(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
機関と連動して回転するクランクシャフトのクランクピンと、シリンダ内を昇降するピストンのピストンピンと、を２本以上のリンクで連結した複リンク機構であって、一端が上記ピストンピンに連結される第１リンクと、この第１リンクの他端に連結される第２リンクと、を有する内燃機関の複リンク機構において、
ピストン上死点が上、ピストン下死点が下となり、クランクシャフトが時計方向に回転するクランク軸方向視で、
上記第１リンクと連結するピストンピン中心が、ピストン冠面の中心を通ってシリンダの軸方向に延びるピストン中心線よりも右側に配置される一方、ピストン往復動作に伴う上記第１リンクと第２リンクとのリンク連結中心の軌跡が、上記ピストンピン中心を通ってシリンダの軸方向に延びるピストンピン往復線よりも左側に配置されることを特徴とする内燃機関の複リンク機構。
【請求項２】
上記クランク軸方向視で、ピストン重心が上記ピストンピン往復線よりも左側に配置されることを特徴とする請求項１に記載の内燃機関の複リンク機構。
【請求項３】
上記ピストンピン中心と、ピストンピン直交方向のピストン下端部との上下方向距離をＬとし
クランクシャフトの回転方向を正とし、
上記ピストンピン往復線と、上記ピストンピン中心と上記リンク連結中心とを結ぶ線と、のなす角度の中で、ピストン往復動作に伴う最小値をθとし、
上記ピストンピン往復線に対する上記ピストン中心線のオフセット量をＯｆとした場合、
０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ
が成り立つことを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関の複リンク機構。
【請求項４】
上記ピストンピン往復線に対するピストン重心のオフセット量をＯｇとした場合、
０≦Ｏｇ≦Ｌ×ｔａｎθ
が成り立つことを特徴とする請求項３に記載の内燃機関の複リンク機構。
【請求項５】
ピストン下部に設けられるスカート部とシリンダとの間のクリアランスが、ピストン上部に設けられるランド部とシリンダとの間のクリアランスよりも大きく設定されていることを特徴とする請求項１〜４のいずれかに記載の内燃機関の複リンク機構。
【請求項６】
燃焼室内の圧縮比を変化させるために、上記複リンク機構の姿勢を変化させる可変圧縮比機構を備えた内燃機関であって、
少なくとも機関負荷が最大になるリンク配置の時に、上記ピストンピン中心がピストン中心線よりも右側に配置される一方、上記リンク連結中心がピストンピン往復線よりも左側に配置されることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の内燃機関の複リンク機構。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、レシプロ式内燃機関に関し、特に、ピストンピンとクランクピンとを複数のリンクで連結した複リンク機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のレシプロ式内燃機関のピストン構造として、実開平７−８５４４号公報に記載されている構造を図１０〜１２に示す。この例では、機関と同期して回転するクランクシャフト３のクランクピン６と、シリンダ７内を往復移動するピストン１のピストンピン４とが、一本のコンロッド（リンク）２により機械的に連携された単リンク式の構造となっている。
【０００３】
そして、図１０に示すように、ピストン上死点が上、下死点が下となり、クランクシャフト３が時計方向に回転するクランク軸方向視で、コンロッド２と連結するピストンピン中心４ａが、ピストン１の冠面中心を通ってシリンダ７の軸方向に延びるピストン中心線７ａよりも左側にオフセットして配置されている。また、同じくクランク軸方向視で、コンロッド２と連結するクランクピン中心６ａが、ピストンピン中心４ａを通ってシリンダ７の軸方向に延びるピストンピン往復線４ｂに対し、主にピストン上昇行程では左側に、主にピストン下降行程では右側に位置する構造となっている。
【０００４】
