(57)【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携する内燃機関のピストン駆動装置において、
上記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、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端がピストンに回転可能に連結されるアッパーリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端が機関本体側に支持支点を中心として回転可能に連結され、上記ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクと、上記支持支点の位置を変更制御する支持位置変更機構と、を有し、
ピストンが下死点から上死点へ向かう行程の中間を第１中間点とし、ピストンが上死点から下死点へ向かう行程の中間を第２中間点とし、ピストンが第１中間点から上死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、ピストンが上死点から第２中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、ピストンが第２中間点から下死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、ピストンが下死点から第１中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とすると、
（θ１＋θ２）が（θ３＋θ４）以上であり、
かつ、（θ１＋θ２）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなることを特徴とする内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項２】
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携する内燃機関のピストン駆動装置において、
上記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、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端がピストンに回転可能に連結されるアッパーリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端が機関本体側に支持支点を中心として回転可能に連結され、上記ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクと、上記支持支点の位置を変更制御する支持位置変更機構と、を有し、
ピストンが下死点から上死点へ向かう行程の中間を第１中間点とし、ピストンが上死点から下死点へ向かう行程の中間を第２中間点とし、ピストンが第１中間点から上死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、ピストンが上死点から第２中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、ピストンが第２中間点から下死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、ピストンが下死点から第１中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とすると、
（θ１＋θ２）が（θ３＋θ４）以上であり、
かつ、θ２が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなることを特徴とする内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項３】
θ２がθ１以上であることを特徴とする請求項１又は２に記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項４】
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携する内燃機関のピストン駆動装置において、
上記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、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端がピストンに回転可能に連結されるアッパーリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端が機関本体側に支持支点を中心として回転可能に連結され、上記ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクと、上記支持支点の位置を変更制御する支持位置変更機構と、を有し、
ピストンが下死点から上死点へ向かう行程の中間を第１中間点とし、ピストンが上死点から下死点へ向かう行程の中間を第２中間点とし、ピストンが第１中間点から上死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、ピストンが上死点から第２中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、ピストンが第２中間点から下死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、ピストンが下死点から第１中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とすると、
θ２がθ３以上であり、
