(57)【要約】  【課題】  断熱部３１による燃焼室７の断熱化により冷却損失の低減を図りつつ、圧縮比の可変制御と熱伝導部３２Ａの適用とにより、ノッキングを回避しつつ高圧縮比化による熱効率の向上を図る。  【解決手段】  燃焼室７内に点火装置が設けられ、機関運転条件に応じて機関圧縮比を可変制御可能な火花点火式内燃機関において、ピストン冠面の中で、最外径部に熱伝導率に優れたカーボンナノチューブの複合材からなる熱伝導部としての冷却環３２Ａを設けるとともに、この冷却環３２Ａの内側のピストン冠面に、セラミック等の断熱材からなる断熱部３１を設ける。  【選択図】  図８
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
シリンダブロックのシリンダ内を往復動するピストンの上方に形成された燃焼室内に点火装置が設けられた火花点火式内燃機関において、
上記燃焼室の一部を形成するピストン冠面の最外径部に、ピストン冠面の他の部分よりも熱伝導率の高い熱伝導部を設けたことを特徴とする火花点火式内燃機関。
【請求項２】
上記ピストン冠面の中で、少なくとも上記最外径部を除く部分に、断熱材により形成される断熱部を設けたことを特徴とする請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項３】
上記断熱材が非金属材であることを特徴とする請求項２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項４】
上記熱伝導部を、ピストンの他の部分よりも熱伝導率の高い高熱伝導材により形成したことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項５】
上記高熱伝導材が、カーボンナノチューブの複合材であることを特徴とする請求項４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項６】
上記熱伝導部が、ピストン冠面の最外径部の全周にわたって延在する冷却環を有することを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項７】
上記熱伝導部に、ピストンリングが嵌合するリング溝が形成されていることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項８】
上記熱伝導部に、オイルジェット用の冷却通路の一部が形成されていることを特徴とする請求項１〜７のいずれかに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項９】
上記熱伝導部が、ピストン冠面の最外径部の中でも排気弁寄りの部分にのみ設けられていることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１０】
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、機関負荷条件に応じて機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比手段を備えることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１１】
ピストンピンを介してピストンに連結される第１リンクと、この第１リンクの他端に揺動可能に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装着された第２リンクと、一端が第２リンクに揺動可能に連結されるとともに、シリンダブロック側に支持される他端を支点として揺動可能な第３リンクと、を備える複リンク式ピストン−クランク機構を有し、
上記可変圧縮比手段が、上記第３リンクの他端の支持位置を変更することにより機関圧縮比を変更する可変圧縮比アクチュエータを備えることを特徴とする請求項１０に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１２】
燃焼室の壁面の一部または全部を断熱及び蓄熱の効果が高い材料で構成すると共に、上記ピストンの構造体をマグネシウムを主体とする合金で作成することを特徴とする請求項１に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１３】
圧縮比をエンジンの運転条件に応じて可変制御する手段を有することを特徴とする請求項１２に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１４】
ピストンと第１のピンを介して連結される第１のリンクと、
この第１のリンクに第２のピンを介して揺動可能に連結されると共にクランクピンに回転可能に装着される第２のリンクと、
この第２のリンクと第３のピンを介して揺動可能に連結されると共にシリンダブロックに設けられた支点を中心に揺動する第３のリンクと
を含み、上記ピストンをこれら複数のリンク部材を介してクランクシャフトにより駆動することを特徴とする請求項１３に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１５】
上記圧縮比をエンジンの運転条件に応じて可変制御する手段は、上記シリンダブロックに設けられた支点の位置をエンジン運転条件に応じて可変制御する手段であることを特徴とする請求項１４に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１６】
上記第１のリンクのシリンダ軸線に対する傾きが燃焼行程において小さくなるようにしたことを特徴とする請求項１４または１５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１７】
上記ピストンのストロークをクランク角度に対して単振動に近い特性としたことを特徴とする請求項１４または１５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１８】
エンジンを右方向または左方向から見て左右方向のピストンスカート長さを上記第１のピン長さとほぼ等しくするかまたは短くしたことを特徴とする請求項１４または１５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項１９】
上記ピストンのスカート部に、エンジンを右方向または左方向から見て左右の両側に切り欠き部を設け、上記クランクシャフトのカウンターウェイトの最外径が、ピストン下死点近傍位置においてこの切り欠き部を通過する構成としたことを特徴とする請求項１４または１５に記載の火花点火式内燃機関。
【請求項２０】
燃焼室と反対側のピストンの背面またはピストン構造体内に設けられた冷却通路にオイルを供給するオイルジェットを設けたことを特徴とする請求項１３から１９までのいずれか一つに記載の火花点火式内燃機関。
【請求項２１】
上記シリンダの軸線が、上記クランクシャフトの回転中心より、エンジンをフロントから見て左右方向へのオフセットを有すると共に、
上記ピストンの下死点近傍位置において、ピストンの慣性力に起因するスラスト力が、２つあるスラスト側のうち上記クランクシャフトの回転中心より遠い側のシリンダに作用するようにしたことを特徴とする請求項１４に記載の火花点火式内燃機関。 
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、燃焼室内に点火装置が設けられたガソリンエンジンに代表される火花点火式の内燃機関に関する。
【背景技術】
【０００２】
例えば非特許文献１には、内燃機関の燃焼室の壁面にセラミックなどの断熱材を貼り、冷却損失を低減することにより、機関の熱効率を高める技術が開示されている。
【非特許文献１】機械学会講演論文  １９９６年  Ｎｏ．９６−１「遮熱エンジンの燃焼と燃焼室」
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００３】
しかしながら、セラミックのような断熱材は高温下で自身の持つ熱を吸気に多く与えるようになるため、吸気の温度が上昇し、圧縮終わりの温度で２００℃以上の上昇となる。このような温度上昇により、ガソリンエンジンのような火花点火式の内燃機関では全負荷運転などの運転条件でノッキングの発生が避けられず、機関圧縮比を変更できない一般的な内燃機関の場合、機関圧縮比そのものの設定を下げざるを得ず、このような低圧縮比の設定では、部分負荷時の燃費効果が大幅に損なわれる（膨張仕事が不十分なことから排気損失が大きくなる）、という問題があった。なお、圧縮自己着火方式のディーゼルエンジンの場合においては、吸気温度の上昇により噴射燃料の着火までの時間が短縮されて拡散燃焼の割合が増大するため、排気エネルギーが増大する結果となり、排気エネルギーを利用できるターボコンパウンドとの併用が有効ではあるものの、システムが複雑になるという欠点がある。
【０００４】
本発明は、このような課題に鑑みてなされたものであり、ノッキングの発生を招くことなく熱効率を効果的に向上し得る新規な火花点火式内燃機関を提供することを主たる目的としている。
【課題を解決するための手段】
【０００５】
本発明は、シリンダブロックのシリンダ内を往復動するピストンの上方に形成された燃焼室内に点火装置が設けられた火花点火式内燃機関において、上記燃焼室の一部を形成するピストン冠面の最外径部に、ピストン冠面の他の部分よりも熱伝導率の高い熱伝導部を設けたことを特徴としている。
【０００６】
好ましくは、断熱効果による冷却損失の低減を図るために、上記ピストン冠面の中で、少なくとも上記最外径部を除く部分に、断熱材により形成される断熱部を設ける。上記断熱材は、典型的にはセラミック等の非金属材である。
【０００７】