図１２に示すように、ピストン１には、主として、燃焼室からの作用荷重Ｆ１が実質的に冠面中心に作用するとともに、コンロッド２からの作用荷重Ｆ２、つまりピストンピン中心４ａとクランクピン中心６ａとを結ぶコンロッド中心線５に沿う作用荷重Ｆ２がピストンピン中心４ａに作用する。これらの荷重Ｆ１，Ｆ２に応じて、ピストン１には、回転運動方向（ピストン首振り方向）の力Ｆ３と、並進運動方向の力Ｆ４とが作用する。この結果、ピストン１が傾いて、シリンダ７に強く接触するピストン１の一部分にスラスト力Ｆ５が作用する。
【０００５】
図１１に示すように、ピストン１の往復動作に伴って、作用荷重Ｆ１の向きやコンロッド中心線５の傾きが変化するために、スラスト力Ｆ５が作用する位置及び方向が変化する。上記従来例の構造の場合、図１２に示すように、上記の力Ｆ３，Ｆ４の向き，方向が概略４つのパターンに分類される。図１２のパターン３，４の場合、スラスト力Ｆ５の作用位置が、ピストンピン中心４ａよりも上側になる。つまり、ピストン１の上端部でシリンダ７と強く接触することとなる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
一般的に、ピストン１の上部に設けられるピストンランド部は、多数のリング列を保持する関係で、ピストン１の下部に設けられるスカート部よりも剛性が高く設定されている。従って、上記のパターン３，４のようにピストンランド部にスラスト力Ｆ５が作用する場合、パターン１，２のようにピストンスカート部にスラスト力Ｆ５が作用する場合に比して、局部面圧が大きくなり、潤滑油膜の形成が悪化したり、接触荷重の増加により摩擦損失が大きくなるおそれがある。また、比較的高い剛性のピストンランド部にスラスト力Ｆ５が作用している場合、面圧が高くなり易いことに加え、スラスト力Ｆ５の方向が入れ替わる際の衝突エネルギーが大きく、騒音を生じ易い。
【０００７】
ところで、ピストン１冠面を含むピストンランド部の外周面と、シリンダ７の内壁面との間には、所定のクリアランスが設定されている。つまり、ピストンランド部やシリンダ７は温度変化に応じて熱膨張又は縮小する（例えばランド部やシリンダが同一の材料で形成されている場合、全周でほぼ均等に直径が拡大又は縮小する）ため、上記のクリアランスが最も小さくなる温度条件のとき（一般的にはピストンとシリンダの温度差が最大となる機関最高出力時）にも、ある程度のクリアランスが残されるように設定されている。
【０００８】
これに加え、上記のパターン３，４のような状態が起こり得る構成の場合、ピストンランド部とシリンダとが強く接触することがあり、このときのスラスト荷重Ｆ５やピストン，シリンダの弾性変形等を考慮し、その分更にクリアランスを大きく設定する必要がある。このように、ランド部とシリンダ間のクリアランスが大きくなると、クレビスボリュームが増大し、ここに未燃のガスが溜まり易くなり、常用運転条件等における排気性能が悪化するという問題がある。
【０００９】
これらの問題は、パターン３，４の状態に起因するため、上記従来例のような単リンク式の構造のみならず、例えばピストンピンとクランクピンとを２本以上のリンクで連係した複リンク機構であっても、上記のようなパターン３，４の状態が起こり得る限り、同様の問題が発生する。この発明は、このような従来の問題点に着目してなされたものである。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
請求項１に係る発明は、機関と連動して回転するクランクシャフトのクランクピンと、シリンダ内を昇降するピストンのピストンピンと、を２本以上のリンクで連結した複リンク機構であって、一端が上記ピストンピンに連結される第１リンクと、この第１リンクの他端に連結される第２リンクと、を有する内燃機関の複リンク機構において、
ピストン上死点が上、ピストン下死点が下となり、クランクシャフトが時計方向に回転するクランク軸方向視で、
上記第１リンクと連結するピストンピン中心が、ピストン冠面の中心を通ってシリンダの軸方向に延びるピストン中心線よりも右側に配置される一方、ピストン往復動作に伴う上記第１リンクと第２リンクとのリンク連結中心の軌跡が、上記ピストンピン中心を通ってシリンダの軸方向に延びるピストンピン往復線よりも左側に配置されることを特徴としている。
【００１１】