かつ、（θ１＋θ２）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなることを特徴とする内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項５】
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携する内燃機関のピストン駆動装置において、
上記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、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端がピストンに回転可能に連結されるアッパーリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端が機関本体側に支持支点を中心として回転可能に連結され、上記ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクと、上記支持支点の位置を変更制御する支持位置変更機構と、を有し、
ピストンが下死点から上死点へ向かう行程の中間を第１中間点とし、ピストンが上死点から下死点へ向かう行程の中間を第２中間点とし、ピストンが第１中間点から上死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、ピストンが上死点から第２中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、ピストンが第２中間点から下死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、ピストンが下死点から第１中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とすると、
θ２がθ３以上であり、
かつ、θ２が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなることを特徴とする内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項６】
θ１がθ４以上であることを特徴とする請求項４又は５に記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項７】
θ２がθ１以上であることを特徴とする請求項４又は５に記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項８】
θ２がθ１以上であることを特徴とする請求項６に記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項９】
θ１がθ３以上であることを特徴とする請求項８に記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項１０】
（θ２＋θ３）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【請求項１１】
θ４が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに小さくなることを特徴とする請求項１〜９のいずれかに記載の内燃機関のピストン駆動装置。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、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携する内燃機関のピストン駆動装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
レシプロ式の内燃機関では、一般的に、ピストンとクランクシャフトとを一本のコンロッドで連結した単リンク式のピストン駆動装置が用いられている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、このような単リンク式の装置では、クランク−コンロッドの連竿比により、ピストン速度が膨張行程前半に比して後半で遅くなる（図２〜４の実線（ｂ）参照）。このため、燃焼が進行する膨張行程前半の燃焼圧力変化速度が大きくなり、ピストンを駆動する燃焼圧力が最も大きい膨張行程前半をピストンが通過するのに要するクランク回転角度が、膨張行程後半をピストンが通過するのに要するクランク回転角度よりも小さくなってしまう。このため、クランクシャフトのトルク変動が増加し、音振性能が悪化するという問題点があった。
【０００４】
ところで、ピストンとクランクシャフトとを複数のリンクで連携し、機関圧縮比の変更を可能とする複リンク式のピストン駆動装置が知られている（特開２０００−７３８０４号公報，特表２０００−５１３７７９号公報等参照）。このような複リンク式の装置では、単リンク式の装置に比して、ピストンが各行程を通過するのに要するクランク回転角度の設定の自由度が大きくなる。
【０００５】
本発明の一つの目的は、例えば上記複リンク式の構造を用いて、ピストンの各行程におけるクランク回転角度を適切なものとし、燃焼圧力変化速度の適正化やクランクシャフトのトルク変動の抑制による音振性能の向上等を図ることにある。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
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携する内燃機関のピストン駆動装置に関する。ここで、ピストンが下死点から上死点へ向かう行程の中間を第１中間点とし、ピストンが上死点から下死点へ向かう行程の中間を第２中間点とし、ピストンが第１中間点から上死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、ピストンが上死点から第２中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、ピストンが第２中間点から下死点へ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、ピストンが下死点から第１中間点へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とする。
