JP2006183479A - 内燃機関 - Google Patents

Abstract

【課題】 ピストンピンの十分な潤滑性能が確保される内燃機関を提供する。
【解決手段】 シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、ピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度が、圧縮上死点前の圧縮行程において極大値をとるよう構成されている。これによって、ピストンピンに連結されるリンクの揺動速度は、圧縮上死点前で極大値をとってから圧縮行程が終了するまで単調減少することになり、膨張行程前半におけるリンクの揺動速度の大きさが低減される。そのため、膨張行程前半におけるリンクの揺動速度の大きさを低減することができるので、ピストンピンの十分な潤滑性能が確保することができる。
【選択図】 図１１

Description

本発明は、ピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関に関する。

特許文献１は、本出願人が先に提案したものであり、複リンク式ピストン−クランク機構を用いた内燃機関の可変圧縮比機構を開示している。これは、一端がピストンにピストンピンを介して連結されたアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して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取り付けられるロアリンクと、によって、ピストンとクランクピンとが連係されているとともに、上記ロアリンクの運動を拘束するように、ロアリンクに第２連結ピンを介してコントロールリンクの一端が連結された構成となっており、コントロールリンクの他端が、例えばシリンダブロック下部に支持されている。そして、このコントロールリンクの他端の揺動中心をカム機構により変位させることで、ピストン上死点位置ひいては機関の圧縮比を変化させることができる。
特開２００１−２２７３６７号公報

ところで、ピストンピンの潤滑には、ガス圧力、慣性力といった荷重そのものの他に、ピストンピンの摺動速度が極めて重要となる。一般にピストンピンのような流体油膜が出来にくい部位の場合、荷重Ｐ、摺動（揺動）速度Ｖの積であるＰＶ値によって潤滑条件の厳しさが見積もられる。すなわち、ピストンピンに加わる荷重が高いほど、及び荷重下でのピストンピンの摺動速度が大きいほど潤滑面では厳しい条件となる。換言すれば、ピストンピンに加わる荷重が高いほど、及び荷重下でのピストンピンに連結されたアッパリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度が大きいほど潤滑面では厳しい条件となる。

本発明は、荷重Ｐの大きな膨張行程前半におけるピストンピンの揺動速度を低減できるようにリンクジオメトリの最適化を行うことで、ピストンピンの十分な潤滑性能が確保される内燃機関を提供することを主たる目的としている。

本発明は、シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、ピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度が、圧縮上死点前の圧縮行程において極大値をとるよう構成されていることを特徴としている。これによって、ピストンピンに連結されるリンクの揺動速度は、圧縮上死点前で極大値をとってから圧縮行程が終了するまで単調減少することになり、膨張行程前半におけるリンクの揺動速度の大きさが低減される。

本発明によれば、膨張行程前半におけるリンクの揺動速度の大きさを低減することができるので、ピストンピンの十分な潤滑性能が確保することができる。

以下、本発明の一実施形態を図面に基づいて詳細に説明する。

図１は、この発明に係る内燃機関、例えば４サイクル筒内直接噴射式ガソリン機関に用いられる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の構成を示す構成説明図である。この機構は、ロアリンク４とアッパリンク５とコントロールリンク１０とを主体とした複リンク式ピストン−クランク機構から構成されている。

クランクシャフト１は、複数のジャーナル部２とクランクピン３とを備えており、シリンダブロック１８の主軸受に、ジャーナル部２が回転自在に支持されている。クランクピン３は、ジャーナル部２から所定量偏心しており、ここにロアリンク４が回転自在に連結されている。カウンタウェイト１５は、ジャーナル部２とクランクピン３とを接続するクランクウェブ１６からクランクピン３とは反対側へ延びている。このカウンタウェイト１５は、クランクピン３を挟んで両側に互いに対向するように設けられており、その外周部は、ジャーナル部２を中心とした円弧形に形成されている。

ロアリンク４は、左右の２部材に分割可能に構成されているとともに、略中央の連結孔にクランクピン３が嵌合している。

アッパリンク５は、下端側が第１連結ピン６によりロアリンク４の一端に回動可能に連結され、上端側がピストンピン７によりピストン８に回動可能に連結されている。ピストン８は、燃焼圧力を受け、シリンダブロック１８のシリンダ１９内を往復動する。

ロアリンク４の運動を拘束するコントロールリンク１０は、上端側が第２連結ピン１１によりロアリンク４の他端に回動可能に連結され、下端側がコントロールシャフトとしての制御軸１２を介して機関本体の一部となるシリンダブロック１８の下部に回動可能に連結されている。詳しくは、制御軸１２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１２ａを有し、この偏心カム部１２ａにコントロールリンク１０下端部が回転可能に嵌合している。