この請求項１に係る発明によれば、ピストンとシリンダとは、ほぼ常に相対的に剛性の低いピストン下部（典型的にはスカート部）で強く接触し、相対的に剛性の高いピストン上部（典型的にはランド部）で強く接触する可能性がほとんどない。このため、ピストンランド部に強いスラスト荷重が作用する可能性が低く、潤滑油膜形成の悪化が抑制され、ピストン，シリンダ間の摩擦損失を低減できる。また、ピストンとシリンダとの衝突エネルギーが小さくなり、この衝突に起因する騒音の発生を十分に低減できる。
【００１２】
また、請求項２に係る発明は、上記クランク軸方向視で、ピストン重心が上記ピストンピン往復線よりも左側に配置されることを特徴としている。
【００１３】
この場合、燃焼室からの荷重が作用するピストン冠面中心と同様、ピストン往復動作に伴う上下方向の慣性荷重が作用するピストン重心も、ピストンピン往復線の左側に位置することとなる。このような構成とすることにより、ピストン重心がピストン中心線上に存在しない場合であっても、上述したように、ピストン上部（ランド部）に大きなスラスト荷重が作用することを確実に回避することが可能となり、上記請求項１と同様の作用効果が得られる。つまり、ピストン重心が必ずしもピストン中心線上に存在しなくてよい点において、ピストン形状の自由度の向上を図ることができる。
【００１４】
ところで、ピストンが極めて軽量である場合には、ピストンピン回りの慣性モーメントも極めて小さいため、燃焼室からの荷重等によってピストンが（慣性力に反して瞬間的に）容易に回転してしまい、ピストン下部がシリンダに接触した後に、２次的（次の段階として）に反対側のピストン上部がシリンダに接触するおそれがある。このような２次的な接触によるスラスト荷重は、従来例のようにピストンランド部が最初にシリンダと接触する場合のスラスト荷重に比べて小さいものの、やはり摩擦損失や騒音の増加を招くおそれがある。
【００１５】
そこで、好ましくは請求項３に係る発明のように、上記ピストンピン中心と、ピストンピン直交方向のピストン下端部との上下方向距離をＬとし  クランクシャフトの回転方向を正とし、上記ピストンピン往復線と、上記ピストンピン中心と上記リンク連結中心とを結ぶ線と、のなす角度の中で、ピストン往復動作に伴う最小値をθとし、上記ピストンピン往復線に対する上記ピストン中心線のオフセット量をＯｆとした場合、０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ が成り立つように構成する。
【００１６】
これにより、ピストンが軽量で、ピストンピン回りの慣性モーメントが極めて小さくても、ピストン下部（スカート部）がシリンダに接触した後に、２次的にピストン上部（ランド部）がシリンダに接触することを回避でき、このような２次的なピストンランド部とシリンダとの接触による摩擦損失および騒音の発生をより確実に回避できる。つまり、請求項３に係る発明は、ピストンが軽量で高回転型の内燃機関に特に有効である。
【００１７】
更に言えば、ピストンが極めて軽量である場合には、ピストン重心に作用する上下方向の慣性荷重も極めて小さくなり、この慣性荷重の影響は非常に小さい。したがって、ピストン重心がピストンピン往復線からかなりオフセットしていても、このような請求項３に係る発明の効果をほぼ確実に得ることができる。
【００１８】
一方、ピストン質量が大きく、ピストンピン回りの慣性モーメントがある程度大きい場合、機関回転数がある程度高い状態では、ピストンは（瞬時に）容易に回転し難いが、機関の回転速度が低い状態では、ピストンスカート部がシリンダに接触した後にピストンが（相対的に遅い回転速度で）首振り回動し、２次的にピストンランド部がシリンダに接触するおそれがある。
【００１９】
そこで、好ましくは請求項４に係る発明のように、上記ピストンピン往復線に対するピストン重心のオフセット量をＯｇとした場合、０≦Ｏｇ≦Ｌ×ｔａｎθが成り立つように構成する。
【００２０】
これにより、ピストン重心がピストン中心線上になく、かつ、ピストン質量が無視できない程度に大きい場合であっても、作用荷重が反転するピストン上死点や下死点等で、ピストンが首振り回動することにより２次的にピストンランド部がシリンダに衝突することを有効に回避でき、これに起因する摩擦損失や騒音をより確実に抑制することができる。
【００２１】
