランク機構では、上記ピストンが最大燃焼荷重を受ける位置にあるときに、上記アッパリンクのシリンダ軸線に対する傾きが、単リンクのピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるように、そのリンク構成を設定することが可能である。このようにアッパリンクの姿勢が垂直に近付くことで、ピストンに作用するサイドスラスト荷重が相対的に低減する。そのためピストンスカート部の小型化が可能となる。
【００１１】
また、上記複リンク式ピストン−クランク機構では、クランクシャフトの回転に対するピストンストローク特性が、単リンク式のピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、そのリンク構成を設定することも容易である。このように単振動に近い特性とすれば、ピストン加速度が平準化されて上死点付近の最大慣性力が低減し、ピストンピンおよびピンボス部の小型化の上で有利となる。しかも騒音振動特性の上で有利となり、例えば、直列４気筒機関のピストンストローク拡大に伴う、ピストンの慣性２次振動の悪化を回避できる。
【発明の効果】
【００１２】
この発明によれば、ピストンとアッパリンクとを連結するピンボス部およびピストンピンがカウンタウェイトと干渉せずに、下死点におけるピストンの位置をクランクシャフト中心に近付けることができる。従って、内燃機関の大型化を伴わずに、ピストンストロークの拡大ひいては排気量の拡大を達成することができる。このようなピストンストロークの拡大による排気量の拡大により、過給機を備えた内燃機関で特に問題となる低速トルクを向上させることができるとともに、ピストンストロークの拡大により上死点での燃焼室のＳ／Ｖ比を相対的に低下させ、これによる冷却損失の低減を図ることができる。冷却損失の低減に伴い、排気エネルギーは増大するものの、ターボ過給機のような過給機を備えたエンジンでは排気エネルギーの増大が過給効率の向上となるので、熱効率を有効に高めることができ、このような相乗効果によって、幅広い運転域で出力性，応答性を向上することができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１３】
以下、この発明の好ましい一実施例を図面に基づいて詳細に説明する。図１は、この発明に係る内燃機関、例えば筒内直接噴射式ガソリン機関に用いられる可変圧縮比機構の構成を示す構成説明図である。この機構は、ロアリンク４とアッパリンク５とコントロールリンク１０とを主体とした複リンク式ピストン−クランク機構から構成されている。
【００１４】
クランクシャフト１は、複数のジャーナル部２とクランクピン３とを備えており、シリンダブロック１８の主軸受に、ジャーナル部２が回転自在に支持されている。上記クランクピン３は、ジャーナル部２から所定量偏心しており、ここにロアリンク４が回転自在に連結されている。カウンタウェイト１５は、ジャーナル部２とクランクピン３とを接続するクランクウェブ１６からクランクピン３とは反対側へ延びている。このカウンタウェイト１５は、クランクピン３を挟んで両側に互いに対向するように設けられており、その外周部は、ジャーナル部２を中心とした円弧形に形成されている。
【００１５】
上記ロアリンク４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔に上記クランクピン３が嵌合している。アッパリンク５は、下端側が第１連結ピン６によりロアリンク４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン７によりピストン８に回動可能に連結されている。上記ピストン８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック１８のシリンダ１９内を往復動する。ロアリンク４の運動を拘束するコントロールリンク１０は、上端側が第２連結ピン１１によりロアリンク４の他端に回動可能に連結され、下端側が制御軸１２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック１８の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸１２は、回転可能に機関本体に支持されているとともに、その回転中心から偏心している偏心カム部１２ａを有し、この偏心カム部１２ａに上記コントロールリンク１０下端部が回転可能に嵌合している。上記制御軸１２は、後述する制御部１１１（図１２参照）からの制御信号に基づいて作動する圧縮比制御アクチュエータ１１０（図１２参照）によって回動位置が制御される。
【００１６】
上記のような複リンク式ピストン−クランク機構を用いた可変圧縮比機構においては、上記制御軸１２が圧縮比制御アクチュエータ１１０によって回動されると、偏心カム部１２ａの中心位置、特に、機関本体に対する相対位置が変化する。これにより、コントロールリンク１０の下端の揺動支持位置が変化する。そして、上記コントロールリンク１０の揺動支持位置が変化すると、ピストン８の行程が変化し、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン８の位置が高くなったり低くなったりする。これにより、機関圧縮比を変えることが可能となる。
