(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、
このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアーリンクと、
一端が機関本体側へ揺動可能に支持され、他端が上記ロアーリンクに連結されるサードリンクと、を備え、
クランクシャフト軸方向に見たときに、アッパーリンクとロアーリンクを連結する第１の連結点とサードリンクとロアーリンクを連結する第２の連結点とは、クランクピンを通りシリンダ軸線方向に延びる直線を挟んで互いに反対側に配置されるレシプロ式内燃機関であって、
上記アッパーリンクは、ピストンピンから見たときの上記第１の連結点の揺動軌跡が下に凸な円弧となるように、その下端側においてロアーリンクに連結され、上死点と下死点とで第１の連結点が揺動軌跡の円弧の途中に位置するように構成され、
上記サードリンクは、機関本体側の支持点から見たときの上記第２の連結点の揺動軌跡が上に凸な円弧となるように、その上端側においてロアーリンクに連結され、上死点と下死点とで第２の連結点が揺動軌跡の円弧の途中に位置するように構成され、上死点からピストンが下降してアッパーリンクのシリンダ軸線に対する傾きが増えるとき、サードリンクのシリンダ軸線に対する傾きが増え、かつ、下死点に向かってピストンが下降してアッパーリンクのシリンダ軸線に対する傾きが減るとき、サードリンクのシリンダ軸線に対する傾きが減ることを特徴とするレシプロ式内燃機関。
【請求項２】
ピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分の振幅と３次振動成分の振幅とがほぼ等しいことを特徴とする請求項１に記載のレシプロ式内燃機関。
【請求項３】
上記サードリンクの揺動軸心の位置を機関本体に対して移動することにより、機関の圧縮比を変更することを特徴とする請求項１または２に記載のレシプロ式内燃機関。
【請求項４】
高圧縮比としたときのピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分の振幅が、低圧縮比としたときのピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分の振幅よりも小さいことを特徴とする請求項３に記載のレシプロ式内燃機関。
【請求項５】
少なくともピストン上死点近傍で、クランクピンの軸心とピストンピンの往復軸線との距離が、サードリンクの揺動軸心とピストンピンの往復軸線との距離よりも小さい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内燃機関。
【請求項６】
少なくともピストン下死点近傍で、クランクピンの軸心とピストンピンの往復軸線との距離が、サードリンクの揺動軸心とピストンピンの往復軸線との距離よりも小さいことを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載のレシプロ式内燃機関。
【請求項７】
クランクシャフトの回転中心を原点とし、ピストンピン及びその往復軸線と直交する方向と平行にｘ軸をとり、ピストンピンの往復軸線と平行にｙ軸をとり、かつ、クランクシャフトの回転方向を反時計回り方向と定義した場合、
上記サードリンクの揺動軸心のｘ座標が正で、ピストンピンの往復軸線のｘ座標が負となるように設定したことを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載のレシプロ式内燃機関。
【請求項８】
上記クランクシャフトの軸心とクランクピンの軸心との距離をＬ１；
上記クランクピンの軸心と、ロアーリンクとサードリンクとが相対回転可能に連結する部分の第１の軸心と、の距離をＬ２；
上記サードリンクのリンク長をＬ３；
上記クランクピンの軸心と、アッパーリンクとロアーリンクとが相対回転可能に連結する部分の第２の軸心と、の距離をＬ４；
上記第１の軸心と第２の軸心との距離をＬ５；
上記アッパーリンクのリンク長をＬ６；
上記サードリンクの揺動軸心の座標位置を（ＸＣ，ＹＣ）；
ピストンピンの往復軸線のｘ座標をｘ４；
と定義した場合、
（数１）
Ｌ１：Ｌ２：Ｌ３：Ｌ４：Ｌ５：Ｌ６：ＸＣ：ＹＣ：ｘ４
≒１：２．４：２．６５〜３．５：０．６９：３．０〜３．４：３．３〜３．５５：３．２〜３．５５：−２〜−１．３５：−１〜−０．６