つまり、ピストンが非常に軽量で、ピストンに作用する慣性荷重が無視できるレベルにある場合には、上記のオフセット量Ｏｇによらず、請求項３の効果を得ることができる。言い換えると、請求項４に係る発明によれば、ピストン質量や機関回転数によらず、シリンダとピストンランド部との２次的な接触を確実に抑制することができる。
【００２２】
請求項５に係る発明は、ピストン下部に設けられるスカート部とシリンダとの間のクリアランスが、ピストン上部に設けられるランド部とシリンダとの間のクリアランスよりも大きく設定されていることを特徴としている。
【００２３】
この場合、ピストンランド部のクレビスボリュームを有効に低減でき、排気中の未燃の燃焼ガス量の低減化を図ることができる。
【００２４】
請求項６に係る発明は、燃焼室内の圧縮比を変化させるために、上記複リンク機構の姿勢を変化させる可変圧縮比機構を備えた内燃機関であって、少なくとも機関負荷が最大になるリンク配置の時に、上記ピストンピン中心がピストン中心線よりも右側に配置される一方、上記リンク連結中心がピストンピン往復線よりも左側に配置されることを特徴としている。
【００２５】
このような可変圧縮比機構を備えた内燃機関においても、少なくとも機関負荷が最大となるリンク配置、つまりピストンに作用する燃焼荷重が最大となるリンク配置の時に、上述した請求項１〜５の作用効果、つまり、摩擦損失や騒音を低減する等の効果を得ることができる。
【００２６】
図１は、本発明の一例を模式的に図示している。同図に示すクランク軸方向視で、ピストンピン中心Ｊ１が、ピストン中心線に対して所定量Ｏｆだけ右側にオフセットしている。また、ピストン往復動作に伴う第１リンクと第２リンクとのリンク連結中心Ｊ２の軌跡が、ピストンピン中心Ｊ１を通ってシリンダの軸方向に延びるピストンピン往復線よりも左側に配置されている。
【００２７】
図２，３は、請求項４，５に係る発明の一例を模式的に示している。同図に示すように、燃焼荷重Ｆｏは、実質的にピストン冠面円の中心に作用し、このピストン冠面の中心を通るピストン中心線に対し、ピストンピン中心は所定量Ｏｆだけ右側にオフセットしている。また、ピストン往復動作に伴う上下方向の慣性力Ｆｇがピストン重心に作用し、このピストン重心はピストンピン往復線に対して所定量Ｏｇだけ左側にオフセットしている。なお、θｘは、ピストンピン往復線と、ピストンピン中心とリンク連結中心とを結ぶ線とのなす角度である。
【００２８】
上記の慣性力Ｆｇが無視できない程度に大きい場合、上述したように、ピストン下部がシリンダに衝突した後に、ピストンが首振り方向に回転し、２次的にピストン上部が反対側のシリンダに強く当たるおそれがあり、これを回避するための条件について以下に説明する。
【００２９】
図２に示すように、燃焼荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよりも大きい場合（Ｆｏ−Ｆｇ＞０）、ピストンの右下端部がシリンダと強く接触するため、２次的にピストンの左上端部がシリンダと当たらないようにするためには、ピストンピン中心回りに右回りのモーメントを作用させれば良い。つまり、右回りを正とすると、次式（１）を成立させれば良い。
【００３０】
【数１】
−Ｆｏ・Ｏｆ＋Ｆｇ・Ｏｇ＋（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθx・Ｌ≧０
∴Ｆｏ・Ｏｆ−Ｆｇ・Ｏｇ≦（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθx・Ｌ  ・・・（１）
一方、図３に示すように、燃焼荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよりも小さい場合（Ｆｇ−Ｆｏ＞０）、ピストンの左下端部がシリンダと接触する形となるので、ピストンピン中心回りに左回りのモーメントを作用させれば良い。従って右回りを正とすると、次式（２）を成立させれば良い。
【００３１】
【数２】
−Ｆｏ・Ｏｆ＋Ｆｇ・Ｏｇ−（Ｆｇ−Ｆｏ）ｔａｎθx・Ｌ≦０
∴Ｆｏ・Ｏｆ−Ｆｇ・Ｏｇ≧（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθx・Ｌ  ・・・（２）
従って、全運転域において、２次的にピストントップランドが反対側のシリンダに当たらないようにするためには、理論的には上記の（１），（２）の双方を満たす必要がある。つまり、次式を満たす必要がある。