【０００７】
第１の発明は、（θ１＋θ２）が（θ３＋θ４）以上である。
【０００８】
第２の発明は、第１の発明に加え、θ２がθ１以上である。
【０００９】
第３の発明は、θ２がθ３以上である。
【００１０】
第４の発明は、第３の発明に加え、θ１がθ４以上である。
【００１１】
第５の発明は、第３の発明に加え、θ２がθ１以上である。
【００１２】
第６の発明は、第４の発明に加え、θ２がθ１以上である。
【００１３】
第７の発明は、第６の発明に加え、θ１がθ３以上である。
【００１４】
第８の発明は、上記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、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端がピストンに回転可能に連結されるアッパーリンクと、一端がロアリンクに回転可能に連結されるとともに、他端が機関本体側に支持支点を中心として回転可能に連結され、上記ロアリンクの自由度を規制するコントロールリンクと、上記支持支点の位置を変更制御する支持位置変更機構と、を有している。
【００１５】
第９の発明は、第８の発明に加え、（θ１＋θ２）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなる。
【００１６】
第１０の発明は、第８の発明に加え、（θ２＋θ３）が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなる。
【００１７】
第１１の発明は、第８の発明に加え、θ２が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに大きくなる。
【００１８】
第１２の発明は、第１１の発明に加え、θ４が、低圧縮比のときに比して高圧縮比のときに小さくなる。
【００１９】
【発明の効果】
第１の発明によれば、圧縮行程後半から膨張行程前半までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が相対的に大きくなり、ピストンが上死点前後を通過する時間が長くなるため、混合気が燃焼を開始する前に十分に対流する時間が得られ、燃焼状態が良くなる。また燃焼開始後のピストン速度が相対的に小さくなるため、燃焼終了後のピストン位置がより上死点側に近くなり、実質的に燃焼ガスが仕事をする膨張期間が長くなるため、熱効率が向上する。特に、高圧縮比型の内燃機関で、高膨張比化による熱効率向上を狙うときに、その効果は大きくなる。
【００２０】
第３の発明によれば、膨張行程前半のピストン速度が、膨張行程後半のピストン速度以下となるため、高圧で急激な圧力変化が起こる膨張行程前半の燃焼圧力変化率を小さくすることができ、音振性能が向上する。また、膨張行程前半での燃焼圧力の急激な増加によるクランクシャフトのトルク変動増加を、膨張行程前半のクランク回転角度θ２を大きくすることにより減少させることができ、音振性能が更に向上する。
【００２１】
更に、吸気行程前半のピストン速度が吸気行程後半のピストン速度以下となることで、吸気開始時の負圧が小さくなり、ポンプ損失を低減することができる。また、吸気開始直後の吸気量が少なくなるため、吸気弁のリフト量を小さくすることが可能になる。さらに、吸気行程後半のピストン速度が大きくなるため、下死点前後で吸気慣性効果が大きくなり、より多くの混合気をシリンダ内に充填することができ、出力を向上させることができる。
【００２２】
他の発明の作用効果は、後述する実施の形態の説明により明らかになるであろう。
【００２３】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の好ましい実施の形態を図面に基づいて説明する。図１は、この実施形態に係る内燃機関のピストン駆動装置を示す概略図である。クランクシャフト１のクランクピン１１にはロアリンク２が回転可能に取り付けられている。このロアリンク２には、アッパーリンク５の一端が第１接続ピン１０を介して回転可能に連結されており、このアッパーリンク５の他端は、ピストンピン４を介してピストン３に回転可能に連結されている。ピストン３は、ここでは図示していないが、シリンダ内に往復動可能に配設されており、このピストン３の上方に、燃焼室が画成されているとともに、吸気弁及び排気弁（以下、必要に応じて吸排気弁又は単にバルブと略す）が配設されている。
【００２４】
ロアリンク２には、コントロールリンク６の一端が第２接続ピン９を介して回転可能に連結されており、このコントロールリンク６の他端は、シリンダブロック（図示省略）等の機関本体側に支持支点１２を中心として回転可能に支持されている。この支持支点１２の位置を変更制御する支持位置変更機構１３は、機関本体に回転可能に支持され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を回転駆動するモータ等のアクチュエータ（図示せず）と、により構成されている。コントロールシャフト７には、偏心カム８が偏心して設けられており、この偏心カム８にコントロールリンク６に他端が回転可能に取り付けられている。従って、偏心カム８の中心が、上記の支持支点１２となる。
【００２５】
このような構成により、機関運転状態に応じてコントロールシャフト７を回転駆動すると、コントロールリンク６によるロアリンク２の運動拘束条件が変化して、ピストンストロークが変化し、機関圧縮比が変更される。
【００２６】