が成立することを特徴とする請求項７に記載のレシプロ式内燃機関。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、自動車等に好適に用いられるレシプロ式内燃機関の改良に関する。
【背景技術】
【０００２】
一般的なレシプロ式内燃機関では、クランクシャフトのクランクピンとピストンのピストンピンとが１本のリンク（コンロッド）で連結されている。このような単リンク型レシプロ機関では、コンロッドの長さが有限なので、ピストンの運動に、回転１次振動成分以外の高次振動成分が含まれる。
【０００３】
図９は、単リンク型レシプロ機関におけるピストン加速度（太実線）及び各次数成分の変動を示すグラフである。同図に示すように、従来の一般的な単リンク型レシプロ機関では、ピストン運動の回転１次振動成分に対応するピストン加速度の１次成分の他に、比較的大きな振幅（１次成分の振幅の１／３前後）の２次成分が含まれていることが分かる。このため、機関本体側には、主に回転１次と２次の振動成分に起因する加振力が作用する。
【０００４】
回転１次の振動成分に起因する１次振動は、クランクシャフトのクランクピンと反対側の位置にカウンタウェイトを設けることで十分に抑制することができる。また、多気筒機関では、気筒の配列を工夫することによっても１次振動を十分に抑制することができる。
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
しかしながら、クランクシャフト回転同期に対する２次の振動成分に起因する２次振動は、気筒配列では解消することができない場合が多く、この２次振動は車室内こもり音の原因となり易い。コンロッドを長くするほど、ピストンの運動は単振動に近づき、ピストン加速度の２次成分を小さくすることができるが、エンジンの全高が高くなるので、重量の増加や車載性の悪化を招き易い。
【０００６】
本発明の目的は、クランクピンとピストンピンとを複数のリンクで連結することにより、エンジン全高の増加を伴なわず、クランクシャフト回転同期に対する２次振動成分を効果的に低減できる新規なレシプロ式内燃機関を提供することにある。
【０００７】
なお、クランクピンとピストンピンとを複数のリンクで連結するレシプロ式内燃機関自体は特開平９−２２８８５８号公報等により公知であるが、このようなリンク機構を用いてピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分を低減しているものはない。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明に係るレシプロ式内燃機関は、ピストンのピストンピンに連結されるアッパーリンクと、このアッパーリンクとクランクシャフトのクランクピンとを連結するロアーリンクと、一端が機関本体側へ揺動可能に支持され、他端が上記ロアーリンクに連結されるサードリンクと、を備える複リンク型の構成となっている。
【０００９】
そして、第１の発明は、クランクシャフト軸方向に見たときに、アッパーリンクとロアーリンクを連結する第１の連結点とサードリンクとロアーリンクを連結する第２の連結点とは、クランクピンを通りシリンダ軸線方向に延びる直線を挟んで互いに反対側に配置されるレシプロ式内燃機関であって、
上記アッパーリンクは、ピストンピンから見たときの上記第１の連結点の揺動軌跡が下に凸な円弧となるように、その下端側においてロアーリンクに連結され、上死点と下死点とで第１の連結点が揺動軌跡の円弧の途中に位置するように構成されており、
上記サードリンクは、機関本体側の支持点から見たときの上記第２の連結点の揺動軌跡が上に凸な円弧となるように、その上端側においてロアーリンクに連結され、上死点と下死点とで第２の連結点が揺動軌跡の円弧の途中に位置するように構成され、上死点からピストンが下降してアッパーリンクのシリンダ軸線に対する傾きが増えるとき、サードリンクのシリンダ軸線に対する傾きが増え、かつ、下死点に向かってピストンが下降してアッパーリンクのシリンダ軸線に対する傾きが減るとき、サードリンクのシリンダ軸線に対する傾きが減ることを特徴としている。
【００１０】
言い換えると、ピストン運動の回転２次振動成分の振幅が十分に小さくなるように、複リンク型レシプロ機関を構成する各リンク部材の寸法，形状，レイアウト等を設定している。
【００１１】
また、第２の発明は、ピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分の振幅と３次振動成分の振幅とがほぼ等しいことを特徴としている。
【００１２】