【００１７】
図２は、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の基本的な動作説明図であって、クランクシャフト１が１回転（３６０°ＣＡ）する間の各部の動作を、９０°ＣＡ毎に示している。図の（ｂ）がピストン上死点位置に相当し、この図（ｂ）から明らかなように、コントロールリンク１０の下端の位置が変化すれば、ピストン８が上下に変位して、圧縮比が変化することになる。
【００１８】
また、上記の複リンク式可変圧縮比機構においては、リンクディメンジョンを適切に選定することにより、単振動に近いピストンストローク特性が得られる。特に、図１０に示すように、一般的な単リンク式ピストン−クランク機構のピストンストローク特性に比べて、より単振動に近い特性とすることが可能である。そして、図１１にピストン加速度の特性を示すように、ピストン加速度が平準化され、ピストン上死点付近での最大慣性力が大幅に低減する。なお、上記の単振動に近いピストンストローク特性によれば、上死点付近でのピストン８の速度が、単リンク式ピストン−クランク機構のものに比べて、２０％近く遅くなる。
【００１９】
次に、本発明の要部であるピストン８およびアッパリンク５の構造について説明する。図３〜図６は、本発明の内燃機関に用いられるピストン８の構造を示している。このピストン８は、アルミニウム合金を用いて一体に鋳造されたものであって、比較的厚肉な円盤状をなすピストン頭部２１の外周面に、複数本、例えば３本のピストンリング溝２２が形成されているとともに、ピストン８のスラスト−反スラスト方向となる周方向の一部に、上記外周面から円筒面に沿って延びるように、スカート部２３が形成されている。このスカート部２３は、図６に示すように、ピストンピン７と直交する方向から見た投影形状が略矩形状をなし、そのピストンピン軸方向に沿った幅は、ピストンピン７の全長と略等しいか、あるいはピストンピン７の全長よりも短いものとなっている。つまり、スカート部２３は、周方向の非常に小さな範囲に設けられている。
【００２０】
また、上記ピストン８の中心部つまり円盤状をなすピストン頭部２１の裏面中心部に、一対のピンボス部２４が形成されており、該ピンボス部２４に、ピストンピン７の端部が回転自在に嵌合するピン孔２５が貫通形成されている。上記ピン孔２５の内周には、軸方向に沿った一対の油溝２６が形成されている。
【００２１】
一方、アッパリンク５は、鋼製のものであり、図７に示すように、ピストン８側の一端にピストンピン７が圧入されている。また、ロアリンク４と連結されるアッパリンク５の他端は、図９に示すように、二股状に分岐し、上記第１連結ピン６の両端部を支持している。ここで、アッパリンク５における上方のピストンピン７の軸長と、下方の第１連結ピン６の軸長とは、互いに等しい。また、ピストンピン７が受ける荷重と第１連結ピン６が受ける荷重とは基本的に等しいので、ピストンピン７と第１連結ピン６とは、互いに等しい径とすることができる。また、図７および図９に示すように、一対のピンボス部２４およびピストンピン７からなるピストン連結構造のピストンピン軸方向の寸法は、ピストン８ないしはシリンダ１９の直径に比べて、かなり小さなものとなっている。
【００２２】
そして、ピストン８が下死点近傍にあるときに、クランクシャフト１のカウンタウェイト１５の最外径部が、図示するように、ピストンピン７を軸方向へ延長した延長線と交差するようになっている。換言すれば、ピストン８が下死点近傍にあるときに、ピストンピン７を保持したピンボス部２４の側方を、カウンタウェイト１５の最外径部が通過する。なお、図２の（ｄ）は、単に動作を説明するためのものであるので、ピストンピン７とカウンタウェイト１５とが上下に離れて描かれているが、上記のように構成することで、図２（ｄ）の構成よりも、さらにピストン８をクランクシャフト１中心に近付けた構成とすることができる。
【００２３】
図８は、対比のために、従来の一般的な単リンク式ピストン−クランク機構３１とピストン３２とを組み合わせた場合の上死点から下死点までのピストンストロークを示している。これと図９とを比較すれば明らかなように、上記実施例の構成では、上死点から下死点までのピストンストロークが大幅に拡大し、排気量の拡大が可能である。例えば、２０％程度のピストンストロークの拡大が図れる。
【００２４】