上記熱伝導部は、好ましくはピストンの他の部分よりも熱伝導率の高い高熱伝導材により形成され、このような高熱伝導材として特に好ましくは、銅や鉄等の金属に比してはるかに熱伝導率の高いカーボンナノチューブの複合材である。
【０００８】
好ましくは、上記熱伝導部が、ノッキングを生じ易いピストン冠面の最外径部の全周にわたって延在する冷却環を有している。また、上記熱伝導部に、ピストンリングが嵌合するリング溝が形成されていると、ピストンリングを経由したシリンダ側への熱伝達が良好に行われ、その冷却効果をより一層高めることができる。更に、上記熱伝導部に、オイルジェット用の冷却通路の一部が形成されていると、より一層冷却効果を高めることができる。
【０００９】
あるいは、ピストン冠面の最外径部の中でも、特にノッキングを生じ易い排気弁寄りの部分にのみ熱伝導部を設けるようにしても良い。
【００１０】
本発明では、好ましくは、機関負荷条件に応じて機関圧縮比を可変制御する可変圧縮比手段を備え、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制御することで、機関負荷条件に応じてノッキングの発生を回避しつつ圧縮比を高めることができる。
【００１１】
更に好ましくは、ピストンピンを介してピストンに連結される第１リンクと、この第１リンクの他端に揺動可能に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装着された第２リンクと、一端が第２リンクに揺動可能に連結されるとともに、シリンダブロック側に支持される他端を支点として揺動可能な第３リンクと、を備える複リンク式ピストン−クランク機構を有し、上記可変圧縮比手段が、上記第３リンクの他端の支持位置を変更することにより機関圧縮比を変更する可変圧縮比アクチュエータを備えるものである。
【００１２】
このような複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比機構によれば、機関圧縮比を変更可能なことに加えて、ピストンピンとクランクピンとを一本のコネクティングロッドにより連結した一般的な単リンク式ピストン−クランク機構に対し、ピストンストローク特性を単振動に近づけることができ、例えば４気筒エンジンでのバランサシャフトが不要となるほどの振動低減効果があるが、その反面、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ると、上死点付近のピストン速度が遅くなるため、冷却損失が増大する傾向にある。従って、上述したようなピストン冠面に断熱部を設けた断熱ピストンとの組み合わせが特に有効である。
【発明の効果】
【００１３】
このように本発明によれば、ピストン冠面の中で最外径部の熱伝導率を部分的に高めることで、ノッキングの発生を回避しつつ機関圧縮比を高め、かつ、この最外径部を除くピストン冠面の中央部の断熱性を相対的に高めることで、冷却損失を低減して、熱効率を大幅に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】
【００１４】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて詳細に説明する。先ず、後述する全ての実施例に共通する構成・制御や作用効果について、図１〜７を参照して説明する。
【００１５】
図１は、この発明に係る火花点火式内燃機関の一例を示している。この内燃機関は、火花点火式のガソリン機関であって、ピストンストロークによる幾何学的な圧縮比（膨張比）εを可変制御する可変圧縮比機構１と、ノッキングを検出するノックセンサ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、燃焼室７に配置された点火プラグによる点火時期を制御する点火装置２と、上記可変圧縮比機構１および点火装置２を制御するエンジンコントロールユニット４と、を備えている。上記エンジンコントロールユニット４は、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制御マップ５を備えており、また、温度センサ６により検出される燃焼室７の壁面温度の他、図示せぬセンサ類によって検出された機関回転数信号、負荷信号、冷却水温度信号、燃焼室温度信号、などが入力されている。
【００１６】
図２は、複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比機構１の構成を示す図である。クランクシャフト５１は、複数のジャーナル部５２とクランクピン部５３とを備えており、シリンダブロック５０の主軸受に、ジャーナル部５２が回転自在に支持されている。上記クランクピン部５３は、ジャーナル部５２から所定量偏心しており、ここに第２リンクとなるロアリンク５４が回転自在に連結されている。上記ロアリンク５４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部５３が嵌合している。第１リンクとなるアッパリンク５５は、下端側が連結ピン５６によりロアリンク５４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン５７によりピストン５８に回動可能に連結されている。上記ピストン５８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック５０のシリンダ５９内を往復動する。
【００１７】
第３リンクとなるコントロールリンク６０は、上端側が連結ピン６１によりロアリンク５４の他端に回動可能に連結され、下端側が制御軸６２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック５０の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸６２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６２ａを有し、この偏心カム部６２ａに上記コントロールリンク６０下端部が回転可能に嵌合している。上記制御軸６２は、エンジンコントロールユニット４（図１参照）からの制御信号に基づき、電動モータを用いた圧縮比制御アクチュエータ６３によって回動位置が制御される（可変圧縮比手段）。
【００１８】
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１においては、上記制御軸６２が圧縮比制御アクチュエータ６３によって回動されると、偏心カム部６２ａ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６０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６０の揺動支持位置が変化すると、ピストン５８の行程が変化し、図３のように、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン５８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。図３は、高圧縮比状態と低圧縮比状態とを代表的に示しているが、これらの間で圧縮比を連続的に変化させることができる。
【００１９】
このような複リンク式ピストン−クランク機構を利用した可変圧縮比機構１によれば、機関圧縮比を変更可能なことに加えて、ピストンピンとクランクピンとを一本のコネクティングロッドにより連結した一般的な単リンク式ピストン−クランク機構に対し、ピストンストローク特性を単振動に近づけることができる。すなわち、上記可変圧縮比可変機構は、上死点から下死点までのピストンストローク量が上記可変圧縮比可変機構における上死点から下死点までのピストンストローク量と同一の単リンク式ピストン−クランク機構に比べて、上記ピストンの往復運動が単振動運動に近い特性となる。ここで上死点から下死点までのピストンストローク量と同一の単リンク式ピストン−クランク機構とは、一般的なものとして、クランク半径に対するコンロッド長が３から５倍程度のものを対象とし、コンロッド長が極端に長い非現実なものと比較する訳ではない。上記可変圧縮比可変機構の上死点と下死点におけるピストンストローク特性は略対称であり、上記単リンク式ピストン−クランク機構に比べてピストン下死点前後のピストンストローク速度が大きく、かつピストン上死点前後のピストンストローク速度が小さい。上死点前から上死点にかけて、及び下死点前から下死点にかけてピストンを引き下げる方向にロアーリンクが揺動し、上死点から上死点後にかけて、及び下死点から下死点後にかけてピストンを引き上げる方向にロアーリンクが揺動するように上記可変圧縮比可変機構の各リンクや各支点のアライメントが設定される。これにより、例えば４気筒エンジンでのバランサシャフトが不要となるほどの振動低減効果があるが、反面、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ると、上死点付近のピストン速度が遅くなるため、冷却損失が増大する傾向にある。従って、後述する各実施例のようにピストン冠面に断熱部３１を設けたピストンとの組み合わせが特に有効である。
【００２０】
上記可変圧縮比機構１による圧縮比の制御特性、換言すれば圧縮比制御マップ５に設定されている運転条件に対応した目標圧縮比の特性を図４に示す。なお、図４の（Ａ）が後述する本発明の各実施例のピストン（図８等参照）を用いた場合の設定例を示し、（Ｂ）が従来の一般的なピストン（図７等参照）を備えた比較例の設定例を示している。同図に示すように、本発明の各実施例のピストンを用いた場合、比較例に比して機関圧縮比εを高く設定することができ、この理由については後述する。なお、この圧縮比は、ピストン５８のピストンの上死点位置の変化による燃焼室７の容積変化のみで決まる幾何学的な圧縮比εである。