言い換えると、ピストン運動の回転２次振動成分の振幅が回転３次振動成分の振幅と同程度まで抑制されるように、複リンク型レシプロ機関を構成する各リンク部材の寸法，形状，レイアウト等を設定している。
【００１３】
このような構成により、第３の発明のように、機関の運転状態等に応じて上記サードリンクの揺動軸心の位置を機関本体に対して移動することにより、ピストン行程を変化させて、機関の圧縮比を変更することが可能である。
【００１４】
このようにピストン行程を変化させて圧縮比を変化させる構成では、圧縮比の変更に伴ってピストン加速度の各次成分の振幅も変化する。そこで、好ましくは、静粛性を要求される低中速回転運転時に高圧縮比とした場合、ピストン加速度の高次成分振幅が小さくなるように設定している。
【００１５】
つまり、第４の発明は、高圧縮比としたときのピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分の振幅が、低圧縮比としたときのピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分の振幅よりも小さいことを特徴としている。
【００１６】
上記のようにサードリンクの揺動軸心が移動可能に構成されている場合、ピストン加速度が最も大きくなるピストン上死点及び下死点近傍で、サードリンクの揺動軸心を移動可能に支持する部分へ大きな荷重が作用し、この荷重に対向するために大きな保持力が必要となる。
【００１７】
そこで、第５の発明では、少なくともピストン上死点近傍で、サードリンクの揺動軸心を支持する部分へ作用する荷重を効果的に抑制するために、サードリンクからクランクピンの軸心とピストンピンの往復軸線との距離を、サードリンクの揺動軸心とピストンピンの往復軸線との距離よりも小さくしている。
【００１８】
また、第６の発明では、少なくともピストン下死点近傍で、サードリンクの揺動軸心を支持する部分へ作用する荷重を効果的に抑制するために、クランクピンの軸心とピストンピンの往復軸線との距離を、サードリンクの揺動軸心とピストンピンの往復軸線との距離よりも小さくしている。
【００１９】
第７の発明は、クランクシャフトの回転中心を原点とし、ピストンピン及びその往復軸線と直交する方向と平行にｘ軸をとり、ピストンピンの往復軸線と平行にｙ軸をとり、かつ、クランクシャフトの回転方向を反時計回り方向と定義した場合、上記サードリンクの揺動軸心のｘ座標が正で、ピストンピンの往復軸線のｘ座標が負となるように設定したことを特徴としている。
【００２０】
第８の発明は、上記クランクシャフトの軸心とクランクピンの軸心との距離をＬ１；
上記クランクピンの軸心と、ロアーリンクとサードリンクとが相対回転可能に連結する部分の第１の軸心と、の距離をＬ２；
上記サードリンクのリンク長をＬ３；
上記クランクピンの軸心と、アッパーリンクとロアーリンクとが相対回転可能に連結する部分の第２の軸心と、の距離をＬ４；
上記第１の軸心と第２の軸心との距離をＬ５；
上記アッパーリンクのリンク長をＬ６；
上記サードリンクの揺動軸心の座標位置を（ＸＣ，ＹＣ）；
ピストンピンの往復軸線のｘ座標をｘ４；
と定義した場合、
【００２１】
(数２)
Ｌ１：Ｌ２：Ｌ３：Ｌ４：Ｌ５：Ｌ６：ＸＣ：ＹＣ：ｘ４
≒１：２．４：２．６５〜３．５：０．６９：３．０〜３．４：３．３〜３．５５：３．２〜３．５５：−２〜−１．３５：−１〜−０．６
が成立することを特徴としている。
【発明の効果】
【００２２】
第１，２の発明によれば、圧縮比を変更可能な複リンク型のレシプロ式内燃機関において、ピストン運動のクランクシャフト回転同期に対する２次振動成分に起因する２次振動を低減して、この２次振動に起因する車室内こもり音等を十分に抑制することができる。
【００２３】
特に、第４の発明によれば、例えば静粛性を要求される低中速回転運転時に、ピストン加速度の高次成分の振幅を効果的に抑制することができる。
【００２４】
第５，６の発明によれば、サードリンクの揺動軸心が移動可能に構成されている場合に、サードリンクの揺動軸心を移動可能に支持する部分へ作用する荷重が特に大きくなるピストン上，下死点近傍で、その荷重を効果的に抑制することができる。
【図面の簡単な説明】
【００２５】
【図１】本発明の一実施例に係る複リンク型レシプロ内燃機関を示す概略構成図（ａ）及び分解構成図（ｂ）。
【図２】本実施例に係る各クランクシャフト回転位置におけるリンク図。
【図３】本実施例に係る高圧縮比及び低圧縮比としたときのピストン行程を示すグラフ。
