(57)【要約】【課題】低圧縮比の設定状態における低速出力の向上を図る。【解決手段】クランクシャフト１のクランクピン１ａに回転可能に取り付けられるロアリンク２と、このロアリンク２とピストン３とを連携するアッパーリンク５と、ロアリンク２の運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比手段と、を有する。高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｈとし、低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｌとすると、θ１Ｈ≦θ１Ｌとする。【選択図】  図１
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連携する複数のリンクと、
上記リンクの運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比手段と、を有するレシプロ式可変圧縮比機関であって、
高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｌとすると、
θ１Ｈ≦θ１Ｌとしたことを特徴とするレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項２】
高圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｌとすると、
｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜としたことを特徴とする請求項１に記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項３】
高圧縮比の設定状態で、ピストンの最大下降速度をＶｍａｘ１Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンの最大下降速度をＶｍａｘ１Ｌとすると、
Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌとしたことを特徴とする請求項１又は２に記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項４】
｜θ１Ｈ−９０｜≦｜θ１Ｌ−９０｜としたことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項５】
高圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｌとすると、
｜θ２Ｈ−９０｜≦｜θ２Ｌ−９０｜としたことを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項６】
高圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｈとし、
低圧縮比の設定状態で、ピストンが最大上昇速度となる状態から上死点となるまでのクランク角度をθ２Ｌとすると、
θ２Ｈ≧θ２Ｌとしたことを特徴とする請求項１〜５にいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【請求項７】
上記複数のリンクが、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れるロアリンクと、このロアリンクとピストンとを連携するアッパーリンクと、により構成され、
上記可変圧縮比手段が、気筒列方向に延びるコントロールシャフトと、このコントロールシャフトに偏心して設けられた偏心カムと、この偏心カムとロアリンクとを連携するコントロールリンクと、上記コントロールシャフトを回転駆動する駆動手段と、を有する請求項１〜６のいずれかに記載のレシプロ式可変圧縮比機関。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、機関圧縮比を変更可能な複リンク式のレシプロ式可変圧縮比機関の改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
自動車に好適に用いられるレシプロ式内燃機関の分野では、従来より、運転状態に応じて機関圧縮比を適切なものとするために、機関圧縮比を変更可能な様々な可変圧縮比機関が提案されている。例えば特許文献１には、ピストンとクランクピンとを複数のリンクで連繋し、このリンクの運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を変更可能とする複リンク式の可変圧縮比機関が開示されている。
【０００３】
【特許文献１】
特開２０００−７３８０４号公報
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
このような複リンク式の可変圧縮比機関では、リンクのジオメトリを変更することにより、機関圧縮比の他、出力性能や燃費性能等の機関運転性能に大きな影響を及ぼすピストンストローク特性、特にピストン速度のパターンを幅広い範囲から設定することが可能である。しかしながら、機関圧縮比の設定状態に応じたピストン速度のパターン等について、今まで十分な検討がなされていなかった。