【００２１】
機関圧縮比は、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、機関負荷に応じて可変制御される。また、高速時には高圧縮比，低速時には低圧縮比となるように、機関回転数に応じて可変制御される。より具体的には、低速の全負荷領域はノッキングが発生しやすい条件であるため、圧縮比はこの場合、１２を目標としている。もちろん、冷却水温が高いオーバーヒート気味の条件ではさらに低い圧縮比（例えば１０）にすることが必要である。一方、Ｒ／Ｌ（平坦路走行時）など、部分負荷領域ではノッキングが発生しにくいため、燃費の向上を狙いとして、圧縮比は１６程度まで高く設定する。全負荷領域も高速になればノッキングが発生しにくくなるため、熱効率向上による出力向上を狙いとして、圧縮比を比較的高い値とする。
【００２２】
次に、圧縮比制御の一例を図５を参照して説明する。ここでは、例えば、登坂路走行後に平坦路走行に移り、その後再び登坂路走行に移行する場合の時間経過に伴う各特性値の過渡的な変化を示している。最初の登坂路走行の時間が長いと、この間にピストンなど燃焼室周辺の温度は大幅に上昇し、吸入混合気もこれによって熱せられ、温度上昇する。従ってノッキングが生じやすい条件となるが、この高負荷条件では目標圧縮比εは低めに設定されており、そのためノッキングは発生しない。この条件から平坦路走行に移行し、Ｒ／Ｌの負荷条件となった場合、点火時期は、この負荷の減少に伴って図示のように進角側へ変化する。一方、この定常走行に対応した目標圧縮比εは前述したように相対的に高い（例えば１６）ものであるが、このような高負荷運転から低負荷運転へ移行した後に、所定の遅延時間τsを与え、この遅延時間τsの経過時点から目標圧縮比つまり高圧縮比へ向かって制御を開始するようにしている。これにより、ある所定時間τoの経過後に、実際の圧縮比が目標圧縮比に到達する。この間に、燃焼室壁温（ピストン温度）は十分に低下しているため、再登坂開始時におけるノッキングの発生を効果的に低減・回避することができる。
【００２３】
このような平坦路走行の状態が維持された後に、再登坂つまり高負荷運転に移行する際には、ノッキングが発生することのないように、上述したような遅延時間を与えることなく、目標圧縮比を高圧縮比から低圧縮比へと速やかに変化させる。このとき、一般に可変圧縮比機構１の多少の制御遅れがあり、瞬時に圧縮比は下がらないので、高圧縮比のまま高負荷域に移行するが、この例のように十分長い期間低負荷運転を行っていれば、この時点では燃焼室壁温（ピストン温度）が十分に低下しているため、ノッキングは許容レベル以内に収まる。
【００２４】
上記の所定時間τoひいては上記遅延時間τsの必要な値は、低負荷域へ移行する際の燃焼室壁温（ピストン温度）によって左右され、この燃焼室壁温が高いほど、所定時間τoないしは上記遅延時間τsを大きく与える必要がある。従って、例えば熱電対からなる上記の温度センサ６をシリンダブロック５０あるいはシリンダヘッド４９の燃焼室７の近傍に設けて燃焼室壁温を直接に検出し、これに応じて遅延時間τsを可変的に設定することが望ましい。
【００２５】
また、燃焼室壁温を直接に検出せずに、低負荷域へ移行する直前の運転履歴によって間接的に温度状態を推定するようにしてもよい。図６は、その一例を示すもので、平坦路走行（低負荷運転）へ移行する直前の所定時間（レファレンスタイムとして示す期間）におけるトルク（負荷）の平均値を求め、これを平均負荷率Ｐｍとして、燃焼室壁の温度状態を示すパラメータとすることができる。また、これ以外の適宜な方法で、平均的な負荷条件を求め、温度状態を推定するようにしてもよい。
【００２６】
図７に示すように、ピストンの外周には複数のピストンリング２１〜２３が取り付けられ、一般的には、２本の圧力リング２１，２２と１本のオイルリング２３が設けられる。図７（Ａ）は燃焼室７の壁面に断熱材を設けていない通常のピストン５８Ａを示しており、この場合、燃焼による熱が図の矢印で示すようにピストン５８Ａからピストンリング２１，２２を経てシリンダ５９へと伝達して、冷却損失が増大する傾向にある。
これに対し、もう１つの参考例である図７の（Ｂ）は、セラミック等の断熱材からなる断熱部３１を燃焼室７の壁面に適用した断熱ピストン５８Ｂを示している。つまり、燃焼室の壁面を構成するピストン冠面を断熱部３１により覆っている。より具体的には、アルミニウム合金等からなるピストン本体３０の上面に、セラミック等の非金属材からなる断熱部３１がコーティング等により形成されている。このような断熱ピストンでは、上記の通常ピストンに比して、ピストン５８Ｂからシリンダ５９への熱伝達が大幅に抑制され、冷却損失を大幅に低減することができる。但し、セラミックのような断熱材は蓄熱材でもあるために、上述したように全開出力時等の熱負荷の高い条件では、吸気温度の上昇によるノッキングの発生を招き易い傾向にある。単にノッキングの発生を抑制・回避するのであれば、上記の可変圧縮比機構１により圧縮比を低くすれば良いのであるが、圧縮比の低下は熱効率の低下を招き、好ましくない。そこで本発明では、後述する高熱伝導材の適材配置により、ノッキングの発生を効果的に抑制し、ノッキング回避のための圧縮比の低下を大幅に抑制するようにしている。
【００２７】
図８及び図９は、本発明の第１実施例に係るピストン５８Ｃを示している。ピストン本体３０の基材（構造体）は、従来と同様の鉄やアルミニウム等で構成される。あるいは、基材にマグネシウムを主体とする合金を用いて軽量化を図ることもできる。このピストン５８Ｃは、図７の断熱ピストン５８Ｂと同様、燃焼室７の壁面を構成するピストン冠面に断熱材からなる断熱部３１が設けられている。但し、ピストン冠面の最外径部には、断熱材よりも熱伝導率がはるかに高く、かつ、ピストン本体の基材よりもさらに熱伝導率が高い高熱伝導材からなる熱伝導部３２としての冷却環３２Ａが設けられている。この冷却環３２Ａは、鉄，アルミ，銅などの金属を基材とするカーボンナノチューブ（ＣＮＴ）の複合材により形成されており、この第１実施例では、ピストン５８Ｃの上端外周部に固定される断面矩形状をなし、ピストン冠面の最外径部・最外周部の全周にわたって均一幅で環状に延在している。冷却環３２Ａは、その上面がピストン冠面を構成し、その外周面がピストン外周面を構成している。図示の例では、上面がピストン冠面と、外周面はピストン外周面とそれぞれ同一面を構成している。上記のカーボンナノチューブは、複数のグラファイト状の炭素が積み重なってできた多重のチューブであり、その熱伝導率は例えば銅（Ｃｕ）に比して約５倍も高く、基材の金属よりも熱伝導率をはるかに高くすることが可能である。
【００２８】
ノッキングは、高温下で未燃ガス内にアルデヒドや過酸化物が生成されて自発火に至る現象であり、ガソリンエンジンでは混合気火炎伝播の最終燃焼部分である燃焼室７の最外径部７Ａで発生し易いものであるが、この第１実施例では、燃焼室７の最外径部７Ａで燃焼ガスと接するピストン冠面の最外径部に冷却環３２Ａを設けているので、ピストン冠面の大部分を断熱部３１として冷却損失の低減を図りつつ、上記の冷却環３２Ａにより燃焼室最外径部７Ａの熱交換・冷却効果を局所的に高めて、ノッキングの発生を有効に抑制することができる。このために、断熱ピストンでありながら機関圧縮比を高く設定することが可能となるのである（図４参照）。
【００２９】
すなわち、燃焼室７の壁面を構成するピストン冠面の大部分をセラミック製の断熱部３１とすることで、冷却損失を低減して機関の熱効率を高める一方、機関圧縮比（膨張比）を可変制御することにより、部分負荷時には機関圧縮比を高くして熱効率向上を図るとともに、高負荷時にはノッキングの発生を回避するために圧縮比を低下させ、かつ、燃焼室７の最外径部７Ａに位置するピストン冠面の最外径部に冷却環３２Ａを設けることで、ノッキング回避のための圧縮比の低下幅を最小限に抑制することができ、燃費性能や出力性能を大幅に向上することができる。
【００３０】
図１０に示す第２実施例のピストン５８Ｄでは、上記第１実施例と同様、ピストン冠面の最外径部の全周にわたって熱伝導部３２としての冷却環３２Ｂが環状に延在している。但し、この冷却環３２Ｂの断面形状が第１実施例と異なり、最上段のピストンリング２１が嵌合するリング溝３３が形成されている。また、この冷却環３２Ｂは、リング溝３３に対応した下部がピストン冠面の最外径部を構成する上面よりも径方向に厚肉化されており、その内周面には、上記の上面と下部とを繋ぐ傾斜面３４が形成されている。この第２実施例によれば、冷却環３２Ｂから最上段のピストンリング２１を経由してシリンダ５９への熱伝達がより一層促進され、冷却環３２Ｂによる冷却効果が一層向上する。
【００３１】
図１１に示す第３実施例にピストン５８Ｅには、オイルジェット７０によりピストン下方より吹き付けられる冷却用のエンジンオイル７１が通る冷却通路３５が形成されている。この冷却通路３５は、例えばソルトコアを用いて鋳造により形成することができる。そして、熱伝導部３２としての冷却環３２Ｃに、上記冷却通路３５の一部である冷却用オイル通路３６を設けている。冷却用オイル通路３６は、冷却環に対応して環状に構成されている。これにより、冷却環３２Ｃの冷却効果を更に向上することができる。
【００３２】