この実施形態に係るピストンストローク特性を図２〜４の実線（ａ）及び図５〜７に示す。なお、図２〜４の実線（ｂ）は、比較例に係る単リンク式のピストン駆動装置のピストンストローク特性を示している。また、図５〜７の実線（ｃ），（ｄ）は、それぞれ高圧縮比の設定状態，低圧縮比の設定状態における本実施形態のピストンストローク特性を示している。
【００２７】
次に図８を参照して、各符号の定義について説明する。なお、図８は、本実施形態のピストンストローク特性を表す図ではない。
【００２８】
ピストンが下死点ＢＤＣから上死点ＴＤＣへ向かう行程（長さ）の中間を第１中間点Ｐ１とし、ピストンが上死点ＴＤＣから下死点ＢＤＣへ向かう行程の中間を第２中間点Ｐ２とする。また、第１中間点Ｐ１から上死点ＴＤＣまでの行程を▲１▼とし、上死点ＴＤＣから第２中間点Ｐ２までの行程を▲２▼とし、第２中間点Ｐ２から下死点ＢＤＣまでの行程を▲３▼とし、下死点ＢＤＣから第１中間点Ｐ１までの行程を▲４▼とする。
【００２９】
更に、ピストンが各行程▲１▼，▲２▼，▲３▼，▲４▼を移動するのに要するクランク回転角度をそれぞれθ１，θ２，θ３，θ４とする。すなわち、ピストンが、第１中間点Ｐ１から上死点ＴＤＣへ移動するまでのクランク回転角度をθ１とし、上死点ＴＤＣから第２中間点Ｐ２へ移動するまでのクランク回転角度をθ２とし、第２中間点Ｐ２から下死点ＢＤＣへ移動するまでのクランク回転角度をθ３とし、下死点ＢＤＣから第１中間点Ｐ１へ移動するまでのクランク回転角度をθ４とする。
【００３０】
次に図９及び図１０を参照して、本実施形態の特徴及びその作用効果を列記する。なお、図９及び図１０は、各特徴を誇張して描いており、図２〜７に示す本実施形態のピストンストローク特性を正確に表すものではない。しかしながら、本実施形態では、後述する（１）〜（１２）の全ての要件を満たしている。
（１）．θ１＋θ２がθ３＋θ４以上である。
【００３１】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）から膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）から圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）までのクランク回転角度（θ３＋θ４）以上である。
【００３２】
これにより、圧縮行程後半から膨張行程前半までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が相対的に大きくなり、ピストンが圧縮上死点前後を通過する時間が長くなるため、混合気が燃焼を開始する前に十分に対流する時間が得られ、燃焼状態が良くなる。また燃焼開始後のピストン速度が相対的に小さくなるため、燃焼終了後のピストン位置がより上死点側に近くなり、実質的に燃焼ガスが仕事をする膨張期間が長くなるため、熱効率が向上する。特に、高圧縮比型の内燃機関で、高膨張比化による熱効率向上を狙うときに、その効果は大きくなる。
（２）．（１）かつθ２がθ１以上である。
【００３３】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）から膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度θ１＋θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）から圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）までのクランク回転角度θ３＋θ４以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１以上である。
【００３４】
このように、膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度を相対的に大きくすることで、この膨張行程前半（行程▲２▼）の燃焼圧力の変化率を相対的に小さくすることができ、音振性能が向上する。また、膨張行程前半（行程▲２▼）のピストン速度が相対的に遅くなり、この速度の低下が、膨張行程前半（行程▲２▼）での燃焼圧力の急激な増加によるクランクシャフトのトルク変動増加を打ち消す形となるため、音振性能が更に向上する。
【００３５】
なお、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１は、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２以下ではあるものの、θ１＋θ２がθ３＋θ４以上であるため、例えば従来の単リンク式の構造に比して十分に大きく設定することが可能で、過度に小さくなることはない。むしろ、このθ１が相対的に小さくなることにより、圧縮行程のクランク回転角度（θ４＋θ１）が短期化され、圧縮熱損失が減るため、熱効率が向上する。同時に排気行程のクランク回転角度（θ４＋θ１）も短期化するが、排気行程は膨張行程後半のブローダウンにより、排気行程中の燃焼ガス排出に必要な負荷は小さくなっているため、あまり問題とならない。
（３）．θ２がθ３以上である。
【００３６】
つまり、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上である。
【００３７】
この場合、膨張行程前半（行程▲２▼）のピストン速度が、膨張行程後半（行程▲３▼）のピストン速度以下となるため、高圧で急激な圧力変化が起こる膨張行程前半の燃焼圧力変化率を小さくすることができ、音振性能が向上する。また、膨張行程前半での燃焼圧力の急激な増加によるクランクシャフトのトルク変動増加を、膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２の増加によるピストン速度低下により減少させることができ、音振性能が更に向上する。
【００３８】