【０００５】
本発明は、機関圧縮比の設定状態に応じて、ピストンストローク特性、特にピストン最大上昇速度・最大下降速度に関する設定を適正化し、機関運転性能を有効に向上することを主たる目的としている。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
本発明に係るレシプロ式可変圧縮比機関は、ピストンとクランクシャフトのクランクピンとを連携する複数のリンクを備え、上記リンクの運動拘束条件を変化させることにより、機関圧縮比を可変制御することができる。そして、高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｈとし、低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度となるまでのクランク角度をθ１Ｌとすると、θ１Ｈ≦θ１Ｌとしたことを特徴としている。
【０００７】
【発明の効果】
本発明によれば、θ１Ｈ≦θ１Ｌとしたために、例えば高負荷域で用いられる低圧縮比の設定状態で、低速側の体積効率を向上し、その最大出力を有効に向上することができる。
【０００８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の好ましい実施の形態を図面を参照して詳細に説明する。
【０００９】
図１は、この発明の一実施形態に係るレシプロ式可変圧縮比機関を示す概略構成図である。この可変圧縮比機関は、ピストン３とクランクシャフト１のクランクピン１ａとを連携する複数のリンクとして、アッパーリンク５とロアリンク２とを備えている。ロアリンク２は、クランクピン１ａに回転可能に取り付けられている。アッパーリンク５は、一端がピストンピン４によりピストン３に接続され、他端が第１接続ピン１０によりロアリンク２に接続されている。また、ロアリンク２の運動拘束条件を変化させて、機関圧縮比を可変制御する可変制御手段を備えている。この可変制御手段は、クランクシャフト１と平行に気筒列方向に延び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に偏心して設けられた偏心カム８と、この偏心カム８とロアリンク２とを連携するコントロールリンク６と、を備えている。コントロールリンク６は、一端が第２接続ピン９によりロアリンク２に接続され、他端が偏心カム８に揺動可能に装着されている。駆動手段としての油圧式や電動式のアクチュエータ１２により、コントロールシャフト７を回転駆動することにより、偏心カム８に装着されるコントロールリンク６の他端位置、つまりコントロールリンク６の揺動中心の位置が変化する。これにより、ロアリンク２の運動拘束条件を変更して、機関圧縮比を可変制御することができる。
【００１０】
図２〜図４は、後述する設定（１）〜（６）を満たすレシプロ式可変圧縮比機関のリンクジオメトリの一例を示している。図２は低圧縮比の設定状態、図３は高圧縮比の設定状態を示し、点Ｐ０〜５は、それぞれ、クランクシャフト１の回転中心Ｐ０，クランクピン１ａの中心Ｐ１，ピストンピン４によるピストン３とアッパーリンク５の連結中心Ｐ２，第１接続ピン１０によるアッパーリンク５とロアリンク２の連結中心Ｐ３，第２接続ピン９によるロアリンク２とコントロールリンク６との連結中心Ｐ４，コントロールリンク６の揺動中心（偏心カム８の中心）Ｐ５を示している。図４の軌跡ＰＨ１〜５は、高圧縮比の設定状態における各点Ｐ１〜５の軌跡を示し、軌跡ＰＬ１〜５は、低圧縮比の設定状態における各点Ｐ１〜５の軌跡を示している。
【００１１】
図４に示すように、クランクシャフト１の回転中心Ｐ０を通ってシリンダ軸方向に延びる基準線Ｙ１に対し、ピストン往復軸線（ＰＨ２，ＰＬ２）は一側（図４では右側）にオフセットしており、このオフセット側に、アッパーリンク−ロアリンクの連結中心軌跡ＰＨ３，ＰＬ３が位置する。一方、コントロールリンク６の揺動中心Ｐ５（ＰＨ５，ＰＬ５）及びロアリンク−コントロールリンクの連結中心軌跡ＰＨ４，ＰＬ４は、基準線Ｙ１に対して上記のオフセット側と反対側（図４の左側）に位置する。
【００１２】
コントロールリンクの揺動中心Ｐ５は、低圧縮比の設定状態ＰＬ５のときに、高圧縮比の設定状態ＰＨ５のときに比して、基準線Ｙ１に近づくように設定されている。つまり、機関圧縮比を高くすると、揺動中心Ｐ５が基準線Ｙ１から離れていくように設定されている。
【００１３】
なお、上記の低圧縮比の設定状態及び高圧縮比の設定状態を含めて、コントロールシャフト７を多段階又は無段階に回転駆動することにより、圧縮比を多段階又は無段階に可変制御することができる。
【００１４】
図５を参照して、本明細書で利用する記号の定義について説明する。なお、図５及び図６〜１１において、ｈｉｇｈ  ＣＲは上記可変圧縮比手段による高圧縮比の設定状態に対応し、ｌｏｗ  ＣＲは、低圧縮比の設定状態に対応している。
【００１５】
【数１】
Ｖｍａｘ１…ピストンの最大下降速度（ｍｍ／ｒａｄ）