図１２は、ピストン冠面の中心からの半径方向位置ｒと冠面温度との関係を示している。同図に示すように、上記第２実施例の冷却環３２Ｂを設けた断熱＋環状冷却ピストン５８Ｄにあっては、冷却環３２Ｂが設けられた最外周部を除くピストン中央部では、断熱材からなる断熱部３１で覆われているために、上記の断熱ピストン５８Ｂ（図７参照）に近い断熱効果が得られ、冠面温度が高く維持される一方、ノッキングを生じやすいピストン最外径部では、冷却環３２Ｂによる熱交換・冷却効果に加え、上記の断熱部３１によりピストン冠面からピストン本体３０への熱伝達が抑制されていることから、断熱部が設けられていない通常のピストン５８Ａ（図７参照）よりも更に冠面温度が低下するものとなる。従って、断熱部３１による冷却損失の低減効果と冷却環３２Ｂによるノッキング回避（高圧縮比化）とを高いレベルで両立することができる。なお、ここでは第２実施例のピストン５８Ｄについて説明したが、上記の第１，第３実施例のピストン５８Ｃ，５８Ｅにおいてもほぼ同様の効果が得られる。
【００３３】
図１３及び図１４には第４実施例のピストン５８Ｆを示している。一対の吸気弁２４と一対の排気弁２５とを設けた４弁式の内燃機関では、ピストン冠面の最外径部の中でも、排気弁２５寄りの領域が特に高温となり易く、ノッキングが生じ易い。そこで、この第４実施例では、このようなピストンの最外径部の中でも排気弁２５寄りの領域にのみ熱伝導部３２Ｄを設けている。すなわち、熱伝導部３２Ｄは、排気弁２５寄りの略三日月状の範囲にわたって形成されている。これにより、ピストン冠面の最外径部の中でも特に高温となり易い排気弁２５寄りの領域の温度を低減して、ノッキングの発生を効果的に抑制することができる。
【００３４】
以上のように本発明を具体的な実施例を挙げて説明したきたが、本発明は上記実施例に限定されるものではなく、種々の変形・変更を含むものである。例えば熱伝導部として、第１〜第３実施例のようにピストン冠面の最外径部の全周にわたって設けられる冷却環３２Ａ〜３２Ｃと、第４実施例のような排気側の領域に設けられる熱伝導部３２Ｄと、の双方を併用しても良い。また、ノッキングの発生をより確実に防止するために、以下のような条件、つまり、負荷を含む運転条件の履歴からノック余裕度の指数を算出し、この指数に基づいてノッキングが発生すると予測される場合、また、上記のノックセンサ３等により検出・推定されるノッキングの検出頻度または検出レベルが所定値以上になる場合、更には、上記の温度センサ６等により検出・推定される燃焼室７の壁温が所定値よりも高い場合に、機関圧縮比を低下させるようにしても良い。
【００３５】
以下、本発明の第５実施例を図面に基づいて説明する。
【００３６】
図１５は複リンク型のピストンクランク機構を備えるレシプロ式エンジンの概略構成図、図２４右側はピストン１０９及びシリンダ１１０の一部断面図である。
【００３７】
さて、ピストン１０９の重量を軽量化することが燃費の向上に結びつく。この点より本実施形態では、ピストン１０９の構造体をマグネシウム（Ｍｇ）を主体とする合金で作成する。アルミニウム（Ａｌ）よりも比重の小さいマグネシウムを採用することで（図２５参照）、同じ体積でも比重の小さな分だけアルミニウムを主体とする合金で作成されるピストンより軽量化でき、燃費をさらに向上できる。
【００３８】
ただし、図２６に示したようにピストンスカート間隙（ピストンスカートとシリンダ１１０との間隙のこと）は所定の領域に収まる必要がある。これは、ピストンスカート隙間が所定の領域を外れて大きくなり過ぎるとスラップ音による機械騒音が許容値を超えて大きくなり、またこの逆にピストンスカート隙間が所定の領域を下回って小さくなり過ぎるとシリンダ１１０に油膜を確保できずピストン１０９がシリンダ１１０に焼き付いてしまうためである。なお、図２６において高温時には設計寸法を基準とすると隙間がマイナスとなる条件も許容されている。
【００３９】
こうしたピストンスカート間隙に対する要求より、マグネシウムを主体とする合金で作成したピストンのままでは、ピストン温度が低い領域でスラップ音による機械騒音が許容値を超えて大きくなってしまう（図２６の「Ｍｇピストン（断熱なし）」を参照）。
【００４０】
そこで本実施形態では、燃焼室の壁面の一部（または全部）を断熱及び蓄熱の効果が高い材料で構成する。詳細には、図２４右側に示したようにピストン１０９冠面にセラミック等の断熱材料（非金属材料）からなるコーティング層１５５を溶射等で層状に所定厚さとなるまで形成する。ここで、コーティング層１５５が燃焼室の壁面の一部である。ピストンはシリンダライナー１５６の内側を摺動する。また、ピストン冠面の最外径部には、断熱材よりも熱伝導率がはるかに高く、かつ、ピストン本体の基材よりもさらに熱伝導率が高い高熱伝導材からなる熱伝導部としての冷却環１５４が設けられている。この冷却環１５４は、鉄，アルミ，銅などの金属を基材とするカーボンナノチューブ（ＣＮＴ）の複合材により形成されており、この第５実施例では、ピストン１０９の上端外周部に固定される断面矩形状をなし、ピストン冠面の最外径部・最外周部の全周にわたって均一幅で環状に延在している。冷却環１５４は、その上面がピストン冠面を構成し、その外周面がピストン外周面を構成している。図示の例では、上面がピストン冠面と、外周面はピストン外周面とそれぞれ同一面を構成している。上記のカーボンナノチューブは、複数のグラファイト状の炭素が積み重なってできた多重のチューブであり、その熱伝導率は例えば銅（Ｃｕ）に比して約５倍も高く、基材の金属よりも熱伝導率をはるかに高くすることが可能である。
【００４１】
この第５実施例では、燃焼室の最外径部で燃焼ガスと接するピストン冠面の最外径部に冷却環１５４を設けているので、ピストン冠面の大部分を断熱部１５５として冷却損失の低減を図りつつ、上記の冷却環１５４により燃焼室最外径部の熱交換・冷却効果を局所的に高めて、ノッキングの発生を有効に抑制することができる。このために、断熱ピストンでありながら機関圧縮比を高く設定することが可能となる。
【００４２】
このように、断熱ピストンとすることで、ピストン構造体にマグネシウムを主体とする合金を用いていても、ピストン温度が低い領域でピストンスカート間隙を所定の領域に収めることができる（図２６の「Ｍｇピストン（断熱有り）」を参照）。このような断熱ピストンとした構成により冷却損失を低減しエンジンの熱効率を高め得ることは良く知られている。なお、図２４左側には通常のピストンの場合を示しており、燃焼による熱はピストン１０９よりピストンリング１５１、１５２を介してシリンダ１１０へと逃げるのであるが、断熱ピストンの場合には、熱の伝達がセラミック等のコーティング層１５５で遮断されている。
【００４３】
一方、断熱及び蓄熱の効果が高い材料としてのセラミックは、高負荷時のような高温下で熱伝達率が上昇するため、シリンダ内の吸気の温度が上昇し、圧縮終わりの温度で２００℃以上の上昇となる。また、マグネシウムはアルミニウムよりも熱伝導率が低いため（図２５参照）、ピストン１０９内の熱が抜けにくい問題もあり、運転中のピストン温度がアルミニウムに比べ高くなる。このような温度上昇が伴うと、ガソリンエンジンではノックの発生が不可避となるため、圧縮比を下げざるをえない。このことは低負荷時の燃費効果が大幅に損なわれることを意味する。また、高負荷時には吸気の充填効率が基本的に重要であり、断熱ピストンを採用して吸気温度が上昇すると、その分空気量が減少し、トルクが低下するトレードオフが生じる。
【００４４】
本実施形態ではこのようなトレードオフの関係を解消するため、低負荷時には熱効率の向上のため圧縮比を高くしておき、断熱材の副作用としての蓄熱効果による吸気温度上昇がノック発生を招く条件、つまり高負荷時になると、複リンク型のピストンクランク機構を用いて、圧縮比を低負荷時より低減することで、ピストンの構造体をマグネシウムを主体とする合金で作成していても、高負荷時のノッキングを回避する。
【００４５】
すなわち、燃焼室の壁面を構成するピストン冠面の大部分をセラミック製の断熱部１５４とすることで、冷却損失を低減して機関の熱効率を高める一方、機関圧縮比（膨張比）を可変制御することにより、部分負荷時には機関圧縮比を高くして熱効率向上を図るとともに、高負荷時にはノッキングの発生を回避するために圧縮比を低下させ、かつ、燃焼室の最外径部に位置するピストン冠面の最外径部に冷却環１５４を設けることで、ノッキング回避のための圧縮比の低下幅を最小限に抑制することができ、燃費性能や出力性能を大幅に向上することができる。
【００４６】
ここでは、先に、図１５〜図２３を用いて複リンク型のピストンクランク機構を説明し、その後に図２７〜図２９を用いて、圧縮比の制御方法を説明する。
【００４７】
図１５はエンジンをフロントからみた図（エンジンフロントビュー）で、図１５左側にはピストン１０９が上死点位置より下死点位置へと動く途中での状態（中間行程）を、また、図１５右側にはピストン１０９が下死点位置にある状態をそれぞれ示している。
【００４８】
複リンク型のピストンクランク機構を備えるレシプロ式エンジンそのものは、例えば特開２００１−２２７３６７号公報等によって公知となっているので、公知になっている複リンク型ピストンクランク機構を備えるレシプロ式エンジン（この公知になっているレシプロ式エンジンを、以下「先行エンジン」という。）の概要を先に説明する。
【００４９】
なお、先行エンジンは図３０に示したように、シリンダ軸線Ｓがクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより、エンジンをフロントから見て左右方向にオフセットしていないものであるのに対して、後述するように、本実施形態ではシリンダ軸線Ｓがクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより、エンジンをフロントから見て右方向のオフセットを有すると共に、ピストン１０９の下死点近傍位置において、スラスト力が、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１１０ａに作用するようにしている点が先行エンジンと相違する。
【００５０】