更に、吸気行程前半（行程▲２▼）のピストン速度が吸気行程後半（行程▲３▼）のピストン速度以下となることで、吸気開始時の負圧が小さくなり、ポンプ損失を低減することができる。また、吸気開始直後の吸気量が少なくなるため、吸気弁のリフト量を小さくすることが可能になる。さらに、吸気行程後半のピストン速度が大きくなるため、下死点前後で吸気慣性効果が大きくなり、より多くの混合気をシリンダ内に充填することができ、出力を向上させることができる。なお、このようにθ２がθ３以上となるとピストン行程は、従来の単リンク式の構造では、クランク−コンロッドの連竿比をいくら大きくしても実現不可能であり、複リンク式の構造を用いることによって可能となる。
（４）．（３）かつθ１がθ４以上である。
【００３９】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１が、圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）のクランク回転角度θ４以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上である。
【００４０】
これにより、（３）の効果に加え、上死点前後の燃焼開始後の圧力変化率上昇をより小さくすることができ、音振性能が向上する。また、排気圧が高く排気弁の開度が大きい排気行程前半で排気速度が相対的に大きく、排気圧が低く排気弁の開度が小さくなる排気行程後半では排気速度が相対的に小さくなるため、排気行程のポンプ損失を小さくすることができる。更に、吸気弁の開度が小さい吸気行程前半で吸気速度が相対的に小さく、吸気弁の開度が大きくなる吸気行程後半では吸気速度が相対的に大きくなるため、吸気行程のポンプ損失を小さくすることができる。
（５）．（３）かつθ２がθ１以上である。
【００４１】
つまり、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１以上である。
【００４２】
この場合、（３）の効果に加え、θ２をθ１以上とすることにより、圧力変化率が最大となる膨張行程前半（行程▲２▼）の圧力変化率をさらに小さくすることができ、更に音振性能が向上する。
（６）．（４）かつθ２がθ１以上である。
【００４３】
つまり、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１が、圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）のクランク回転角度θ４以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３以上で、かつ膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１以上である。
【００４４】
この場合、（４）の効果に加え、圧力変化率が最大となる膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２がθ１〜θ４の中で最も大きくなり、圧力変化率を最も効果的に小さくすることができ、更に音振性能が向上する。
（７）．（６）かつθ１がθ３以上である。
【００４５】
つまり、膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２が最も大きく、圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）のクランク回転角度θ１がθ２以下で、圧縮または排気行程前半（行程▲４▼）のクランク回転角度θ４がθ１以下で、膨張または吸気行程後半（行程▲３▼）のクランク回転角度θ３がθ４以下で最も小さくなる。
【００４６】
従って、θ２が最大で、θ１がθ２の次に大きくなり、圧力変化率が最大となる膨張行程前半（行程▲２▼）と、２番目に圧力変化率が最大となる圧縮行程前半（行程▲４▼）と、の圧力変化率を効果的に小さくすることができ、音振性能が向上する。また、上死点側（▲２▼、▲１▼）のピストン速度が下死点側（▲４▼、▲３▼）のピストン速度より相対的に遅くなることで、ピストンの慣性力によるピストン圧縮上死点位置のバルブ側への変位を小さくすることができるため、ピストンとバルブ間のクリアランスを小さくすることができ、更なる高圧縮比化を図ることが可能になる。また、吸気行程前半（行程▲２▼）でピストン速度が最も遅いため、吸入負圧が小さくなり、吸気弁の小リフト化により吸気弁とピストン間の距離を小さくして圧縮比を増大することが可能になり、高圧縮比・高膨張比化による熱効率向上をより効果的に行うことができる。
（８）．上述したように、ロアリンク２，アッパーリンク５，コントロールリンク６及び支持位置変更機構１３を備えている。つまり、機関圧縮比を変更可能な複リンク式の構成である。
【００４７】
このように、機関圧縮比を変更可能な複リンク式の構成であるため、単リンク式の構成では不可能な上記（１）〜（７）のピストン行程を実現することができ、ポンプ損失の低減、高圧縮比化・高膨張比化による熱効率向上、充填効率上昇による出力向上、燃焼圧力変化率の低減、及びクランクシャフトトルク変動の減少による音振性能の向上、等が可能となる。また、このような圧縮比を変更可能な構成であるため、以下に説明する（９）〜（１２）が実現可能となる。
（９）．圧縮または排気行程後半（行程▲１▼）から膨張または吸気行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度（θ１＋θ２）が、低圧縮比の設定状態のときに比して高圧縮比の設定状態のときに大きい（あるいは等しい）。
【００４８】