Ｖｍａｘ１Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ１
Ｖｍａｘ１Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ１
Ｖｍａｘ２…ピストンの最大上昇速度（ｍｍ／ｒａｄ）
Ｖｍａｘ２Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ２
Ｖｍａｘ２Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるＶｍａｘ２
θ１…上死点からＶｍａｘ１となるまでのクランク角度（°）
θ１Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるθ１
θ１Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるθ１
θ２…Ｖｍａｘ２となる状態から上死点までのクランク角度（°）
θ２Ｈ…高圧縮比の設定状態におけるθ２
θ２Ｌ…低圧縮比の設定状態におけるθ２
なお、周知のように、一般的な４サイクルの内燃機関では、吸気行程及び膨張行程がピストン下降行程であり、排気行程及び圧縮行程がピストン上昇行程である。従って、最大下降速度は吸気行程や膨張行程におけるピストン最大速度であり、最大上昇速度は排気行程や圧縮行程におけるピストン最大速度である。
【００１６】
クランクピンとピストンとを一本のコンロッドにより連携した単リンク式のレシプロ機関では、θ１，θ２ともにクランク半径−コンロッド長比により一義的に定まり、クランク半径やコンロッド長は、ピストンサイドフォース、ピストンとクランクシャフトとの干渉回避、及びコンロッドの慣性重量等により制約を受けるため、実質的にはθ１，θ２ともに約７２〜７６°の範囲に制限される。
【００１７】
これに対し、本実施形態のような複リンク式の可変圧縮比機関では、複数のリンク部品のジオメトリの設定次第で、θ１，θ２，Ｖｍａｘ１等を幅広い範囲の中から設定することが可能になり、その設定による音振性能、低速最大トルク、高速最大トルク、燃費等への影響が大きくなる。好ましくは、高負荷域（出力域）ではノッキングを回避しつつ最適な点火時期を取ることで最大出力を向上するために、圧縮比を低くする制御、つまり低圧縮比の設定を用い、低速低負荷の燃費域を含む低負荷域では、熱効率を向上して燃費の向上を図るために圧縮比を高くする制御、つまり高圧縮比の設定を用いる。
【００１８】
この実施形態では、後述するように、高負荷域で用いられる低圧縮比の設定状態における低速側の最大出力（トルク）を効果的に向上することができる。上記の最大出力を向上するためには、体積効率を大きくするとともにポンプ損失を小さくすれば良い。しかしながら、体積効率が最大となるθ１，θ２の値は、ポンプ損失が最小となるθ１，θ２の値とは異なるため（具体的には体積効率最大側が小さい値、ポンプ損失最小側が大きい値）、本実施形態では、体積効率とポンプ損失の双方を考慮して、以下の特徴的な設定（１）〜（６）を行っている。
（１）θ１Ｈ≦θ１Ｌ
すなわち、高圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｈとなるまでのクランク角度θ１Ｈを、低圧縮比の設定状態で、ピストンが上死点から最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｌとなるまでのクランク角度θ１Ｌ以下としている。
【００１９】
図６に示すように、θ１が小さくなる（最大下降速度の時期が上死点に近づく）ほど、高速側ではピストン上昇行程である吸気行程中の慣性効果が大きくなって体積効率が向上し、低速側では吸気行程中の慣性効果が小さくなって体積効率が低下する。反対に、θ１が大きくなる（最大下降速度の時期が上死点から遠ざかる）ほど、高速側では体積効率が低下し、低速側では体積効率が向上する。そこで、上記のθ１Ｈ≦θ１Ｌと設定することにより、低圧縮比の設定を用いる高負荷域では、高圧縮比の設定を用いた場合に比して、低速側での体積効率が向上し、その最大出力を向上することができる。すなわち、低速高負荷域での最大出力を重点的に向上することができる。
【００２０】
例えば、低速低負荷域からの急加速開始直後に、ノッキング回避のために圧縮比を低下する制御を行うと、一般的に、熱効率低下によるトルク低下を招いたり加速性能の低下を招き易いが、本実施形態のようにθ１Ｈ≦θ１Ｌの設定を適用した場合、低圧縮比の設定状態における低速側の体積効率が向上するため、圧縮比の低下に伴う加速性能の低下を有効に抑制・回避することができる。
【００２１】
低速低負荷域からの緩加速開始直後では、低い負荷に応じて吸入空気量を絞るためにスロットル開度を小さくしているため、ポンプ損失が増大する傾向にある。このような課題に対し、本実施形態では、θ１Ｈ≦θ１Ｌとすることにより、低速低負荷域で用いる高圧縮比の設定状態では、低圧縮比の設定状態に比して、体積効率が低く、同等の空気量を導入するために必要なスロットル開度を、低圧縮比の設定状態に比して大きくすることができる。このため、緩加速開始直後の低速低負荷域におけるポンプ損失を有効に低減し、燃費が向上するという効果が得られる。
