(57)【要約】【課題】  複リンク式ピストン−クランク機構３２によるピストンのロングストローク化と、可変動弁装置３１によるミラーサイクル化との組み合わせにより、燃焼安定性を確保しつつ実圧縮比を小さくしてポンプ損失を大幅に低減する。【解決手段】  吸気弁の開閉時期を可変制御可能な可変動弁装置３１と、ピストンとクランクシャフトとを連結する複リンク式ピストン−クランク機構を利用して幾何学的な圧縮比を変更可能な可変圧縮比機構３２と、を備える。下死点近傍で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て、基本的な外形寸法の増加を招くことなくピストンのロングストローク化を図る。また、可変動弁装置３１により部分負荷域では吸気弁閉時期を早閉じ化して実圧縮比を実膨張比よりも小さくする。【選択図】図１
2008267301.tif 000002
【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とクランクシャフトとを連結するピストン−クランク機構と、少なくとも吸気弁の閉時期を可変制御可能な可変動弁装置と、を有し、
上記ピストンが下死点近傍にあるときに、上記ピストンピンを保持したピンボス部の側方を、上記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】
上記ピストンの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】
少なくとも部分負荷時に、上記吸気弁閉時期によって定まる実圧縮比が、排気弁開時期によって定まる実膨張比よりも小さくなるように、上記吸気弁閉時期を制御す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−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１〜３のいずれかに記載の内燃機関。
【請求項５】
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幾何学的な圧縮比を可変制御することを特徴とする請求項４に記載の内燃機関。
【請求項６】
低負荷時には高圧縮比、高負荷時には低圧縮比となるように、機関負荷に応じて幾何学的な圧縮比を可変制御することを特徴とする請求項５に記載の内燃機関。
【請求項７】
燃焼室の壁面の一部を非金属材料により構成したことを特徴とする請求項１〜６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とともに、吸気弁側に可変動弁装置を設けた内燃機関に関し、特に、ガソリン機関における部分負荷時の燃費向上に適した技術に関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば特許文献１に記載されているように、本出願人は、先に、吸気弁のリフト・作動角を連続的に拡大・縮小制御可能な可変動弁機構を提案しており、さらに、リフトの中心角の位相を遅進させる機構と組み合わせて、リフト特性の大幅な自由度を得るようにした可変動弁装置を提案している。また本出願人は、レシプロ式内燃機関の可変圧縮比機構として、複リンク式ピストン−クランク機構を用い、そのリンク構成の一部を動かすことによりピストン上死点位置を変化させるようにした機構を種々提案している。この種の可変圧縮比機構は、内燃機関の幾何学的な圧縮比（見かけの圧縮比，機械的な圧縮比とも呼ぶ）を変化させるものであり、一般に、部分負荷時には、熱効率向上のために高圧縮比に制御され、高負荷時には、ノッキング回避のために低圧縮比に制御される。
【特許文献１】特開２００３−３１４３１５号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
周知のようにミラーサイクルエンジンでは、吸気弁の閉時期を吸気下死点に対して早閉じ又は遅閉じとして、実膨張比を低下することなく実圧縮比を低下することで、吸入時の吸気圧力を大気圧に近づけてポンプ損失を大幅に低減・解消することが理論的には可能であることは良く知られている。ここで、上記実圧縮比は、吸気弁閉時期から圧縮が開始すると想定してピストン上死点まで圧縮したときの圧縮比であり、また実膨張比は、ピストン上死点から膨張して排気弁開時期に膨張が終了すると想定した膨張比である。
【０００４】
しかしながら、実際のガソリンエンジンをミラーサイクル化しようとすると、実圧縮比の低下に伴い圧縮上死点付近での温度が低くなりすぎて、良好な着火性，燃焼安定性を確保できない、という課題がある。この課題に対し、上記の可変圧縮比機構との組み合わせにより、実圧縮比の低下に伴い幾何学的な圧縮比を高めることで燃焼安定性を確保し、ミラーサイクル化による燃費向上を図る技術を本出願人は以前に提案している。しかしながら、単に上記の可変圧縮比機構により幾何学的な圧縮比を高めようとすると、高圧縮比化に伴って燃焼室の形状が偏平化して、冷却損失の増大が顕著なものとなるとともに、上記の複リンク式ピストン−クランク機構によってピストンストローク特性を単リンク式のものに比して単振動に近いものとすると、上死点付近でのピストン速度が遅くなるために、より一層冷却損失が増大する傾向にあり、やはり圧縮上死点付近での温度低下により燃焼安定性を良好に確保することができず、更なる改善が望まれていた。
【０００５】
本発明は、このような課題に着目してなされたものであり、ピストン−クランク機構により内燃機関の基本的な外形寸法の増加を招くことなくピストンのロングストローク化を図り、かつ、このようなロングストローク化と、吸気弁の閉時期の可変制御との組み合わせによって、燃焼室形状の偏平化を招くことなく、実圧縮比の低下（ミラーサイクル化）に伴う冷却損失の増加を有効に低減・解消し、部分負荷時等での大幅なポンプ損失低減，燃費向上を可能とする新規な内燃機関を提供することを目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００６】