また、図９から明らかなように、スカート部２３も小型化されていることから、上記のようにカウンタウェイト１５がピンボス部２４の側方を通過する際に、スカート部２３と干渉することはない。このようにスカート部２３を小型化すると、その剛性を大きく確保することは困難であるが、本発明が前提とする複リンク式ピストン−クランク機構においては、ピストン８を傾けようと作用するサイドスラスト荷重は、一般の単リンク式ピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるので、スカート部２３は最小の大きさで済む。具体的には、ピストン８に最大燃焼圧が作用するのは、膨張行程の前半であり、図２の（ｃ）の付近でピストン頭部２１が最大荷重を受けることになるが、このとき、図示するように、アッパリンク５は、垂直に近い姿勢であり、シリンダ１９の軸線に対する傾きが非常に小さい。特に、単リンク式ピストン−クランク機構の場合のコネクティングロッドの姿勢に比べて、シリンダ１９の軸線に対する傾きを、より小さくすることが可能である。従って、サイドスラスト荷重が低減し、スカート部２３の小型化が可能となる。
【００２５】
さらに、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の利点として、単振動に近いピストン−ストローク特性とすることで、ピストン加速度が平準化され、ピストン上死点付近での最大慣性力が大幅に低減する。従って、上記のように、ピストンピン７を保持するピンボス部２４の小型化が可能となる。
【００２６】
なお、図８に示した単リンク式ピストン−クランク機構３１を用いた構成において、仮に、クランクピンのクランク半径を大きくしてピストンストロークをロングストローク化したとすると、ピストン３２に作用するサイドスラスト荷重は一層大きくなり、スカート部の小型化が到底困難であるばかりか、実用機関としての成立が難しくなる。
【００２７】
また、本発明は、直列４気筒機関に好適である。一般に、直列４気筒機関の場合、ピストン８の慣性２次振動がピストンストローク拡大に伴い急増するため、ストロークの拡大で大排気量化を図ると、騒音振動特性が悪化し、品質を著しく損ねる問題があったが、本発明で用いる複リンク式ピストン−クランク機構では、単振動に近いピストンストローク特性となるため、このような騒音振動特性の悪化を回避できる。
【００２８】
しかも、単振動に近いピストンストローク特性とすれば、上死点付近でのピストン８の速度が、単リンク式ピストン−クランク機構のものに比べて遅くなることから、同じ燃焼速度に対し十分に時間的な余裕が与えられることになり、気筒当たりの排気量が大きな燃焼室でも、良好な燃焼を確保できる。
【００２９】
なお、図３〜図６に例示したピストン８は、ピストンリングとして圧縮リングが２本の形式であるのに対し、図７に例示したピストン８は、圧縮リングが１本の構成となっている。本発明のピンボス部２４やピストンピン７を小型化したピストン８は、その下半分の重量が非常に軽くなるので、圧縮リングを１本とした構成は、ピストンピン７回りのピストン８の挙動安定の上で有利である。また、本発明のそもそもの目的であるピストンストローク拡大の上でも有利となる。
【００３０】
図１２は、本発明の一実施例に係るターボ式の過給機１０１を含む内燃機関の吸排気系の構成を簡略的に示している。このターボ過給機１０１は、内燃機関の排気通路１０２に位置するタービン１０３と吸気通路１０４に位置するコンプレッサ１０５とを同軸状に連結した構成であり、運転条件に応じて過給圧を制御するために、タービン１０３の上流側から排気の一部をバイパスさせる排気バイパス弁（ウエストゲートバルブ）１０６を備えている。また、吸気通路１０４のコンプレッサ１０５下流側には、過給圧を検出する過給圧センサ１０７が配置され、シリンダブロック１８にはノッキングを検出するノックセンサ２０が配置されている。１０８は吸気弁、１０９は排気弁である。
【００３１】
制御部１１１は、各種制御処理を記憶及び実行する機能を有する周知のデジタルコンピュータシステムであって、各種センサより入力される機関回転数信号、負荷信号、吸入負圧信号及び排気温度信号等に基づいて、予め設定・記憶された各種マップ等を参照して、上記の排気バイパス弁１０６や圧縮比制御アクチュエータ１１０の他、燃料噴射装置や点火装置等へ制御信号を出力し、その動作を制御する。例えば、過給圧センサ１０７による過給圧に基づいて排気バイパス弁１０６の動作を制御し、ノックセンサ３の検出信号に基づいて微弱なノッキング状態となるように点火時期を制御する。また、機関運転条件に対応して目標圧縮比を予め割り付けた圧縮比マップを参照して圧縮比制御アクチュエータ１１０へ指令信号を出力して、機関圧縮比を可変制御する。
【００３２】
図１３は、燃焼ガスからの熱流束（瞬時冷却損失）と、燃焼室の表面温度の変化を示す。この図からわかるように、燃焼がピークとなる上死点後のごく短い期間に熱流束が集中的に高くなる傾向にある。このような上死点後のごく短い期間ではシリンダ表面が殆ど露出しておらず、冷却にあまり寄与しないことになるので、ピストンとシリンダヘッドの燃焼室側に面した表面が冷却損失の主体となる。従って、所定の圧縮比でボア径を変えずにピストンストローク量のみを例えば約２０％拡大した場合、冷却損失がピークとなる上死点直後のＳ／Ｖ（表面積／容積）比は、排気量が約２０％増える一方で冷却に寄与する表面積は変らないとすれば、実質的に約１７％減少することになる。実際にもこの比率に近い冷却損失の低減効果（燃焼ピーク時）が得られることが確認された。