（２）｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜
すなわち、θ１Ｈからθ１Ｌを引いた値の絶対値｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜が、θ２Ｈからクランク角度θ２Ｌを引いた値の絶対値｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜以上となるように設定している。
【００２２】
図７に示すように、低速域では、体積効率に対する影響は、θ２の変化に比してθ１の変化の方が大きい。つまり、θ２の変化に対する体積効率の変化の感度は比較的低い。また、少なくとも５０≦θ１≦１３０の範囲では全域でθ１が小さくなるほど体積効率が向上する。従って、上述したθ１Ｈ≦θ１Ｌの設定に加え、｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜となるように設定し、圧縮比の変更に伴うθ１の変化率を、圧縮比の変更に伴うθ２の変化率以上とすることにより、低圧縮比の設定を用いる高負荷域での体積効率を効果的に増大・向上することができる。
【００２３】
また、圧縮比を変更するためにはアクチュエータ１２によりコントロールシャフト７を回転駆動して、コントロールリンク６の揺動中心となる偏心カム８を機関本体に対して移動する必要がある。コントロールシャフト７を回転駆動するのに必要なエネルギーの低減化及び制御時間の短縮化等を図るためには、偏心カム８の機関本体に対する移動量を必要最小限に抑制し、圧縮比の変化に対するθ２の変化量（図７の縦軸θ２方向の移動量）を小さくした方が良い。上記の｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜とし、圧縮比の変更に伴うθ２の変化率を相対的に低く抑制することにより、コントロールシャフト７を回転駆動するのに必要なエネルギーの低減化及び制御時間の短縮化等を図ることができる。
（３）Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌ
すなわち、高圧縮比の設定状態におけるピストンの最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｈを、低圧縮比の設定状態におけるピストンの最大下降速度Ｖｍａｘ１Ｌ以下とする。
【００２４】
図８に示すように、Ｖｍａｘ１を増加すると吸気行程中の慣性効果が大きくなり体積効率を向上することができる。そこで、上記のθ１Ｈ≧θ１Ｌの設定に加え、Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌとすることによって、低圧縮比の設定を用いる高負荷域の体積効率を有効に向上することができる。加えて、高圧縮比の設定を用いる低負荷域では、ピストン最大下降速度が相対的に低くなり、ポンプ損失の低減化による燃費の向上を図ることができる。
（４）｜θ１Ｈ−９０｜≦｜θ１Ｌ−９０｜
すなわち、高圧縮比の設定状態での上死点〜最大下降速度間のクランク角度θ１Ｈから９０（°）を減算した値の絶対値｜θ１Ｈ−９０｜を、低圧縮比の設定状態での上死点〜最大下降速度間のクランク角度θ１Ｌから９０（°）を減算した値の絶対値｜θ１Ｈ−９０｜以下とする。
【００２５】
上記（１）〜（３）のように、低速側の出力を重視して向上するようなθ１の設定とした場合、低速側では高速側に比して音振・フリクションが低下しておらず、音振性能改善による低フリクション化・出力向上効果は得られ難い。そこで、低圧縮比の設定を用いる高負荷域においては、低速側の音振性能改善よりも体積効率向上を重視し、高圧縮比の設定を用いる低負荷域においては、燃費域である低速側の音振性能を重点的に向上するような設定とするのが良い。そこで、図９にも示すように、上記（１）のθ１Ｈ≦θ１Ｌの設定に加え、｜θ１Ｈ−９０｜≦｜θ１Ｌ−９０｜とし、低圧縮比の設定に比して高圧縮比の設定におけるピストン下降行程を単振動に近づけることにより、高負荷域での出力低下を抑制・回避しつつ、高圧縮比の設定を用いる低速低負荷域での音振性能を向上することができる。
（５）｜θ２Ｈ−９０｜≦｜θ２Ｌ−９０｜
すなわち、高圧縮比の設定状態でのピストン最大上昇速度〜上死点間のクランク角度θ２Ｈから９０（°）を減算した値の絶対値｜θ２Ｈ−９０｜を、低圧縮比の設定状態でのピストン最大上昇速度〜上死点間のクランク角度θ２Ｌから９０（°）を減算した値の絶対値｜θ２Ｈ−９０｜以下とする。
【００２６】
低速側ではθ２の変化に対するトルク感度は小さいため、θ２の変化による低速高負荷域での出力低下の影響は小さい。そのため上記（４）の低速低負荷域における音振性能向上効果をより高めるようなθ２の設定とするのが良い。そこで、図１０にも示すように、｜θ２Ｈ−９０｜≦｜θ２Ｌ−９０｜として、高圧縮比の設定状態におけるピストン上昇行程を単振動に近づけることで、低速高負荷域での出力低下を抑制・回避しつつ、低速低負荷域における音振性能を有効に向上することができる。