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結するピストン−クランク機構と、少なくとも吸気弁の閉時期を可変制御可能な可変動弁装置と、を有する内燃機関において、上記ピストンが下死点近傍にあるときに、上記ピストンピンを保持したピンボス部の側方を、上記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。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、内燃機関の基本的な寸法の増加を招くことなく、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。
【０００７】
望ましくは、少なくとも部分負荷時には、上記吸気弁閉時期によって定まる実圧縮比が、排気弁開時期によって定まる実膨張比よりも小さくなるように、上記吸気弁閉時期を制御する。このような実圧縮比の低下つまりミラーサイクル化により、スロットルロスを含めたポンプ損失を著しく低減することができる。ここで、上記の実圧縮比や実膨張比は、いずれもその具体的な値としては、幾何学的な圧縮比に左右されるが、両者の大小比較の上では、そのときの幾何学的な圧縮比は影響しない。つまり、上記の「実圧縮比が実膨張比よりも小さい」という関係は、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」ということであり、それぞれの基礎となる幾何学的な圧縮比は同一であるから、考慮する必要がなく、吸気弁閉時期によって、上記の大小関係が定まる。そして、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」という関係は、実圧縮比を積極的に抑制していることになる。このように実圧縮比を低下させる手法として、吸気弁を吸気下死点よりも早く閉じる、いわゆる早閉じの方法と、吸気下死点よりも遅く閉じる、いわゆる遅閉じの方法と、がある。
【０００８】
そして、このような実圧縮比の低下に上述したピストンのロングストローク化の技術を組み合わせることで、燃焼室形状の偏平化を招くことなく実圧縮比の低下に伴う冷却損失の増加を抑制し、大幅な燃費向上を図ることが可能となる。
【０００９】
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。
【００１０】
本発明では、望ましくは、上記ピストン−クランク機構としては、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−クランク機構が用いられる。
【００１１】
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幾何学的な圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を容易に実現可能である。
【００１２】
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。
【００１３】
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、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】
【００１４】
本発明によれば、内燃機関の基本的な外形寸法の増加を招くことなくピストンのロングストローク化を図ることができ、このようなロングストローク化と、吸気弁閉時期の可変制御による実圧縮比の低下と、の組み合わせによって、燃焼室形状の過度な偏平化を防止できるので、実圧縮比の低下（ミラーサイクル化）に伴う冷却損失の増大を抑制し、部分負荷時等における大幅なポンプ損失低減・燃費向上を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００１５】
以下、この発明の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の制御装置の一実施例を示している。この内燃機関は、吸気弁開閉時期を可変制御するための可変動弁装置３１と、内燃機関の幾何学的な圧縮比を可変制御する圧縮比可変機構３２と、点火時期を制御する点火進角制御装置３３と、を備えている。
【００１６】
図２は、上記可変動弁装置３１の構成を示す構成説明図であり、この可変動弁装置３１は、吸気弁４１のリフト・作動角を変化させるリフト・作動角可変機構３４と、そのリフトの中心角の位相（クランクシャフトに対する位相）を進角もしくは遅角させる位相可変機構３５と、が組み合わされて構成されている。
【００１７】
まず、リフト・作動角可変機構３４を説明する。なお、このリフト・作動角可変機構３４は、本出願人が先に提案したものであるが、位相可変機構３５とともに特開２００２−８９３０３号公報や特開２００２−８９３４１号公報等によって公知となっているので、その概要のみを説明する。リフト・作動角可変機構３４は、シリンダヘッド上部の図示せぬカムブラケットに回転自在に支持された中空状の駆動軸３６と、この駆動軸３６に、圧入等により固定された偏心カム３７と、上記駆動軸３６の上方位置に同じカムブラケットによって回転自在に支持されるとともに駆動軸３６と平行に配置された制御軸３８と、この制御軸３８の偏心カム部３９に揺動自在に支持されたロッカアーム４０と、各吸気弁４１の上端部に配置されたタペット４２に当接する揺動カム４３と、を備えている。上記偏心カム３７とロッカアーム４０とはリング状リンク４４によって連係されており、ロッカアーム４０と揺動カム４３とは、アーム状リンク４５によって連係されている。