図１５において、クランクシャフト１０２には、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１０１内の主軸受（図示しない）に回転可能に支持されるクランクジャーナル１０３が各気筒毎に設けられている。各クランクジャーナル１０３は、その軸心Ｏがクランクシャフト１０２の軸心（回転中心）と一致しており、クランクシャフト１０２の回転軸部を構成している。
【００５１】
また、クランクシャフト１０２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１０４と、クランクピン１０４をクランクジャーナル１０３へ連結するクランクアーム１０４ａと、軸心Ｏに対してクランクピン１０４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１０４ｂとを有している。クランクアーム１０４ａとカウンターウェイト１０４ｂとは、この実施形態では一体的に形成されている。
【００５２】
そして本実施形態では、各気筒毎に形成されたシリンダ１１０に摺動可能に嵌合するピストン１０９と、上記のクランクピン１０４とが、複数のリンク部材、すなわち第１のリンク１０６（アッパーリンク）と第２のリンク１０５（ロアーリンク）とにより機械的に連携されている。第１のリンク１０６の上端側は、ピストン１０９に固定的に設けられたピストンピン１０８（第１のピン）に、軸心Ｏｃ周りに相対回転可能に外嵌している。また、第１のリンク１０６の下端側と第２のリンク１０５の、ほぼ二等分された一方の本体１０５ａとは、両者を挿通する連結ピン１０７（第２のピン）によって、軸心Ｏｄ周りに相対回転可能に連結されている。
【００５３】
第２のリンク１０５は、クランクピン１０４を狭持するように、２つの本体１０５ａ、１０５ｂ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１０４と軸心Ｏｅ周りに相対回転可能に装着されている。ほぼ２等分された他方の第２のリンク本体１０５ｂと第３のリンク１１１の上端側とは、両者を挿通する連結ピン１１２（第３のピン）によって軸心Ｏｆ周りに相対回転可能に連結されている。
【００５４】
この第３のリンク１１１の下端側は、シリンダブロック１０１に回動可能に支持される偏心カム部１１４を有するコントロールシャフト１１３に、その軸心Ｏｂ周りに揺動可能に外嵌，支持されている。すなわち、コントロールシャフト１１３の外周には偏心カム部１１４が回転可能に設けられており、偏心カム部１１４の軸心Ｏａは、コントロールシャフト１１３の軸心Ｏｂに対して所定量偏心している。この偏心カム部１１４は、ウォームギア１１５を介して圧縮比制御アクチュエータ１１６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。
【００５５】
このような構成により、クランクシャフト１０２の回転に伴って、クランクピン１０４，第２のリンク１０５，第１のリンク１０６及びピストンピン１０８を介してピストン１０９がシリンダ１１０内を昇降するとともに、第２のリンク１０５に連結する第３のリンク１１１が、下端側の揺動軸心Ｏｂを支点として揺動する。
【００５６】
また、上記の圧縮比制御アクチュエータ１１６により偏心カム部１１４を回動制御することにより、第３のリンク１１１の揺動軸心となるコントロールシャフト１１３の軸心Ｏｂが偏心カム部１１４の軸心Ｏａ周りに回転し、つまり第３のリンク１１１の揺動中心位置Ｏｂがエンジン本体（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１０９の行程が変化して、エンジンの各気筒の圧縮比が可変制御される。
【００５７】
このようにピストン１０９を複数のリンク部材を介してクランクシャフト１０２により駆動する複リンク型のピストンクランク機構を備えるレシプロ式エンジン、つまり先行エンジンを前提として、本実施形態では、シリンダ軸線Ｓをクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより、エンジンをフロントから見て左右方向に所定量オフセットする。オフセットの方向はエンジンをフロント側から見てクランクシャフト１０２の回転方向が時計回りの場合に、右方向である。
【００５８】
また、このとき、ピストン１０９下死点位置近傍においてピストン１０９の慣性力に起因するスラスト力が、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２から遠い側（図１５で右側）のシリンダ１１０ａに作用するようにする。
【００５９】
図１５においてカウンターウェイト１０４ｂの最外径の軌跡（クランクシャフト１０２の回転中心Ｏを中心とする円となる）をＴで書き入れている。２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより近い側（図１５で左側）のシリンダ１１０ｂの下端まで、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側（図１５で右側）のシリンダ１１０ａの下端と同じに下方に延長したのでは、近い側のシリンダ１１０ｂがカウンターウェイト１０４ｂと干渉してしまうので、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより近い側のシリンダ１１０ｂの下端１１０ｄは、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１１０ａの下端１１０ｃよりも下方に短く設定されている。言い換えると、シリンダ１１０のスラスト側の２つの下端は同じ位置にはなく、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心より遠い側のシリンダ１１０ａの下端１１０ｃが、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト２の回転中心より近い側のシリンダ１１０ｂの下端１１０ｄに比べて、下方に延長されている。
【００６０】
このように、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１１０ａの下端１１０ｃが、クランクシャフト１０２の回転中心Ｏより近い側のシリンダ１１０ｂの下端１１０ｄよりも下方に延長されていると、クランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１１０ａにおける下死点近傍位置でのピストン摺動面が、クランクシャフト１０２の回転中心Ｏより近い側のシリンダ１１０ｂにおける下死点近傍位置でのピストン摺動面より大きくなる。
側の２つの図に示したように、ピストン上死点位置でのピストン冠面１０９ｍとクランクシャフト１０２の回転中心Ｏとの間の上下方向距離を変えることなく、図１６左側の２つの図に示す単リンク型のピストンクランク機構を備えるレシプロ式エンジン（このレシプロ式エンジンを、以下「標準エンジン」という。）よりもピストン下死点位置を下げようとすれば、ピストン下死点近傍位置において、ピストン１０９のスカート部がカウンターウェイト１０４ｂと干渉してしまうので、この干渉を避けるためピストン１０９のスカート部を次のように形成する。
【００６１】
これについて、図１７を参照して説明すると、図１７（Ａ）はエンジンをフロントから見て、ピストンピン孔１０９ｊの軸に直交する平面で切ったときのピストン１０９の縦断面図、図１７（Ｂ）はエンジンを右方向（または左方向）からみて、ピストンピン孔１０９ｊの軸を含む平面で切ったときのピストン１０９の縦断面図、図１７（Ｃ）はピストン１０９の一部を切り欠いて示す斜視図である。
【００６２】
図１７（Ａ）に示したように、圧縮高さｈ１は標準エンジンと同様であるが、スカート長さｈ２は標準エンジンより短くされ、背丈の低いピストン１０９になっている。このように背丈の低いピストン１０９にできるのは、本実施形態のレシプロ式エンジンでは標準エンジンよりスラスト力が小さいためにそのぶんスカート長さｈ２を標準エンジンよりも短くできることによる。
【００６３】
一方、図１７（Ｂ）に示したように、リングランド部１０９ａの下方に設けられるスカート部１０９ｂのうち、エンジンの前後方向の両側には、カウンターウェイト１０４ｂとの干渉を避けるため、切り欠き部１０９ｃ、１０９ｄが形成される。すなわち、リングランド部１０９ａのすぐ下方の外周からピストン軸（シリンダ軸線）に直交する平面１０９ｅ、１０９ｆが、中央部に所定の幅だけ残してエンジンの前後方向の両側（図１７（Ｂ）で左右の両側）に形成されると共に、左側の平面１０９ｅに直交する平面１０９ｇが下方に向けて、また右側の平面１０９ｆに直交する平面１０９ｈが下方に向けて、かつ２つの平面１０９ｇ、１０９ｈがピストン軸より左右に同じ距離だけ離れた互いに平行な２平面となるように形成されている。
【００６４】
そして、下方に延びる２つの平面１０９ｇ、１０９ｈは底面１０９ｉと滑らかにつながっている。このようにして、直交する２平面１０９ｅ、１０９ｇと、同じく直交する２平面１０９ｆ、１０９ｈとでスカート部１０９ｂのエンジン前後方向の両側に切り欠き部１０９ｃ、１０９ｄが形成されている。
【００６５】
ピストン軸より左右に同じ距離だけ離れた互いに平行な２平面１０９ｇ、１０９ｈには、この２平面１０９ｇ、１０９ｈをエンジンの前後方向（図１７（Ｂ）で左右方向）に貫通するピストンピン孔１０９ｊが穿設されるが、このピストンピン孔１０９ｊの長さは、スカート部１０９ｂに切り欠き部１０９ｃ、１０９ｄを設けた分だけ標準エンジンよりも短くなっている（図１６参照）。
【００６６】