【図４】本実施例に係る高圧縮比としたときのピストン加速度及び各次数成分の振幅を示すグラフ。
【図５】本実施例に係る低圧縮比としたときのピストン加速度及び各次数成分の振幅を示すグラフ。
【図６】本実施例に係るピストン上死点近傍（ａ）及び下死点近傍（ｂ）のリンク姿勢を示す概略構成図。
【図７】本実施例に係るピストン上死点近傍でのピストン加速度の２次成分の振幅を示すグラフ。
【図８】本実施例に係るピストン下死点近傍でのピストン加速度の２次成分の振幅を示すグラフ。
【図９】従来の単リンク型レシプロ式内燃機関に係るピストン加速度及び各次数成分を示すグラフ。
【発明を実施するための形態】
【００２６】
以下、本発明に係る上記の及び他の構成及び作用効果について、具体的な実施例及び図面を参照して詳細に説明する。
【００２７】
図１は、本発明の一実施例に係る複リンク型レシプロ式内燃機関を示す概略構成図（ａ）及び分解構成図（ｂ）である。クランクシャフト１には、機関本体を構成するシリンダブロック（図示略）の主軸受（図示略）に回転可能に支持されるクランクジャーナル２が各気筒毎に設けられている。各クランクジャーナル２は、その軸心Ｏがクランクシャフト１の軸心（回転中心）と一致しており、クランクシャフト１の回転軸部を構成している。
【００２８】
また、クランクシャフト１は、軸心Ｏから偏心して各気筒毎に設けられたクランクピン３と、クランクピン３をクランクジャーナル２へ連結するクランクアーム３ａと、軸心Ｏに対してクランクピン３と反対側に配置され、主としてピストン運動の回転１次振動成分を低減するカウンターウェイト３ｂと、を有している。クランクアーム３ａとカウンターウェイト３ｂとは、この実施例では一体的に形成されている。
【００２９】
そして本実施例では、各気筒毎に形成されたシリンダ９に摺動可能に嵌合するピストン８と、上記のクランクピン３とが、複数のリンク部材、すなわちアッパーリンク５とロアーリンク４とにより機械的に連携されている。アッパーリンク５の上端側は、ピストン８に固定的に設けられたピストンピン７に、軸心Ｏｃ周りに相対回転可能に外嵌している。また、アッパーリンク５の下端側とロアーリンク４の本体４ａとは、両者を挿通する連結ピン６によって、軸心Ｏｄ周りに相対回転可能に連結されている。
【００３０】
ロアーリンク４は、クランクピン３を狭持するように、本体４ａへキャップ４ｂを取付けて構成されており、この狭持部分でクランクピン３と軸心Ｏｅ周りに相対回転可能に連結されている。ロアーリンク本体４ａと制御リンク（サードリンク）１０の上端側とは、両者を挿通する連結ピン１１によって軸心Ｏｆ周りに相対回転可能に連結されている。
【００３１】
この制御リンク１０の下端側は、シリンダブロックに回動可能に支持される制御軸１２の大径部１２ａに、その軸心Ｏａ周りに揺動可能に外嵌，支持されている。すなわち、制御軸１２の小径部１２ｂの外周には大径部１２ａが固定的に設けられており、各大径部１２ａの軸心Ｏａは、小径部１２ｂの軸心Ｏｂに対して所定量偏心している。この制御軸１２は、図示しない圧縮比制御アクチュエータによって、機関の運転状態に応じて回動制御されるとともに、任意の回動位置で保持されるようになっている。
【００３２】
ここで、図１（ａ）に示すように、クランクシャフト１の回転中心（クランクジャーナル２の軸心）Ｏを原点とし、ピストンピン７及びその往復軸線ｌと直交する方向（スラスト−反スラスト方向）と平行にｘ軸をとり、ピストンピン７の往復軸線ｌと平行にｙ軸をとり、かつ、クランクシャフト１の回転方向を反時計回り方向と定義した場合、ピストンピン７の軸心Ｏｃを通る往復軸線（≒シリンダ９の軸線）ｌのｘ座標が負の値となり、制御リンク１０の揺動軸心となる大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標が正の値となるように設定されている。
【００３３】
より詳細には、
クランクシャフト１の軸心Ｏとクランクピン３の軸心Ｏｅとの距離をＬ１；
クランクピン３の軸心Ｏｅと、ロアーリンク４と制御リンク１０とを相対回転可能に連結する連結ピン１１の軸心（第１の軸心）Ｏｆと、の距離をＬ２；
制御リンク１０のリンク長をＬ３；
クランクピン３の軸心Ｏｅと、アッパーリンク５とロアーリンク４とを相対回転可能に連結する連結ピン６の軸心（第２の軸心）Ｏｄと、の距離をＬ４；
上記軸心Ｏｆと軸心Ｏｄとの距離をＬ５；
アッパーリンク５のリンク長をＬ６；
制御リンク１０の揺動軸心Ｏａの座標位置を（ＸＣ，ＹＣ）；