【００１８】
上記駆動軸３６は、後述するように、タイミングチェーンないしはタイミングベルトを介して機関のクランクシャフトによって駆動されるものである。上記偏心カム３７は、円形外周面を有し、該外周面の中心が駆動軸３６の軸心から所定量だけオフセットしているとともに、この外周面に、リング状リンク４４の環状部４４ａが回転可能に嵌合している。上記ロッカアーム４０は、略中央部が上記偏心カム部３９によって支持されており、その一端部に、上記リング状リンク４４の延長部４４ｂが連係しているとともに、他端部に、上記アーム状リンク４５の上端部が連係している。上記偏心カム部３９は、制御軸３８の軸心から偏心しており、従って、制御軸３８の角度位置に応じてロッカアーム４０の揺動中心は変化する。
【００１９】
上記揺動カム４３は、駆動軸３６の外周に嵌合して回転自在に支持されており、側方へ延びた端部に、上記アーム状リンク４５の下端部が連係している。この揺動カム４３の下面には、駆動軸３６と同心状の円弧をなす基円面と、該基円面から上記端部へと所定の曲線を描いて延びるカム面と、が連続して形成されており、これらの基円面ならびにカム面が、揺動カム４３の揺動位置に応じてタペット４２の上面に当接するようになっている。すなわち、上記基円面はベースサークル区間として、リフト量が０となる区間であり、揺動カム４３が揺動してカム面がタペット４２に接触すると、徐々にリフトしていくことになる。なお、ベースサークル区間とリフト区間との間には若干のランプ区間が設けられている。
【００２０】
上記制御軸３８は、図１，２に示すように、一端部に設けられたリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ４６によって所定角度範囲内で回転するように構成されている。このリフト・作動角制御用油圧アクチュエータ４６への油圧供給は、エンジンコントロールユニット３０からの制御信号に基づき、第１油圧制御部４７によって制御されている。
【００２１】
このリフト・作動角可変機構３４の作用を説明すると、駆動軸３６が回転すると、偏心カム３７のカム作用によってリング状リンク４４が上下動し、これに伴ってロッカアーム４０が揺動する。このロッカアーム４０の揺動は、アーム状リンク４５を介して揺動カム４３へ伝達され、該揺動カム４３が揺動する。この揺動カム４３のカム作用によって、タペット４２が押圧され、吸気弁４１がリフトする。ここで、リフト・作動角制御用油圧アクチュエータ４６を介して制御軸３８の角度が変化すると、ロッカアーム４０の初期位置が変化し、ひいては揺動カム４３の初期揺動位置が変化する。上記の偏心カム部３９の初期位置は連続的に変化させ得るので、これに伴って、バルブリフト特性は、図３に示すように、連続的に変化する。つまり、リフトならびに作動角を、両者同時に、連続的に拡大，縮小させることができる。なお、この実施例では、リフト・作動角の大小変化に伴い、吸気弁４１の開時期と閉時期とがほぼ対称に変化する。
【００２２】
次に、位相可変機構３５は、図２に示すように、上記駆動軸３６の前端部に設けられたスプロケット４８と、このスプロケット４８と上記駆動軸３６とを、所定の角度範囲内において相対的に回転させる位相制御用油圧アクチュエータ４９と、から構成されている。上記スプロケット４８は、図示せぬタイミングチェーンもしくはタイミングベルトを介して、クランクシャフトに連動している。上記位相制御用油圧アクチュエータ４９への油圧供給は、エンジンコントロールユニット３０からの制御信号に基づき、第２油圧制御部５０によって制御されている。この位相制御用油圧アクチュエータ４９への油圧制御によって、スプロケット４８と駆動軸３６とが相対的に回転し、リフト中心角が遅進する。つまり、リフト特性の曲線自体は変わらずに、全体が進角もしくは遅角する。また、この変化も、連続的に得ることができる。位相可変機構３５としては、油圧式のものに限られず、電磁式アクチュエータを利用したものなど、種々の構成が可能である。
【００２３】
このようにリフト・作動角可変機構３４と位相可変機構３５とを組み合わせた可変動弁装置３１によれば、吸気弁開時期および吸気弁閉時期の双方をそれぞれ独立して任意に制御することが可能である。なお、リフト・作動角可変機構３４ならびに位相可変機構３５の制御としては、実際のリフト・作動角あるいは位相を検出するセンサを設けて、クローズドループ制御するようにしても良く、あるいは運転条件に応じて単にオープンループ制御するようにしても良い。
【００２４】
図４は、代表的な運転条件下での可変動弁装置３１による吸気弁開閉時期の制御の一例を示す。なお、排気弁側には可変動弁機構は設けられていないので、排気弁開閉時期は常に一定であり、つまり排気弁閉時期（ＥＶＣ）は上死点近傍に固定されるとともに、排気弁開時期（ＥＶＯ）は下死点近傍に固定され、その実膨張比は常に一定である。同図に示すように、低負荷時には、小作動角とするとともにリフト中心角を進角させる。従って、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）が下死点より相当早い特性（約９０°ＡＴＤＣ）となる。このような実圧縮比の大幅な低減化は、後述するロングストローク化との組み合わせにより可能な設定であり、これによるポンプ損失の低減化により燃費性能を著しく向上することができる。中負荷域では、吸気充填効率を高める必要から、吸気弁閉時期が下死点に近づくように可変動弁装置３１を制御する。そのため、ノック発生を回避するように、幾何学的な圧縮比は徐々に低下させる。
【００２５】