（６）θ２Ｈ≧θ２Ｌ
すなわち、高圧縮比の設定状態でのピストン最大上昇速度〜上死点間のクランク角度θ２Ｈを、低圧縮比の設定状態でのピストン最大上昇速度〜上死点間のクランク角度θ２Ｈ以上とする。
【００２７】
θ２の変化に対する体積効率・ポンプ損失への影響は、高速側で大きくなる傾向にある。圧縮比を低くする高速高負荷域では、ポンプ損失の低減化に比して体積効率を増加する方が出力向上への効果が大きいので、体積効率を優先的に向上するθ２の設定とするのが良い。一方、高圧縮比の設定を用いる高速低負荷域では、ポンプ損失が低減するようなθ２の設定とするのが良い。θ２が小さい（Ｖｍａｘ２となる時期が上死点側に近い）と、排気終了・吸気開始時期となる上死点近傍におけるポンプ損失が増大して出力や燃費の低下を招くおそれがあるために、θ２を上死点から遠い時期に設定してポンプ損失を低減することが望ましい。そこで、図１１に示すように、θ２Ｈ≧θ２Ｌとすることにより、低圧縮比の設定を用いる高速高負荷域での出力向上と、高圧縮比の設定を用いる高速低負荷域での燃費向上との両立を図ることができる。
【００２８】
上記の（１）〜（６）のように、圧縮比の設定状態に応じてθ１Ｈ，θ２Ｈ，θ１Ｌ，θ２Ｌ等を適切な設定とするだけではなく、コントロールシャフト７の回転に応じて変化するθ１，θ２の可変範囲、つまり上死点に対する角度範囲を規定することによって、低速側・高速側の出力を有効に増大することができる。
【００２９】
例えば、θ１≧９０とすることにより、θ１≦９０の場合と比較して、高圧縮比・低圧縮比の設定ともに、低速側の体積効率が向上して低速トルクが向上し、かつ、高速側のポンプ損失低減率が向上して燃費を向上することができる。
【００３０】
このようなθ１≧９０の領域でθ１Ｌ≦θ１Ｈとした場合には、高速出力域における出力低下を小さく抑えつつ、低速トルクを向上することができる。一方、θ１≦９０の領域でθ１Ｌ≦θ１Ｈとした場合には、高速側での出力を重点的に向上することができる。
【００３１】
高速トルクは、体積効率・ポンプ損失を考慮すると、θ２が８０°近傍で最大となり、θ２が８０°近傍から外れるほど低下する。一方、低速域での最大トルクは、θ２方向に関してあまり感度が無い。そこで、θ２を８０°近傍とすることにより、低速トルクの低下を十分に抑制しつつ高速トルクを効果的に向上することができる。
【００３２】
体積効率は、θ２が８０°近傍から上死点側・下死点側のいずれにずれてもほぼ同様な傾向で低下する。音振性能は、θ２が９０°（単振動に相当）から遠ざかるほど低下する傾向にある。そこで８０≦θ２≦９０とすることによって、高速トルクの向上と音振性能の向上とを両立することができる。更に、バルブオーバラップを拡大することでθ２の最適時期をより上死点側に接近した設定にすることもできる。
【００３３】
低速トルク・高速トルクのいずれか一方の過度な低下を招くことなく全域でトルクを平均的に向上するためには、低速トルク向上率と高速トルク向上率との和が最大となる領域（θ１＝１１５°±１０°、θ２＝８０°±１０°を中心とする領域）とすることにより、高速域から低速域までの幅広い速度域において最大トルクを向上することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係るレシプロ式可変圧縮比機関を示す概略構成図。
【図２】低圧縮比の設定状態における可変圧縮比機関のリンクジオメトリを示す説明図。
【図３】高圧縮比の設定状態における可変圧縮比機関のリンクジオメトリを示す説明図。
【図４】上記可変圧縮比機関のリンク連結点や回転中心の軌跡を示す説明図。
【図５】低圧縮比・高圧縮比の設定状態におけるピストンの速度特性を示す特性図。
【図６】θ１Ｈ≦θ１Ｌの設定及びその作用説明図。
【図７】｜θ１Ｈ−θ１Ｌ｜≧｜θ２Ｈ−θ２Ｌ｜の設定及びその作用説明図。
【図８】Ｖｍａｘ１Ｈ≦Ｖｍａｘ１Ｌの設定及びその作用説明図。
【図９】｜θ１Ｈ−９０｜≦｜θ１Ｌ−９０｜の設定及びその作用説明図。
【図１０】｜θ２Ｈ−９０｜≦｜θ２Ｌ−９０｜の設定及びその作用説明図。
【図１１】θ２Ｈ≧θ２Ｌの設定及びその作用説明図。
【符号の説明】
１…クランクシャフト
１ａ…クランクピン
２…ロアリンク
３…ピストン
４…ピストンピン
５…アッパーリンク
６…コントロールリンク
７…コントロールシャフト
８…偏心カム
【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】
2004190589.tif 000009
【図８】
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【図９】
2004190589.tif 000011
【図１０】
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【図１１】
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