【００３２】
【数３】
Ｆｏ・Ｏｆ−Ｆｇ・Ｏｇ＝（Ｆｏ−Ｆｇ）ｔａｎθ・Ｌ
ところで、ピストンとシリンダとの接触によリ発生する摩擦損失や騒音等は、ピストンに作用する燃焼荷重や慣性力の大きい上死点，下死点において特に大きくなる。このため、ピストン行程中でも上死点、下死点でピストントップランドが２次的に反対側のシリンダに当たらないようにすることが、摩擦損失および騒音の低減化の上で効果的である。
【００３３】
ここで、燃焼荷重が作用する圧縮上死点においては、この燃焼荷重Ｆｏがピストン重心に作用する慣性力Ｆｇよりも大きいので、（１）式が適用される。この（１）式を変形して、
【００３４】
【数４】
Ｏｆ−（Ｆｇ／Ｆｏ）・Ｏｇ≦（１−Ｆｇ／Ｆｏ）ｔａｎθx・Ｌ
ここで、燃焼荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよりもはるかに大きいので、Ｆｇ≫Ｆｏ→（Ｆｇ／Ｆｏ）≒０とし、上死点におけるθxをαとすると、次式が得られる。
【００３５】
【数５】
Ｏｆ≦ｔａｎα・Ｌ
ピストンピン中心から左側へのオフセット量Ｏｆを正とすると、圧縮上死点における２次的なピストンランド部とシリンダとの接触を回避するためには、次式（３）が成立すれば良い。
【００３６】
【数６】
０≦Ｏｆ≦ｔａｎα・Ｌ  ・・・（３）
一方、燃焼荷重が作用しない上死点および下死点においては、荷重Ｆｏが慣性力Ｆｇよりも十分に小さくなるため、（２）式において、Ｆｏ→０、上死点におけるθx→α、下死点におけるθx→β、とすると、次式が得られる。
【００３７】
Ｏｇ≦ｔａｎα・Ｌ、Ｏｇ≦ｔａｎβ・Ｌ
（３）式の場合と同様、Ｏｇは０よりも大きいため、
【００３８】
【数７】
０≦Ｏｇ≦ｔａｎα・Ｌ  ・・・（４）
０≦Ｏｇ≦ｔａｎβ・Ｌ  ・・・（５）
ここで、上記の角度θxの中でピストン往復動作に伴う最小値をθとすると、ｔａｎθは必ずｔａｎα、ｔａｎβ以下（上、下死点でθ＝α、βとなる時は同等）となるので、（３）、（４）、（５）式より、α、βをθとすると、
【００３９】
【数８】
０≦Ｏｆ≦ｔａｎθ・Ｌ  ・・・（６）
０≦Ｏｇ≦ｔａｎθ・Ｌ  ・・・（７）
従って、少なくとも（６）、（７）式を同時に満たすようにＯｆとＯｇを設定することにより、ピストン重心がピストン中心線上になく、かつ、ピストン質量（慣性力）が無視できない場合でも、少なくともピストン上死点及び下死点で、２次的にピストンランド部がシリンダに衝突することを回避でき、これに起因する摩擦損失や騒音等を確実に回避することができる。
【００４０】
【発明の効果】
以上説明してきたように、この発明によれば、ピストンがほぼ常に比較的剛性の低いピストン下部でシリンダと接触することとなり、比較的剛性の高いピストン上部とシリンダとの接触をほぼ確実に回避することができる。この結果、シリンダとピストンとの局部面圧を小さく維持でき、潤滑油膜の形成を良好にし、接触荷重を減少させ、摩擦損失の増加を抑制できる。また、スラスト荷重が比較的低い剛性のピストン下部に作用するため、スラスト荷重の方向が入れ替わる際の衝突エネルギーが小さく、騒音の発生を十分に抑制できる。
【００４１】
また、ピストンの上部のランド部とシリンダとが強く接触するおそれがないので、請求項５に係る発明のように、ランド部とシリンダとの間のクリアランスを十分小さくできる。このため、クリアランス減少分だけクレビスボリュームを抑制でき、常用運転条件等における排気性能の向上を図ることができる。
【００４２】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の具体的な実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。
【００４３】
図４〜６は、この発明の一実施例を示している。なお、これらの図４〜６は、ピストン１１の上死点が上、下死点が下となり、ピストン１１が垂直方向に往復動し、かつ、クランクシャフト１３が時計方向Ｐに回転するクランク軸方向視に対応している。
【００４４】
まず構成を説明すると、機関と同期して回転するクランクシャフト１３のクランクピン１６と、シリンダ１７内を往復移動するピストン１１のピストンピン１４とは、複数のリンクを有する複リンク機構により機械的に連携されている。
【００４５】