【００３３】
このようなロングストローク化による高圧縮比化に対し、例えば燃焼室形状の偏平化による高圧縮比化では、熱効率は期待したほど向上しない。その理由は、高圧縮比化にともなって燃焼室形状を偏平とすると、冷却損失が増大するためである。すなわち、高圧縮比化に伴い膨張比が大となって排気温度が下がるために排気エネルギーが減少し、排気損失は減少するものの、上記のような燃焼室形状の偏平化による高圧縮比化の場合、冷却損失も増大することから、排気損失の低減分が冷却損失の増大分により相殺され、全体としての熱効率の向上があまり望めない。
【００３４】
これに対して、ロングストローク化による高圧縮比化の場合、燃焼室の偏平化を招くことなく高圧縮比化が可能であるため冷却損失を有効に低減することができる。なお、この冷却損失の低減により排気エネルギーが増大するものの、排気エネルギーを利用して過給を行うターボ過給機を有するエンジンにおいては、このような排気エネルギーの増加が過給効率の向上へとつながり、このような相乗効果によって、熱効率を著しく向上することができる。また、例えば低速の定常走行から急加速をするような場合に、排気エネルギーが高ければ、その分、定常走行時等でのタービン回転数も高くなり、また高負荷に移行した後の排気エネルギーの増大も顕著となることから、過給圧の立ち上がりも早くなり、つまり低速からの加速時の応答性が向上し、ターボ過給機の大きな課題であるターボラグを有効に改善することができる。
【００３５】
しかも、上述したように複リンク式ピストンークランク機構を用いた構成では、スラスト−反スラスト方向の交番荷重によるピストンスラップの発生を大幅に低減・解消できることから、ピストンスカート部２３のピストンピン軸方向に沿った幅をピストンピン７の全長以下に抑制して、ピストン８が下死点近傍にあるときに、ピストンピン７を保持したピンボス部２４の側方を、カウンタウェイト１５の最外径部が通過するように構成することができる。これによって、エンジンの（特にシリンダ軸方向についての）大型化を招くことなく、約２０％以上の排気量拡大（ロングストローク化）が可能となる。つまり、エンジンの大型化や重量増加を招くことなくロングストローク化が可能となる。
【００３６】
更に、上記のロングストローク化による排気量の増加によって、加速時にはターボが効き始める前の出力が増加するとともに、過給圧の立ち上がりも早くなることから、加速時における顕著な動力性能改善効果を得ることができる。ただし、自然吸気エンジンの場合、ロングストローク化により高速時の出力が延びないという本質的な課題がある。これは自然吸気エンジンではロングストローク化により吸気弁での吸気流速が早期に音速に達するためである。吸・排気弁のサイズの増加はシリンダのボア径により制限されるので困難である。これに対し、過給機を備えた内燃機関の場合、過給により吸気弁上流の圧力を大幅に上昇させられるため、音速になる限界流量をのばすことができる。従って、ロングストローク化と過給機との組合せによれば、高速回転時における出力性能を大幅に向上することができるのである。
【図面の簡単な説明】
【００３７】
【図１】この発明に係る内燃機関の可変圧縮比機構の全体を示す構成説明図。
【図２】その基本的な動作を示す動作説明図。
【図３】クランクシャフトと直交する面に沿ったピストンの断面図。
【図４】クランクシャフト軸方向に沿ったピストンの断面図。
【図５】ピストンの一部を切り欠いて示す斜視図。
【図６】ピストンの側面図。
【図７】下死点におけるピストンとカウンタウェイトとの位置関係を示す説明図。
【図８】従来のピストン−クランク機構におけるピストンストロークの説明図。
【図９】実施例におけるピストンストロークの説明図。
【図１０】実施例のピストン−ストローク特性を示す特性図。
【図１１】同じくピストンの加速度特性を示す特性図。
【図１２】ターボ過給機を備えた吸排気系の構成を示す構成図。
【図１３】クランク角度に対する燃焼室表面温度と瞬時熱流束の変化とを示す説明図。
【符号の説明】
【００３８】
４…ロアリンク
５…アッパリンク
７…ピストンピン
８…ピストン
１０…コントロールリンク
１５…カウンタウェイト
２３…スカート部
２４…ピンボス部
１０１…ターボ過給機
【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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【図１２】
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【図１３】
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【図１１】
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