なお、スカート部１０９ｂのうちエンジンをフロントから見て左右方向の側の外周は、図１７（Ａ）にも示したように、リングランド部１０９ａの外周をそのまま下方に延長したものとなっている。また、ピストン冠面１０９ｍには、図１７（Ｃ）にも示したように標準エンジンと同じにピストンキャビティ１０９ｎやバルブリセス１０９ｏが設けられている。さらにピストンの軸心部には第１のリンク１０６の挿通される孔１０９ｐも形成されている。
【００６７】
このようにして、ピストン１０９が形成されると、図１８にも示したように、ピストン１０９が下死点近傍位置にあるとき、ピストンスカート部１０９ｂのうちエンジン前後方向の両側に設けられた切り欠き部１０９ｃ、１０９ｄ（空間）をカウンターウェイト１０４ｂが衝突することなく通過することになり、ピストン１０９が下死点近傍位置にあるときの、ピストンスカート部１０９ｂとカウンターウェイト１０４ｂとの干渉が避けられる。なお、図１８ではピストンスカート部１０９ｂの左側にしかカウンターウェイト１０４ｂを示していないが、実際には図１６右側の左の図に示したように、ピストンスカート部１０９ｂの両側をカウンターウェイト１０４ｂが通過することとなる。
【００６８】
ここで、複リンク型のピストンクランク機構の機能によって背丈の低いピストン（図では「超低背ピストン」で表記。）が成立する原理を図１９にまとめておくと、燃焼室内圧力が最大値Ｐｍａｘを採る付近で第１のリンク１０６が直立姿勢を維持できることから、ピストン１０９の挙動が安定し、スカート部１０９ｂに作用する荷重を低減することができ、スカート長さｈ２の短縮化（スカートレス化）を実現できる。一方、ピストン１０９が後述する図２３のように単振動に近いストロークを行うので、最大慣性力が３０％も減少するため、クランクピン１０８長さ（ピンボス幅）を小さくできる。これら２つにより背丈の低いピストンが可能となる。
【００６９】
次に、〈１〉シリンダ軸線Ｓをオフセットさせた効果、〈２〉シリンダ軸線Ｓのオフセット方向の選定について図２０〜図２３を参照しながら補足説明を行う。ただし、図１５と相違して図２０、図２１はエンジンをリアからみた図（エンジンリアビュー）であるため、図２０、図２１と図１５とでは左右が互いに逆の関係になる。
【００７０】
まず、〈１〉のオフセットの効果を図２０を用いて説明する。図２０はエンジンをリアからみた図であるため、図２０はエンジンをフロントから見て、シリンダ軸線Ｓが左方向にオフセットしている場合を示している。
【００７１】
図２０において、上段にはエンジンをフロントから見て、シリンダ軸線Ｓの左方向へのオフセット（図では「Ｌオフセット」と表記）を小さくすると共に、ピストンストロークの拡大率（増大率）が１２０％となるようした場合の、これに対して下段には同じくエンジンをフロントから見て、シリンダ軸線Ｓの左方向へのオフセットを大きくすると共に、ピストンストロークの拡大率が１４０％となるようにした場合のそれぞれのリンク（１０６、１０５、１１１）の姿勢の変化を示す。そして、左右と中央に合計３つあるリンク姿勢のうち、左側にはピストン上死点位置での、中央にはピストン上死点とピストン下死点の中間位置での、右側にはピストン下死点位置でのリンク姿勢をそれぞれ示している。
【００７２】
なお、図２０において原点にはクランクシャフト１０２の回転中心Ｏを採っており、従って、原点を中心として描かれた円はカウンターウェイト１０４ｂの最外径の軌跡Ｔを表している。また、縦の２本の太実線はシリンダ１１０で、このうち左側の線が２つあるスラスト側のうちクランクシャフト２の回転中心より近い側のシリンダ１１０ａを、右側の線が２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心より遠い側のシリンダ１１０ｂを表している。
【００７３】
ここで、ピストンストロークの拡大率がそれぞれ１２０％、１４０％であるとは、図１６にも示したように同一エンジンサイズのまま、つまりピストン上死点位置でのピストン冠面１０９ｍとクランクシャフト２の回転中心Ｏとの間の上下方向距離を変えることなく、ピストンストロークを下方に拡大した、図１６右側の２つの図に示した複リンク型のピストンクランク機構を備える本実施形態のレシプロ式エンジンを構成することを考える場合に、標準エンジンのピストンストロークを１００％としたとき、本実施形態におけるピストンストロークがそれぞれ１２０％、１４０％であることをいう。ここで、ピストンストロークが２０％、４０％拡大すれば、エンジンの排気量もこれに比例して２０％、４０％拡大する。
【００７４】
さて、図２０上段に示す左方向オフセットが小さい状態でピストンストロークの拡大率を１２０％とした場合、図２０上段右側に示すピストン下死点位置で２つあるスラスト側のうちエンジンをフロントから見て右側（図２０では逆の左側）のシリンダ１１０ａに既にカウンターウェイト１０４ｂの軌跡Ｔが干渉している。従って、左方向オフセットが小さい状態でピストンストロークをこれ以上下方へと拡大するのは困難となる。
【００７５】
ここで、上記のスラスト側とは、ピストン１０９が上死点か下死点で運動の方向が変わるとき、ピストン１０９が叩きつけられる側のことで、２つある。言い換えると、エンジンをフロントから見て左右のいずれの側もスラスト側である。従って、図２０ではシリンダ１１０の左右のいずれの側もスラスト側である。
【００７６】
これに対して、図２０下段に示したように、左方向オフセットを大きくすると共にピストンストロークの拡大率が１４０％となるようにすると、特にピストン下死点近傍位置で、エンジンをフロントから見て左側（図２０では逆の右側）のシリンダ１１０ｂにスラスト力が作用し易くなる。この場合、カウンターウェイト１０４ｂの最外径もその分拡大している（軌跡Ｔの半径が大きくなっている）にも拘わらず、エンジンをフロントから見て左側（図２０では逆の右側）のシリンダ１１０ｂとの干渉が余裕を持って回避できている（図２０下段右側参照）。
【００７７】
スラスト力の作用する方向が、左方向オフセットが小さい場合にエンジンをフロントから見て右側（図２０では逆の左側）のシリンダ１１０ａとなり、この逆に左方向オフセットが大きい場合にエンジンをフロントから見て左側（図２０では逆の右側）のシリンダ１１０ｂになるのは、第１のリンク１０６の傾きが反対になることによる。つまり、図２０上段右側のように第１のリンク１０６がシリンダ１１０ａに向けて傾いていれば、スラスト力はシリンダ１１０ａに作用し、この逆に図２０下段右側のように第１のリンク１０６がシリンダ１１０ｂに向けて傾いていれば、スラスト力はシリンダ１１０ｂに作用する。
【００７８】
なお、左方向オフセットが大きい場合でも、図２０下段右側に示したようにエンジンをフロントから見て右側（図２０では逆の左側）のシリンダ１１０ａとは干渉している。ただし、この側のシリンダ１１０ａにはスラスト力が作用しないから、干渉する部分のシリンダ１１０ａを削ることによって干渉を避けることができる。
【００７９】
オフセットが大きいか小さいかの判断基準は次の通りである。すなわち、ピストン下死点位置において、シリンダ軸線Ｓを基準として連結ピン１０７部（第１のリンク１０６と第２のリンク１０５とのジョイント）の位置がクランクシャフト１０２の回転中心Ｏのある側にある場合がオフセットが大きい場合であり、この逆に、シリンダ軸線Ｓを基準として連結ピン１０７部の位置がクランクシャフト１０２の回転中心Ｏのある側と反対側にある場合がオフセットが小さい場合である。
【００８０】
図２０下段に示す左方向オフセット量のまま、ピストンストロークを下方にさらに増やそうとすると、ピストン下死点位置での連結ピン１０７部の位置がさらにクランクシャフト１０２の回転中心Ｏのある側と反対側（図２０では右側）に出ることになるので、ピストンストロークを下方にさらに増やすときには図２０下段に示す状態よりも左方向オフセット量を増やす必要がある。つまり、スラスト力をピストン下死点位置において２つあるスラスト側のうち所望の一方の側にのみ作用させつつピストンストローク量を増やすには、ピストンストローク量に比例して左方向オフセット量も増やす必要がある。
【００８１】
なお、これと関連して次のことがいえる。すなわち、左方向オフセットが小さく、ピストンストロークの拡大率が１２０％である場合に、図２０上段右側に示したようにスラスト力が、２つあるスラスト側のうちエンジンをフロントから見て右側（図２０では逆の左側）のシリンダ１１０ａに作用しているが、左方向オフセットが小さい場合であっても、ピストンストロークの拡大率が１２０％よりも小さければ（具体的な数値は不明）、スラスト力が、２つあるスラスト側のうちエンジンをフロントから見て左側（図２０では逆の右側）のシリンダ１１０ｂに作用する事態が考え得る。つまり、左方向オフセット量だけで左方向オフセットの大小が決まるとは必ずしもいえないのである。
【００８２】
ここで、上記のスラスト力とは、ピストン１０９よりシリンダ１１０に作用するスラスト側の力のことである。
【００８３】
次に、上記〈２〉のシリンダ軸線Ｓのオフセット方向の選定、つまりシリンダ軸線Ｓのオフセット方向は２つあるスラスト側のうちどちら側を選定したらよいのかについて図２１を用いて説明する。
【００８４】
図２１も図２０と同じにエンジンをリアから見た図（エンジンリアリアビュー）である。従って、図２１上段はエンジンをフロントから見て、シリンダ軸線Ｓのオフセット方向を右方向（図では「Ｒオフセット」と表記）（図２１では逆の左方向）とした場合、図２１下段はエンジンをフロントから見て、シリンダ軸線Ｓのオフセット方向を左方向（図２１では逆の右方向）とした場合である。このように、シリンダ軸線Ｓのオフセット方向が逆になると、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダと近い側のシリンダとが逆転する。つまり、図２１下段に示す左方向オフセットの場合には、シリンダ１１０ａのほうがクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより近い側、シリンダ１１０ｂのほうがクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側であるのに対して、図２１上段に示す右方向オフセットの場合になると、シリンダ１１０ａのほうがクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側、シリンダ１１０ｂのほうがクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより近い側となる。