この複リンク機構は、上端がピストンピン１４に回転可能に連結されるロッド状のアッパーリンク２１と、このアッパーリンク２１の下端とピストンピン１４とに回転可能に連結されるロアリンク２２と、により構成されている。ロアリンク２２は、後からクランクピン１６に組み付けられるように、ボルト２２ｃにより締結される一対の半割部材２２ａ，２２ｂで構成されている。
【００４６】
また、複リンク機構を構成する各リンク２１，２２の姿勢を変化させることにより、燃焼室の圧縮比を変化させる可変圧縮比機構が設けられている。この可変圧縮比機構は、クランクシャフト１３と略平行に延びる制御軸２４と、この制御軸２４に偏心して設けられ、制御軸２４と一体的に回転する偏心カム２５と、この偏心カム２５とロアリンク２２とに相対回転可能に連結された制御リンク２３と、を有している。この制御リンク２３は、後から偏心カム２５へ組み付けれるように、ボルト２３ｃにより締結される一対の半割部材２３ａ，２３ｂで構成されている。
【００４７】
クランクシャフト１３のメインジャーナル１３ａは、シリンダブロック３１とメインベアリングキャップ３２との間に回転可能に支持されている。このメインベアリングキャップ３２は一対のボルト３３，３４によりシリンダブロック３１へ締結固定されている。また、制御軸２４は、メインベアリングキャップ３２とサブベアリングキャップ３５との間に回転可能に支持されている。このサブベアリングキャップ３５は、一対のボルト３４，３６によりメインベアリングキャップ３２へ締結固定されている。つまりボルト３４が共用化されている。
【００４８】
制御軸２４は、図示せぬエンジンコントロールユニット及びアクチュエータにより機関運転状態に応じて所定の制御範囲内で回動制御される。制御軸２４の回動位置が変化すると、ロアリンク２２がクランクピン１６の中心を支点として揺動し、複リンク機構の姿勢が変化する。これにより、ピストン１１のストローク（ピストン上死点位置や下死点位置）が変化し、機関燃焼室の圧縮比が変化するようになっている。
【００４９】
そして、図４に示すようなクランク軸方向視で、アッパーリンク２１と連結するピストンピン１４の中心（軸心）６０が、ピストン１１の冠面の中心を通ってシリンダ１７の軸方向に延びるピストン中心線４１よりも右側にオフセットして配置され、かつ、ピストンの往復動作に伴うアッパーリンク２１とロアリンク２２とのリンク連結中心６３の軌跡が、ピストンピン中心６０を通ってシリンダ１７の軸方向に延びるピストンピン往復線４３よりも左側に配置されている。
【００５０】
なお、図中、６１はクランクピン１６の中心、６２はロアリンク２２と制御リンク２３との連結中心、６４は偏心カム２５の中心を示している。
【００５１】
図５は、この構成によるピストン１１の往復行程の各タイミングにおけるリンク挙動、ピストン１１に作用する荷重及びその方向を示すもので、ピストンピンの中心６０の位置等が正確に描かれたものではない。
【００５２】
本実施例の構成によれば、ピストン１１の首振り運動パターンが、実質的に図６に示す２つのパターンに限定される。すなわち、ピストンピン中心６０とリンク連結中心６３とを結ぶアッパーリンク中心線４５が、ピストン中心線４１に対し、常に上側が右側に傾斜する姿勢に限定される。従って、図１〜３を用いて上述したように、燃焼室からの荷重Ｆｏの作用方向によらず、ピストン１１は、その下方に設けられるスカート部１１ａの下端部でシリンダ１７の内壁面と接触することになる。
【００５３】
このように、シリンダ１７からピストン１１へ作用するスラスト荷重Ｆｓは、常に、比較的剛性の低いスカート部１１ａの下端部に作用することとなるため、ピストン１１の上部に設けられる比較的剛性の高いランド部１１ａにスラスト荷重が作用する場合に比して、局部面圧を小さく維持でき、潤滑油膜の形成を良好にし、局部接触荷重を減少させて、摩擦損失の増加を抑制できる。また、比較的低い剛性のスカート部１１ａにスラスト荷重Ｆｓが作用することから、スラスト荷重の方向が入れ替わる際の衝突エネルギーも小さくなり、騒音の発生を効果的に抑制できる。
【００５４】
更に、ピストン１１のランド部１１ａとシリンダ１７とが強く接触するおそれがない分、ランド部１１ａとシリンダ１７との間のクリアランスを小さくできる。従って、このクリアランスの減少分だけ、クレビスボリュームを抑制でき、排気性能の向上を図ることができる。