全開を含む高負荷時には、充填効率を最大とするために、作動角を十分に拡大し、吸気弁開時期を上死点近傍とするとともに、吸気弁閉時期を下死点近傍とする。従って実圧縮比が高くなる傾向となるので、ノッキング回避のために可変圧縮比機構による幾何学的な圧縮比はさらに低く制御される。
【００２６】
ここで、上記の例では、低，中負荷時のような部分負荷時には、作動角を１８０°以下にするとともに、吸気弁閉時期を吸気下死点よりも進角させる例（所謂早閉じ）を説明したが、作動角を１８０°以上とし、吸気弁閉時期を下死点よりも遅角させる（所謂遅閉じ）ようにしてもよい。このように、部分負荷域では、実圧縮比を低下させる、いわゆるミラーサイクル化によりより、実圧縮比が実膨張比よりも小さくなる。つまり、「（実圧縮比／実膨張比）＜１」という関係となる。ここで、上記実圧縮比は、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）から圧縮が開始すると想定してピストン上死点まで圧縮したときの圧縮比であり、また実膨張比は、ピストン上死点から膨張して排気弁開時期（ＥＶＯ）に膨張が終了すると想定した膨張比である。
【００２７】
図５は、上記可変圧縮比機構３２の構成を示す構成説明図である。この機構３２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。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。
【００２８】
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。
【００２９】
上記制御軸１２は、図１に示すように、上記のエンジンコントロールユニット３０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５１によって回動位置が制御される。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、幾何学的な圧縮比を変えることが可能となる。
【００３０】
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１３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。これにより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。
【００３１】
次に、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６〜図９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９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。
【００３２】
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。一方、アッパリンク５は、鋼製のものであり、図１０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１２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。
【００３３】
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１０および図１２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。
【００３４】
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。
【００３５】
図１１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１０１とピストン１０２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１２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。
【００３６】
また、図１２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、このとき、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。
【００３７】
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。なお、図１１に示した単リンク式ピストン−クランク機構１０１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１０２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。
【００３８】
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。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。
【００３９】
なお、図６〜図９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１０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。
【００４０】
図１４は、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）に対応した幾何学的な圧縮比の制御目標値の一例を示している。可変圧縮比機構３２による幾何学的な圧縮比は、低負荷時には高圧縮比、高負荷時には低圧縮比となるように、基本的には機関負荷に応じて可変制御される。また、実際には、ノッキングを検出するノックセンサやシリンダ壁温を検出する温度センサ（図示省略）等の信号に基づいて、蓄熱作用による温度上昇分等を見越して余裕をもって幾何学的な圧縮比や吸気弁閉時期による実圧縮比が補正・制御される。