【００８５】
さて、リンクアライメントの選定にもよるが、図２１下段に示す左方向オフセットの場合、第１のリンク１０６の傾きが、図２１下段中央のように行程中央で大きくなる（寝ている）のに対し、図２１上段に示す右方向オフセットになると、図２１上段中央のように第１のリンク１０６の傾きが逆に減少している（直立状態に近い）。
【００８６】
さらに、エンジンをフロントから見て、シリンダ軸線Ｓの右方向オフセットと左方向オフセットとでピストンスラスト荷重率がどのように変わるのかを比較して示したのが図２２である。
【００８７】
ここで、図２２縦軸のピストンスラスト荷重率がプラスであることは、グラフの右外に示した図において左側のシリンダ１１０ａにスラスト力が作用することを、また縦軸のピストンスラスト荷重率がマイナスであることは同じくグラフの右外に示した図おいて右側のシリンダ１１０ｂにスラスト力が作用することを表す。また、ＴＤＣ（ピストン上死点位置）を示しているのに対してＢＤＣ（ピストン下死点位置）を記載していないが、ＴＤＣ＋１８０度のクランク角度位置がＢＤＣである。
【００８８】
まず図２２下段に示す左方向オフセットでは、ピストンスラスト荷重率が、ＴＤＣで既に増大傾向（ｘ軸から遠ざかる傾向）にあり、行程中央で極大値をとり、ＢＤＣ付近では減少傾向（ｘ軸に近づく傾向）にある。このことは、ＢＤＣで２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側（図２２下段では右側）のシリンダ１１０ｂへのスラスト力を確保するために、行程中央でのスラスト力が大幅に増えていることを意味している。
【００８９】
これに対して、図２２上段に示す右方向オフセットでは、ピストンスラスト荷重率が、ＴＤＣで既に減少傾向にあり、行程中央で極小値をとり、ＢＤＣ付近では増大傾向にある。このことは、右方向オフセットでは、行程中央でのスラスト力が大幅に増えることがないことを表している。すなわち、ＢＤＣで２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側（図２２下段では右側）のシリンダ１１０ｂへのスラスト力を確保するために行程中央のスラスト力が増えてしまう、という図２２下段に示す左方向オフセットで生じている跳ね返りが、図２２上段に示す右方向オフセットによれば基本的に避けられることを意味している。
【００９０】
ここで、上記のピストンスラスト荷重率とは、ピストンに単位荷重を加えたときにスラスト側に作用する荷重のことである。
【００９１】
このように、エンジンをフロントから見て、左方向オフセットとしたのでは、行程中央のスラスト力が増大するためにフリクションが増大するほか、スラスト力の増大に伴ってピストンスカート部への荷重が増大するために、スカート面積(スカート長さ)を狭くする、とする超ロングストロークコンセプトそのものが成立しなくなってしまう。従って、エンジンをフロントから見てクランクシャフト１０２が時計方向に回転する場合に、シリンダ軸線Ｓのオフセット方向としては、エンジンをフロントから見て右方向を選択すべきであることがわかる。
【００９２】
また、エンジンをフロントから見て、右方向オフセットと左方向オフセットとでピストンストローク（ピストン行程）がどのように変わるのかを比較して示したのが図２３である。比較のため、標準エンジンでのピストンストロークを細実線で示している。ただし、ここでのピストンストロークとは、クランクシャフト１０２の回転中心Ｏからピストンピン１０８までの間の距離のことである。
【００９３】
本実施形態において、シリンダ軸線Ｓをオフセットした場合、標準エンジンに比べて上下死点の位置（位相）が少しずれているが、左方向オフセットの場合、右方向オフセットの場合のいずれにおいても標準エンジンに比べ、単振動に近いピストンストロークの特性となっている。
【００９４】
これで、複リンク型のピストンクランク機構の説明を終える。
【００９５】
次に、図２７はエンジンの制御システム図である。クランク角センサ１６２により検出されるエンジン回転速度Ｎｅ、エンジン負荷（例えば燃料噴射制御を実行する図示しないフローでは、図示しないエアフローメータにより検出される吸入空気量と、エンジン回転速度とに基づいて基本燃料噴射パルス幅Ｔｐが算出されているので、その基本燃料噴射パルス幅Ｔｐをエンジン負荷として用いればよい）、水温センサ１６３により検出される冷却水温Ｔｗが入力されるエンジンコントローラ１６１（圧縮比をエンジンの運転条件に応じて可変制御する手段）では、次のようにして圧縮比の制御を行う。すなわち、図２８に示したように、まずステップ１でクランク角センサ１６２により検出されるエンジン回転速度Ｎｅ、エンジン負荷、水温センサ１６３により検出される冷却水温Ｔｗを読み込み、このうち冷却水温と所定値をステップ２において比較する。冷却水温Ｔｗが所定値未満であるとき（低水温時）にはステップ３に進み、そのときのエンジン回転速度Ｎｅとエンジン負荷とから図２９左側を内容とするマップを検索して低水温時の目標圧縮比を算出する。一方、冷却水温Ｔｗが所定値以上であるとき（高水温時）にはステップ２よりステップ４に進み、そのときのエンジン回転速度Ｎｅとエンジン負荷とから図２９右側を内容とするマップを検索して高水温時の目標圧縮比を算出する。なお、図２９においては目標圧縮比をεでしめしている。
【００９６】
ステップ５ではこのようにして求めた目標圧縮比が得られるように制御量を、偏心カム部１１４を回動制御するための圧縮比アクチュエータ１１６に出力する。
【００９７】
図２９に示したように、低水温時、高水温時とも回転速度Ｎｅが同じ条件のとき高負荷のほうが低負荷より目標圧縮比を小さくしている。
【００９８】
なお、エンジンコントローラ１６１により、各気筒毎に設けられているインジェクタ（図示しない）を用いた燃料噴射制御と、点火装置（図示しない）を用いた点火時期制御とが従来と同様に行われることはいうまでもない。
【００９９】
ここで、本実施形態の作用効果を説明する。
【０１００】
本実施形態（請求項１２に記載の発明）によれば、第一にピストン１０９の構造体をアルミニウムに比べ比重の小さいマグネシウムを主体とする合金で作成するので、ピストンの大幅な軽量化（−３０％）が可能となり、エンジンの高回転速度化など大幅な出力性能向上効果と共に、振動低減効果が得られる。本実施形態（請求項１２に記載の発明）によれば、第二にピストン１０９冠面（コーティング層１５５、燃焼室の壁面の一部）を断熱及び蓄熱の効果が高い材料であるセラミックで構成するので、燃焼時の冷却損失を大幅に低減し、熱効率を向上させることができることから、アルミニウムに較べて熱膨張率が大きいマグネシウムを使用する場合であっても、ピストンスカート隙間を所定の領域に収めることができる（図２６の「Ｍｇピストン（断熱有り）」を参照）。
【０１０１】
そして、燃焼室の壁面を構成するピストン冠面の大部分をセラミック製の断熱部１５４とすることで、冷却損失を低減して機関の熱効率を高める一方、機関圧縮比（膨張比）を可変制御することにより、部分負荷時には機関圧縮比を高くして熱効率向上を図るとともに、高負荷時にはノッキングの発生を回避するために圧縮比を低下させ、かつ、燃焼室の最外径部に位置するピストン冠面の最外径部に冷却環１５４を設けることで、ノッキング回避のための圧縮比の低下幅を最小限に抑制することができ、燃費性能や出力性能を大幅に向上することができる。
【０１０２】
本実施形態（請求項１３に記載の発明）によれば、圧縮比をエンジンの運転条件に応じて可変制御する（図２８を参照）。例えば断熱材の副作用としての蓄熱効果による吸気温度上昇がノック発生を招く条件（高負荷時）において目標圧縮比を低負荷時より低減するので（図２９を参照）、熱効率の向上とノック回避の両立を図ることができる。
【０１０３】
標準エンジンでは、ピストン上死点近傍位置でピストンが相対的に早く動き、下死点近傍位置で相対的にゆっくりと動き、これにより上死点近傍位置と下死点近傍位置とでクランクシャフト１０２の回転のアンバランスが生じ、これに伴ってクランクシャフト１０２の振動が大きくなるのであるが、本実施形態（請求項１７に記載の発明）によれば、ピストン１０９のストロークをクランク角度に対して単振動に近い特性としたので（図２３を参照）、上死点近傍位置と下死点近傍位置とで発生するクランクシャフト１０２の回転のアンバランスが解消されることとなり、クランクシャフト１０２の振動を低減できる。
【０１０４】
本実施形態（請求項１９に記載の発明）によれば、ピストンスカート部１０９ｂに、エンジンを右方向または左方向から見て左右の両側に切り欠き部１０９ｃ、１０９ｄを設け、クランクシャフトのカウンターウェイト１０４ｂの最外径が、ピストン下死点近傍位置においてこの切り欠き部１０９ｃ、１０９ｄを通過する構成としたので（図１６右側の左の図、図２０を参照）、第１のリンク１０６を最小限の長さとして、ピストン下死点位置をクランクシャフト１０２に最接近させ、その分のピストンストロークの拡大が可能となる（図１６を参照）。ピストンストロークが拡大する場合、ピストンストローク量に対応してピストン加速度も増大するため、マグネシウムの採用によるピストン軽量化は、特にこのようなロングストローク化において、効果が著しい。