【００５５】
一方、図７に示す比較例のように、クランク軸方向視で、ピストンピン中心６０がピストン中心線４１に対して本実施例とは逆の左側にオフセットしている場合、図７に示すようなピストン首振り運動パターンになるため、ピストン１１のランド部１１ａにスラスト荷重Ｆｓが作用する形となり、本実施例の作用効果は得られない。
【００５６】
また、本実施例のように運転条件によって制御軸２４を回動制御することによりリンク配置を変化させて、燃焼室内の圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を用いた構成の場合、少なくとも所定のリンク配置、好ましくは機関負荷が最大となるリンク配置のときに、上述した条件、つまりクランク軸方向視でピストンピン中心６０がピストン中心線４１よりも右側にオフセットし、リンク連結中心６３の軌跡がピストンピン往復線４３よりも左側に配置されるように設定する。このような設定を実現するために、例えば、制御リンク２３の揺動中心となる偏心カム２５の中心６４の位置を適宜に設定する。
【００５７】
このような構成により、機関負荷が最大となるリンク配置のとき、つまりピストンに作用する燃焼荷重等が最大となるリンク配置のときに、上述したように潤滑油膜形成の悪化，ピストンとシリンダとの摩擦損失，及び騒音の発生等が効果的に抑制される。逆に言えば、このような摩擦損失や騒音等が最も問題となるリンク配置以外の場合のピストン行程，リンク配置の自由度を高めることができる。
【００５８】
実際には、ピストン１１の往復動作に伴う上下方向の慣性力がピストン１１の重心（図２，３のＦｇに相当）に作用する。この慣性力は、ピストン１１が十分に軽量な場合や機関回転数が十分低い場合等には無視できるが、ピストン１１の重量や機関回転数等によっては無視できない場合もある。
【００５９】
そこで、好ましくは、クランク軸方向視で、上下方向の慣性力が作用するピストン１１の重心を、ピストンピン中心線４２よりも左側に配置する。この場合、ピストンの往復動作に伴う慣性力がピストン１１へ及ぼす回転力の方向が、燃焼室からの荷重Ｆｏやピストンピン中心６０に作用する荷重Ｆｔに起因する回転方向モーメントＭと同方向となる。従って、上述した場合と同様、ピストン１１が常に下端部でシリンダ１７と接触する形となる。加えて、ピストン重心を、ピストンピン中心線４２よりも左側の範囲でピストン中心線４１からずれている位置にも設定することが可能なため、ピストン形状等の自由度を向上できる効果がある。
【００６０】
次に、図８を参照して、上記のクランク軸方向視でピストンピン往復線４３に対するピストン中心線４１のオフセット量Ｏｆについて説明する。ピストンピン中心６０とピストンピン直交方向（図８の左右方向）のピストン１０の下端部との垂直方向距離をＬとし、ピストンピン往復線４３とアッパーリンク中心線４５とのなす角度をαとし、ピストン往復動作に伴う角度αの最小値をθとするとき、以下の関係を満たすように構成する。
【００６１】
【数９】
０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ
また、上下方向慣性力の荷重作用点であるピストン重心のピストンピン往復線４３に対するオフセット量をＯｇとすると、以下の関係を満たすように構成する。
【００６２】
【数１０】
０≦Ｏｇ≦Ｌ×ｔａｎθ
これらの式について詳述すると、ピストンピン回りのモーメントＭを、ピストンピン回りの回転慣性力を無視して考えると、燃焼荷重による垂直作用荷重をＦｏ、シリンダ１７からピストン１１へ作用するスラスト力をＦｓ、このスラスト力Ｆｓが実質的に作用するスカート接触圧力中心位置とピストンピン中心６０との間の上下方向距離を下向きを正としてｘとすれば、
【００６３】
【数１１】
Ｍ＝Ｆｏ×Ｏｆ−Ｆｓ×ｘ
が成り立つ。
【００６４】
また、スラスト力Ｆｓは、図８でピストン１１の横方向慣性力を無視すれば、
【００６５】
【数１２】
Ｆｓ＝ｔａｎα×Ｆｏ
となる。
【００６６】
従って、モーメントＭは、以下の式で表される。
【００６７】
【数１３】
Ｍ＝Ｆｏ×（Ｏｆ−ｔａｎα×ｘ）
つまり、スカート部の弾性変形等により、Ｏｆ−ｔａｎα×ｘ がゼロとなるときに、モーメントがバランスして、ピストンの首振り方向の回転モーメントがゼロとなる。