ピストンピン７の往復軸線ｌのｘ座標をｘ４；
と定義した場合、以下の比が成立するように設定されている。
【００３４】
(数３)
Ｌ１：Ｌ２：Ｌ３：Ｌ４：Ｌ５：Ｌ６：ＸＣ：ＹＣ：ｘ４
≒１：２．４：２．６５〜３．５：０．６９：３．０〜３．４：３．３〜３．５５：３．２〜３．５５：−２〜−１．３５：−１〜−０．６
なお、ＸＣ，ＹＣは制御軸１２の回動位置によって変化するが、本実施例では、制御軸１２の回動位置が制御範囲内にあるときは、常に上記の比が成立するように設定されている。
【００３５】
このような構成により、クランクシャフト１の回転に伴って、クランクピン３，ロアーリンク４，アッパーリンク５及びピストンピン７を介してピストン８がシリンダ９内を昇降するとともに、ロアーリンク４に連結する制御リンク１０が、下端側の揺動軸心Ｏａを支点として揺動する。参考として、図２に、各クランクシャフト１の回転角度θ（図１）位置におけるリンク姿勢を模式的に示す。
【００３６】
また、上記の圧縮比制御アクチュエータにより制御軸１２を回動制御することにより、制御リンク１０の揺動軸心となる大径部１２ａの軸心Ｏａが小径部１２ｂの軸心Ｏｂ周りに回転し、つまり制御リンク１０の揺動中心位置Ｏａが機関本体（及びクランクシャフト回転中心Ｏ）に対して移動する。これにより、ピストン８の行程が変化して、機関の各気筒の圧縮比が可変制御される。参考として、図３に、高圧縮比，低圧縮比となるように制御軸１２の回動位置を保持した状態における、各ピストン行程（ピストンピン軸心Ｏｃのｙ座標）を示す。
【００３７】
図４，５は、本実施例の複リンク型レシプロ機関におけるピストン加速度（太実線）及びその各次数成分を示しており、これらの各次数成分は、ピストン運動の各回転次数の振動成分に対応している。なお、図４は高圧縮比としたときの状態を、図５は低圧縮比としたときの状態を示している。
【００３８】
図４に示すように、少なくとも高圧縮比としたときには、回転１次の振動成分の振幅に対し、高次の振動成分の振幅が１割以下に抑えられており、これらの高次振動成分に起因する振動・騒音の発生を十分に小さくすることができる。
【００３９】
また、図５に示す低圧縮比としたときには、図４の高圧縮比時と比較すると、高次の振動成分の振幅が若干大きくなっているが、それでも回転１次の振動成分の振幅の１割以下（詳細には、２次成分の振幅が７％以下、３次成分の振幅が９％以下、４次成分の振幅が７％以下）に抑えられており、これらの高次振動成分に起因する振動・騒音の発生を十分に小さくすることができる。
【００４０】
そして、図４，５に示す本実施例の複リンク型レシプロ機関では、図９に示すような単リンク型レシプロ機関に比して、ほぼ同一のピストンストローク及びほぼ同一のシリンダ高さ（クランクジャーナルの軸心Ｏを原点としたときのピストン上死点位置でのピストンピンの軸心Ｏｃのｙ座標）を実現しつつ、クランクシャフト回転同期に対する２次成分が大幅に低減されている。言い換えると、ピストン運動の回転２次振動成分の振幅が、回転３次振動成分の振幅とほぼ同程度まで抑制されている。このため、エンジン全高の増加を伴なわず、ピストン運動の回転２次振動成分に起因する２次振動を低減して、この２次振動に起因する車室内こもり音等を十分に抑制することができる。
【００４１】
ところで、可変圧縮比機構を有する機関では、一般的に、低中速回転運転時に高圧縮比とし、高速回転運転時に低圧縮比とすることが多い。本実施例のように、ピストン行程を変化させて圧縮比を変更する機構では、図４，５に示すように、圧縮比の変更に伴なってピストン加速度の各次数成分の振幅も変化する。そこで本実施例では、より静粛性を要求される低中速回転運転時（高圧縮比時）に、ピストン加速度の高次成分の振幅が、低圧縮比時に比して相対的に小さくなるように設定している。
【００４２】
図６は、本実施例の複リンク型機関における、ピストン上死点近傍（ａ）及びピストン下死点近傍（ｂ）でのリンク姿勢を示している。
【００４３】
ピストン８が上死点または下死点近傍にあるとき、ピストン８の加速度は最も大きくなり、ピストンピン７，アッパーリンク５，ロアーリンク４，及び制御リンク１０を介して制御軸１２に作用する荷重が最も大きくなる。また、ピストン８が圧縮上死点近傍にあるときはピストン８が受ける燃焼圧の反力が制御軸１２に加わることになる。
【００４４】