【０１０５】
標準エンジンでは、いわゆるピストンの首振りによってピストンとシリンダ壁とが接触する（つまりスラスト力が生じる）。そこでピストン下方に所定長さのスカート部を設けてシリンダ壁との接触面積を大きくし、面圧を低下させることで、ピストンがシリンダ壁と接触しても（つまりスラスト力がシリンダに作用しても）スムーズに摺動できるようにしていた。
【０１０６】
これに対して、本実施形態（請求項２１に記載の発明）によれば、ピストン１０９を複数のリンク部材（１０６、１０５、１１１）を介してクランクシャフト１０２により駆動するので、リンク（第１のリンク１０６）の傾きを標準エンジンのコンロッドの傾きに比べて小さくできることから、スラスト力が小さくなり、スカート長さｈ２を小さくできる（図１７（Ａ）を参照）。
【０１０７】
一方、ピストン１０９の下方へのロングストローク化を実現するためには、シリンダ１１０とカウンターウェイト１０４ｂとの干渉及び下死点近傍位置でのカウンターウェイト１０４ｂとピストンスカート部１０９ｂの干渉が問題となる。
【０１０８】
この場合に、上記のようにピストン１０９を複数のリンク部材（１０６、１０５、１１１）を介してクランクシャフト１０２により駆動することでスカート長さｈ２を小さくでき、さらに、本実施形態（請求項２１に記載の発明）によれば、ピストン１０９の摺動するシリンダ１１０の軸線Ｓが、クランクシャフト１０２の回転中心Ｏより、エンジンをフロントから見て左右方向へのオフセットを有すると共に、ピストン１０９の下死点近傍位置において、スラスト力が２つあるスラスト側のうち片側のシリンダだけに作用するように、つまりピストン１０９の慣性力に起因するスラスト力が、２つあるスラスト側のうちクランクシャフトの回転中心（Ｏ）より遠い側のシリンダ１１０ａに作用するようにしたので、２つあるスラスト側のうちクランクシャフト１０２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１１０ａの下方だけにシリンダ壁があればよい。
【０１０９】
従って、２つあるスラスト側のうちスラスト力が作用しない反対側のシリンダ壁をカウンターウェイト１０４ｂと干渉しないように削り、かつ２つあるスラスト側のうちスラスト力が作用する側のシリンダ壁を下方へと伸ばすことで、ピストンのロングストローク化が可能となった。
【０１１０】
このように、本実施形態（請求項２１に記載の発明）のレシプロ式エンジンによれば、標準エンジンと同じサイズであっても、ピストンストロークを下方に拡大できることから、低回転速度域でのトルクが、ピストンストロークの拡大分に比例する排気量拡大分だけ向上すると共に、ピストンストローク拡大による燃焼室のＳ／Ｖ比（特にピストン上死点位置における）が低下し、冷却損失が排気量拡大に伴って増加するのを最小限に抑えることが可能となり、燃費の悪化を抑制できる。また、ピストンストロークの拡大（増大）によりエンジン振動の悪化を抑制することもできる。
【０１１１】
実施形態では、エンジンをフロントから見て、クランクシャフト１０２が時計方向に回転する場合に、シリンダ軸線Ｓはエンジンをフロントから見て右方向へのオフセットを有する場合で説明したが、これに限られるものでない。エンジンをフロントから見て、クランクシャフト１０２が反時計方向に回転する場合には、シリンダ軸線Ｓが、エンジンをフロントから見て左方向へのオフセットを有する場合であってもかまわない。
【０１１２】
また、燃焼室と反対側のピストン１０９の背面またはピストン構造体内に設けられた冷却通路にオイルを供給するオイルジェットを設けることが考えられる（請求項２０に記載の発明）。このように構成することで、高負荷時のノック発生を一段と抑制できる。
【０１１３】
実施形態では、主にガソリンエンジンで説明したが、ディ−ゼルエンジン、２ストロークエンジンにも適用がある。
【図面の簡単な説明】
【０１１４】
【図１】この発明に係る火花点火式の内燃機関の一例を示すシステム構成図。
【図２】図１の可変圧縮比機構を示す正面図。
【図３】可変圧縮比機構の動作説明図。
【図４】本発明の実施例（Ａ）及び比較例（Ｂ）の圧縮比制御特性を示す特性図。
【図５】高負荷→低負荷→高負荷と変化した場合の種々のパラメータの変化を示すタイミングチャート。
【図６】平均負荷率Ｐｍの説明図。
【図７】いずれも参考例としての、通常のピストン（Ａ）及び断熱ピストン（Ｂ）を示す概略断面図。
【図８】本発明の第１実施例に係るピストンを示す断面図。
【図９】上記第１実施例のピストンを示す平面図。
【図１０】本発明の第２実施例に係るピストンを示す断面図。
【図１１】本発明の第３実施例に係るピストンを示す断面図。
【図１２】ピストンの冠面位置と冠面温度の関係を示す特性図。
【図１３】本発明の第４実施例に係るピストンを示す断面図。
【図１４】上記第４実施例のピストンを示す平面図。
【図１５】中間行程と下死点位置とにおける作動状態の違いを示す本発明の第５実施形態のエンジンの概略構成図。
【図１６】標準エンジンと比較しながらピストンストロークを拡大するコンセプトの説明図。詳細には、左側の２つの図は単リンク型ピストンクランク機構の概略構成図、右側の２つの図は複リンク型ピストンクランク機構の概略構成図。
【図１７】ピストンストローク拡大用のピストンの概略構成図。詳細には、（Ａ）はエンジンをフロントから見て、ピストンピン孔１０９ｊの軸に直交する平面で切ったときのピストン１０９の縦断面図、Ｂ）はエンジンを右方向（または左方向）からみて、ピストンピン孔１０９ｊの軸を含む平面で切ったときのピストン１０９の縦断面図、（Ｃ）はピストン１０９の一部を切り欠いて示す斜視図。
【図１８】ピストン下死点位置におけるカウンタウェイトとピストンとの関係図。
【図１９】背丈の低いピストンの成立を説明するための原理図。
【図２０】左方向オフセットが大きく、ピストンストロークの拡大率が１４０％である場合のリンク挙動を、左方向オフセットが小さく、ピストンストロークの拡大率が１２０％である場合のリンク挙動と比較して示す説明図。詳細には、上段はピストンストロークの拡大率が１２０％である場合の、ピストン上死点位置での、ピストン上死点とピストン下死点の中間位置での、ピストン下死点位置での３つの各状態を左よりこの順に並べて示すリンク挙動図、下段は左方向オフセットが大きく、ピストンストロークの拡大率が１４０％である場合の、ピストン上死点位置での、ピストン上死点とピストン下死点の中間位置での、ピストン下死点位置での３つの各状態を左よりこの順に並べて示すリンク挙動図。
【図２１】左方向オフセットと右方向オフセットのリンク挙動の違いを上段と下段とに並べて示す比較図。詳細には、上段は右方向オフセットが大きく、ピストンストロークの拡大率が１４０％である場合の、ピストン上死点位置での、ピストン上死点とピストン下死点の中間位置での、ピストン下死点位置での３つの各状態を左よりこの順に並べて示すリンク挙動図、下段は左方向オフセットが大きく、ピストンストロークの拡大率が１４０％である場合の、ピストン上死点位置での、ピストン上死点とピストン下死点の中間位置での、ピストン下死点位置での３つの各状態を左よりこの順に並べて示すリンク挙動図。
【図２２】左方向オフセットと右方向オフセットのピストンスラスト荷重率の違いを上段と下段とに並べて示す比較図。詳細には、上段は右方向オフセットのピストンスラスト荷重率の特性図、下段は左方向オフセットのピストンスラスト荷重率の特性図。
【図２３】左方向オフセットと右方向オフセットのピストンストロークの違いを上段と下段とに並べて示す比較図。詳細には、上段は右方向オフセットのピストンストロークの特性図、下段は右方向オフセットのピストンストロークの特性図。
【図２４】通常のピストンと断熱ピストンとの違いを左右に並べて示すピストンとシリンダの一部断面図。詳細には、左側は通常のピストンの場合のピストンとシリンダの一部断面図、右側は断熱ピストンの場合のピストンとシリンダの一部断面図。
【図２５】アルミニウムとマグネシウムの材料特性の比較図。
【図２６】ピストンスカート間隙のピストン温度に対する特性図。
【図２７】エンジンのシステム図。
【図２８】圧縮比制御を説明するためのフローチャート。
【図２９】低水温時と高水温時との違いを左右に並べて示す目標圧縮比の特性図。詳細には、左側は低水温時の目標圧縮比の特性図、右側は高水温時の目標圧縮比の特性図。
【図３０】先行エンジンの概略構成図。
【符号の説明】
【０１１５】
１…可変圧縮比機構（複リンク式ピストン−クランク機構）
２…点火装置
４…エンジンコントロールユニット（可変圧縮比手段）
７…燃焼室
３１…断熱部
３２…熱伝導部
５０…シリンダブロック
５８…ピストン
５９…シリンダ
１０１  シリンダブロック
１０２  クランクシャフト
１０４ｂ  カウンターウェイト
１０５  第２のリンク
１０６  第１のリンク
１０７  連結ピン（第２のピン）
１０８  ピストンピン（第１のピン）
１０９  ピストン
１０９ｂ  スカート部
１０９ｃ、９ｄ  切り欠き部
１１０  シリンダ
１１１  第３のリンク
１１２  連結ピン（第３のピン）
１１３  コントロールシャフト
１５５  コーティング層
１５６  シリンダライナー 
【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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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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