【００４１】
図１４を参照して、有効圧縮比（実圧縮比）をほぼ一定に保つためには、吸気弁閉時期（ＩＶＣ）を早めるほど加速度的に幾何学的な圧縮比を高くする必要がある。従って、例えば低負荷時のようにＩＶＣを約９０°ＡＴＤＣとした場合、ＩＶＣが上死点のときに比して実圧縮比が半減するため、幾何学的な圧縮比の要求は極めて高い値（例えば約２０）となり、仮に本実施例のようにロングストローク化することなく幾何学的な圧縮比を単に高めようとすると、燃焼室形状が極めて偏平なものとなり、圧縮上死点付近の冷却損失が増大して、高圧縮比化により圧縮温度が回復する効果は頭打ちとなる。
【００４２】
図１５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。
【００４３】
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。しかも、冷却損失が増大することから、実圧縮比の低下に伴う温度低下が促進され、燃焼安定性を確保することが困難である。
【００４４】
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に冷却損失を有効に低減することができ、これにより、熱効率が向上することに加え、実圧縮比の低下に伴う温度低下を有効に抑制することができる。従って、このようなロングストローク化とミラーサイクルとに組み合わせによって、部分負荷時（低・中負荷域）では燃焼安定性を確保しつつ実圧縮比を大幅に低減して、ポンプ損失を大幅に低減することが可能となる。
【００４５】
但し、ロングストローク化した場合、高速時の出力が延びないという本質的な課題がある。これはロングストローク化により吸気弁近傍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。このような課題に対しても、可変動弁装置３１、特にそのリフト・作動角可変機構３４による吸気弁のリフト可変制御との組み合わせが非常に効果的である。すなわち、高速時には大リフトにすることにより、吸気弁近傍の流れが音速になる限界流量を大幅にのばすことができる。従って、ロングストローク化と吸気弁のリフト可変制御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。
【００４６】
図１６は、断熱ピストンの一例を示している。上述したロングストローク化に加えて、燃焼室の壁面の一部を構成するピストン８の冠面に、セラミック等の非金属材料からなる断熱材８Ａをコーティングすれば、冷却損失の低減効果がより一層大きくなる。ただし、セラミックなどの断熱材８Ａをコーティングした場合、高負荷時等では高温になってノックが発生し易くなるため、現実的には、上記実施例のように可変圧縮比機構による幾何学的な圧縮比の可変制御との組み合わせが必要である。
【図面の簡単な説明】
【００４７】
【図１】この発明の一実施例に係る内燃機関の構成説明図。
【図２】この実施例における可変動弁装置を簡略的に示す斜視図。
【図３】リフト・作動角可変機構によるリフト・作動角の特性変化を示す特性図。
【図４】上記可変動弁装置による実圧縮比の可変制御の例を示す特性図。
【図５】この実施例における可変圧縮比機構を示す構成説明図。
【図６】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７】クランクシャフト軸方向に沿ったピストンの断面図。
【図８】ピストンの一部を切り欠いて示す斜視図。
【図９】ピストンの側面図。
【図１０】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１１】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１２】実施例におけるピストンストロークの説明図。
【図１３】実施例のピストン−ストローク特性を示す特性図。
【図１４】吸気弁閉時期に対応した幾何学的な圧縮比の制御目標値の一例を示す特性図。
【図１５】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
【図１６】燃焼室の壁面の一部を構成するピストンの冠面を非金属材料によりコーティングしたピストンの一例を示す断面対応図。
【符号の説明】
【００４８】
１…クランクシャフト
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
３１…可変動弁装置
３２…可変圧縮比機構（複リンク式ピストン−クランク機構）
【図１】
2008267301.tif 000003
【図２】
2008267301.tif 000004
【図３】
2008267301.tif 000005
【図４】
2008267301.tif 000006
【図５】
2008267301.tif 000007
【図６】
2008267301.tif 000008
【図７】
2008267301.tif 000009
【図８】
2008267301.tif 000010
【図９】
2008267301.tif 000011
【図１０】
2008267301.tif 000012
【図１１】
2008267301.tif 000013
【図１２】
2008267301.tif 000014
【図１３】
2008267301.tif 000015
【図１４】
2008267301.tif 000016
【図１５】
2008267301.tif 000017
【図１６】
2008267301.tif 000018