制御リンク１０側から制御軸１２へ作用する荷重は、実質的に大径部１２ａの軸心Ｏａに作用することになるが、この軸心Ｏａは制御軸１２の回動中心である小径部１２ｂの軸心Ｏｂから偏心しているので、制御リンク１０からの荷重は制御軸１２を回動させるトルクとして作用する。このトルクが圧縮比制御アクチュエータの回動位置保持トルクよりも大きくなると、制御軸１２が制御に反して回転してしまい、圧縮比が勝手に変化してしまうという不具合が生じる。
【００４５】
そこで本実施例では、少なくとも制御リンク１０から制御軸１２に加わる荷重が大きくなるピストン上，下死点近傍において、クランクピン３の軸心Ｏｅとピストンピン７の軸心Ｏｃとのｘ軸方向距離αが、制御リンク１０の揺動軸心である制御軸大径部１２ａの軸心Ｏａとピストンピン７の軸心Ｏｃとのｘ軸方向距離βよりも小さくなるように、つまりα＜βとなるように設定して、てこ比によって制御軸１２に加わる荷重を小さくしている。これにより圧縮比制御アクチュエータの回動位置保持トルクを効果的に低減することができる。
【００４６】
加えて、β／αが１より小さくなるとピストン加速度の２次成分の振幅が急に大きくなることを計算で確認しており（図７，８）、この点からもα＜βとすることが好ましい。なお、図７，８は、それぞれピストン上死点近傍，ピストン下死点近傍におけるβ／αとピストン加速度の２次成分の振幅との関係を示している。
【００４７】
また本実施例では、上述したように、制御リンク１０の揺動軸心となる大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標が正で、かつピストンピン７の往復軸線ｌのｘ座標が負の位置に設定されているため、内燃機関の動力源であるピストン８への下向きの燃焼荷重を、有効にクランクピン３に作用させることができるとともに、機関本体のｘ軸方向（幅方向）寸法を抑制し、機関本体の小型化を図ることができる。
【００４８】
この点について詳述すると、仮に大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標が正で、かつピストンピン７の往復軸線ｌのｘ座標が正ならば、往復軸線ｌのｘ座標と、ピストン下降時（クランクピン３の軸心Ｏｅのｙ座標減少時）のクランクピン軸心Ｏｅのｘ座標と、のズレが大きくなるため、ピストン８への下向き燃焼荷重を有効にクランクピン３に作用させることができなくなるとともに、上記のαとβの差を大きく確保するためには、大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標を大きく（言い換えれば、ｘ軸の正方向に大きく離して）設定しなければならず、結果的に機関本体の幅方向寸法が大きくなってしまう。
【００４９】
また、仮に大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標が負で、かつピストンピン７の往復軸線ｌのＸ座標が負の場合、往復軸線ｌのｘ座標と、ピストン下降時（クランクピン３の軸心Ｏｅのｙ座標減少時）のクランクピン軸心Ｏｅのｘ座標と、のズレは小さくなるため、ピストン８への下向きの燃焼荷重を有効にクランクピン３に作用させることはできるが、上記のαとβとの差を大きく確保するためには、大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標を十分に小さく（言い換えれば、ｘ軸の負方向に大きく離して）設定しなければならず、結果的に機関本体の幅方向寸法が大きくなってしまう。
【００５０】
更に、仮に大径部１２ａの軸心Ｏａのｘ座標が負で、かつピストンピン７の往復軸線ｌのｘ座標が正の場合、ピストンピン７の往復軸線ｌのｘ座標と、下降時（クランクピン３の軸心Ｏｅのｙ座標減少時）のクランクピン軸心Ｏｅのｘ座標と、のズレが大きくなるため、ピストン８への下向きの燃焼荷重を有効にクランクピン３に作用させることができなくなってしまう。
【００５１】
以上のように本発明を具体的な実施例に基づいて説明してきたが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、その趣旨を逸脱しない範囲で、種々の変形，変更が可能である。
【符号の説明】
【００５２】
１…クランクシャフト
３…クランクピン
４…ロアーリンク
５…アッパーリンク
７…ピストンピン
８…ピストン
１０…制御リンク（サードリンク）
【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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