【００６８】
ここで、Ｏｆがｔａｎ×ｘよりも大きいと、ｘがスカート下端Ｌより大きい値のときにモーメントがバランスすることになる。つまりモーメントがバランスすることがないために、不釣り合いモーメントで回転加速度を受けて回転しようとする。回転慣性力を無視すれば、図８の（ｂ）に示すように、ピストン１１の左上端部がシリンダ１７に接触し、この部分に作用するスラスト力Ｆｒでモーメントがバランスする事態が起こり得る。
【００６９】
しかしながら、ピストン１１のピストンピン回りの慣性モーメントが十分に大きい場合には、上記のピストン１１の首振り回転を止める方向に作用するピストンの回転慣性力が作用荷重に対して十分大きいために、ピストンの回転が追従せず、Ｏｆ＞ｔａｎα×ｘであっても反対側のピストン左上端がシリンダに接触する前に、クランクシャフトの回転、つまり時間の経過に伴って例えば角度αが大きくなり、回転加速度が小さくなる。従って、上述したような反対側のピストン上端部がシリンダと接触することは起こらない。
【００７０】
しかし、軽量なピストンを用いた場合のように、作用する荷重に比して回転慣性力が十分に小さい場合、Ｏｆ＞ｔａｎα×ｘの場合にピストンが２次的に首振り回転して反対側のピストン上端部がシリンダと接触する場合も考えられる。
【００７１】
そこで好ましくは、上記の角度αの最小値θと、オフセット量Ｏｆと、上下方向距離Ｌとを、
【００７２】
【数１４】
０≦Ｏｆ≦Ｌ×ｔａｎθ
を満たすように設定すれば、いかなる場合でも、ピストンの下端部にスラスト荷重Ｆｓが作用する状態でモーメントが釣り合うこととなり、作用する荷重Ｆｏに比較して回転慣性力が十分に小さいピストンを用いた場合でも、ピストンが首振り回転して逆側のピストン上端部がシリンダと接触する事態を確実に回避できる。
【００７３】
より好ましくは、図９に示すように、ピストン１１の上部に設けられるランド部１１ａとシリンダ１７との間のクリアランスΔＤ１に比して、ピストン１１の下部に設けられるスカート部１１ｂとシリンダ１７との間のクリアランスを大きく設定する。
【００７４】
つまり、ピストン１１の首振り運動が図６に示す２つのパターンに限定されるため、シリンダ１７とピストン１１とは、必ず剛性の比較的低いスカート下部側で強く接触，衝突することとなる。従って、衝突エネルギーも小さくなり、ある程度スカート部１１ｂのクリアランスが大きくても騒音を生じるおそれはないので、このような構成としても静粛な機関を実現できる。また、相対的にランド部１１ａとシリンダ１７とのクリアランスΔＤ１を小さくできるので、クレビスボリュームを低減でき、排気性能を向上できる。さらに、このような構成としても、機関の高出力運転時にピストンが熱膨張した場合でも、スカート部１１ｂの両側がシリンダ１７に接触して不要な圧力を発生するおそれがなく、摩擦損失の増加を招くこともない。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る複リンク機構の一例を示す説明図。
【図２】本発明に係る複リンク機構の作用説明図。
【図３】本発明に係る複リンク機構の作用説明図。
【図４】本発明の一実施例に係る内燃機関の複リンク機構を示す断面対応図。
【図５】上記実施例のピストン往復動作の態様を示す説明図。
【図６】上記実施例のピストン首振り運動パターンを示す説明図。
【図７】比較例に係る複リンク機構を示す説明図。
【図８】上記実施例の作用説明図。
【図９】ピストンの好適な形状例を示す構成図。
【図１０】従来例に係る内燃機関を示す断面対応図。
【図１１】上記従来例のピストン往復動作の態様を示す説明図。
【図１２】上記従来例のピストン首振り運動パターンを示す説明図。
【符号の説明】
１１…ピストン
１１ａ…ランド部
１１ｂ…スカート部
１３…クランクシャフト
１４…ピストンピン
１６…クランクピン
１７…シリンダ
２１…アッパーリンク（第１リンク）
２２…ロアリンク（第２リンク）
【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１１】
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【図１２】
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