吸気弁の閉時期が同じであれば、機関圧縮比を高圧縮比化すると、低圧縮比時に比して最大圧縮圧力が増大するため、圧縮行程後半（行程▲１▼）から膨張行程前半（行程▲２▼）にかけての圧力変化率が増大し、音振性能が悪化する傾向にある。低圧縮比時と同等の実効圧縮比とするためには、周知の可変動弁装置等により吸気弁の閉時期を遅らせて圧縮開始時期を遅らせる必要があり、その場合、低圧縮比時と比べて圧縮開始後の圧力が急激に上昇するため、膨張行程における圧力が急激に降下してしまう。そこで、圧縮行程後半（行程▲１▼）から膨張行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度θ１＋θ２を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で大きくすることにより、高圧縮比の設定状態のときに、上死点におけるピストン速度が相対的に小さくなり、圧力変化率を小さくすることができるため、高圧縮比時の音振性能を向上させることができる。
【００４９】
また、高圧縮比化していくと、ピストンとバルブ間の距離が小さくなるために最高圧縮比が制限されるが、圧縮行程後半（行程▲１▼）から膨張行程前半（行程▲２▼）までのクランク回転角度θ１＋θ２を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で大きくすることにより、この高圧縮比時で、上死点におけるピストン速度が相対的に小さくなり、ピストンがバルブに最も接近する高圧縮比時に、高速回転時の慣性力によるピストン位置の変位を小さくすることができるため、ピストンとバルブ間のクリアランスを小さく取ることができ、より高圧縮比化することが可能になる。また、高圧縮比の設定状態における吸気行程前半（行程▲２▼）の吸気速度が相対的に遅くなるため、ポンプ損失を増加させることなく吸気弁を小リフト化することができ、さらに高圧縮比化することが可能になる。図５には、このように行程▲１▼＋行程▲２▼に要するクランク回転角度θ１＋θ２を、低圧縮比時に比して高圧縮比時で相対的に長期化した本実施形態のピストンストローク特性が示されている。
（１０）．膨張行程または吸気行程のクランク回転角度（θ２＋θ３）が、低圧縮比のときよりもて高圧縮比の設定状態のときに大きい（又は等しい）。
【００５０】
高圧縮比側では高膨張比化により燃費を向上させ、低圧縮比側では充填効率を大きくして出力を増加させることが考えられるが、（１０）の構成により、高圧縮比側における圧縮行程が相対的に短期化されるため、圧縮による熱損失時間を減少させることができ、高膨張比化による燃費向上効果をさらに大きくすることができる。また、低圧縮比側では吸気行程のピストン速度が相対的に速くなり、圧縮行程のピストン速度が相対的に遅くなるため、吸気慣性効果が最大となる時期がより下死点側になり、充填効率，有効圧縮比が増大して出力を向上させることができる。図５には、このように行程▲２▼＋行程▲３▼に要するクランク回転角度θ２＋θ３を、低圧縮比時に比して高圧縮比時で相対的に長期化した本実施形態のピストンストローク特性を示している。
（１１）．膨張行程または吸気行程前半のクランク回転角度θ２が、低圧縮比時よりも高圧縮比時で大きい（又は等しい）。
【００５１】
これにより、高圧縮比時における行程▲２▼の燃焼開始後のピストン速度が相対的に小さくなり、燃焼終了後のピストン位置がより上死点に近くなるため、実質的に燃焼ガスが仕事をする膨張期間が長くなり、熱効率が向上する。そのため、高圧縮比時での高膨張比化により熱効率が更に向上する。図５には、このように高圧縮比時で行程▲２▼に要するクランク回転角度θ２を、高圧縮比側で長期化した実施形態のピストンストローク特性を示している。
（１２）．（１１）に加え、圧縮行程または排気行程前半のクランク回転角度θ４を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で小さくする（又は等しくする）。
【００５２】
（１１）のように、高圧縮比時の高膨張比化による熱効率向上を狙って膨張行程前半（行程▲２▼）のクランク回転角度θ２を大きくするためには、他の行程を短くする必要がある。音振性能の点で、燃焼圧力がかかる膨張行程後半（θ３）や、圧縮圧力がかかり燃焼開始による圧力上昇が起こる圧縮行程後半（θ１）よりも、シリンダ内圧力が小さい圧縮行程前半（θ４）を短縮することが、最も実害が少なく、むしろ圧縮速度が大きくなって、熱効率向上のためには望ましい。そこで、この（１２）では、圧縮行程または排気行程前半のクランク回転角度θ４を、低圧縮比時よりも高圧縮比時で小さくしている。図５には、このように高圧縮比の設定状態で、行程▲２▼に要するクランク回転角度θ２を長期化するとともに、行程▲４▼に要するクランク回転角度θ４を短期化した本実施形態のピストンストローク特性を示している。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の一実施形態に係る内燃機関のピストン駆動装置を示す概略構成図。
【図２】本実施形態（ａ）及び比較例（ｂ）のクランク回転角度に対するピストン位置を示すグラフ。
【図３】本実施形態（ａ）及び比較例（ｂ）のクランク回転角度に対するピストン速度を示すグラフ。
【図４】本実施形態（ａ）及び比較例（ｂ）のクランク回転角度に対するピストン加速度を示すグラフ。
【図５】本実施形態の高圧縮比（ｃ）及び低圧縮比（ｄ）の設定状態におけるクランク回転角度に対するピストン位置を示すグラフ。
【図６】本実施形態の高圧縮比（ｃ）及び低圧縮比（ｄ）の設定状態におけるクランク回転角度に対するピストン速度を示すグラフ。
【図７】本実施形態の高圧縮比（ｃ）及び低圧縮比（ｄ）の設定状態におけるクランク回転角度に対するピストン加速度を示すグラフ。
【図８】各符号の定義を説明するための説明図。
【図９】本実施形態の（１）〜（７）の特徴を示す説明図。
【図１０】本実施形態の（９）〜（１２）の特徴を示す説明図。
【符号の説明】
１…クランクシャフト
２…ロアリンク
３…ピストン
５…アッパーリンク
６…コントロールリンク
１３…支持位置変更機構
【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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