この制御軸１２は、図示せぬエンジンコントロールユニットからの制御信号に基づいて作動する図示せぬ圧縮比制御アクチュエータによって回動位置が制御される。

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においては、制御軸１２が、圧縮比制御アクチュエータによって回動されると、偏心カム部１２ａ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１０の下端の揺動支持位置が変化する。そして、コントロールリンク１０の揺動支持位置が変化すると、ピストン８の行程が変化し、ピストン上死点（ＴＤＣ）におけるピストン８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２は、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の基本的な動作説明図であって、クランクシャフト１が１回転（３６０°ＣＡ）する間の各部の動作を、９０°ＣＡ毎に示している。図の（ｂ）がピストン上死点位置に相当し、この図（ｂ）から明らかなように、コントロールリンク１０の下端の位置が変化すれば、ピストン８が上下に変位して、圧縮比が変化することになる。

また、上記の複リンク式可変圧縮比機構においては、リンクディメンジョンを適切に選定することにより、単振動に近いピストンストローク特性が得られる。特に、一般的な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て、より単振動に近い特性とすることが可能である。そして、ピストン加速度が平準化され、ピストン上死点付近での最大慣性力が大幅に低減する。なお、上記の単振動に近いピストンストローク特性によれば、上死点付近でのピストン８の速度が、単リンク式ピストン−クランク機構のものに比べて、２０％近く遅くなる。

次に、上述したピストン８およびアッパリンク５の構造について図３〜図６を用いて詳述する。

ピストン８は、アルミニウム合金を用いて一体に鋳造されたものであって、比較的厚肉な円盤状をなすピストン頭部２１の外周面に、複数本、例えば３本のピストンリング溝２２が形成されているとともに、ピストン８のスラスト−反スラスト方向となる周方向の一部に、上記外周面からシリンダ１９の円筒面に沿って延びるように、スカート部２３が形成されている。このスカート部２３は、図６に示すように、ピストンピン７と直交する方向から見た投影形状が略矩形状をなし、そのピストンピン軸方向に沿った幅は、ピストンピン７の全長と略等しいか、あるいはピストンピン７の全長よりも短いものとなっている。つまり、スカート部２３は、周方向の非常に小さな範囲に設けられている。

また、ピストン８の中心部つまり円盤状をなすピストン頭部２１の裏面中心部に、一対のピンボス部２４が形成されており、このピンボス部２４に、ピストンピン７の端部が回転自在に嵌合するピン孔２５が貫通形成されている。このピン孔２５の内周には、軸方向に沿った一対の油溝２６が形成されている。

一方、アッパリンク５は、鋼製のものであり、図７に示すように、ピストン８側の一端にピストンピン７が圧入されている。そして、アッパリンク５における上方のピストンピン７の軸長と、下方の第１連結ピン６の軸長とは、互いに等しい。また、ピストンピン７が受ける荷重と第１連結ピン６が受ける荷重とは基本的に等しいので、ピストンピン７と第１連結ピン６とは、互いに等しい径とすることができる。

また、図７に示すように、一対のピンボス部２４及びピストンピン７からなるピストン連結構造のピストンピン軸方向の寸法は、ピストン８ないしはシリンダ１９の直径に比べて、かなり小さなものとなっている。

そして、ピストン８が下死点近傍にあるときに、クランクシャフト１のカウンタウェイト１５の最外径部が、図示するように、ピストンピン７を軸方向へ延長した延長線と交差するようになっている。換言すれば、ピストン８が下死点近傍にあるときに、ピストンピン７を保持したピンボス部２４の側方を、カウンタウェイト１５の最外径部が通過する。尚、図２の（ｄ）は、単に動作を説明するためのものであるので、ピストンピン７とカウンタウェイト１５とが上下に離れて描かれているが、上記のように構成することで、図２（ｄ）の構成よりも、さらにピストン８をクランクシャフト１中心に近付けた構成とすることができる。

また、スカート部２３も小型化されていることから、上記のようにカウンタウェイト１５がピンボス部２４の側方を通過する際に、スカート部２３と干渉することはない。このようにスカート部２３を小型化すると、その剛性を大きく確保することは困難であるが、本発明が前提とする複リンク式ピストン−クランク機構においては、ピストン８を傾けようと作用するサイドスラスト荷重は、一般の単リンク式ピストン−クランク機構の場合よりも小さくなるので、スカート部２３は最小の大きさで済む。具体的には、ピストン８に最大燃焼圧が作用するのは、膨張行程の前半であり、図２の（ｃ）の付近でピストン頭部２１が最大荷重を受けることになるが、このとき、図示するように、アッパリンク５は、垂直に近い姿勢であり、シリンダ１９の軸線に対する傾きが非常に小さい。特に、単リンク式ピストン−クランク機構の場合のコネクティングロッドの姿勢に比べて、シリンダ１９の軸線に対する傾きを、より小さくすることが可能である。従って、サイドスラスト荷重が低減し、スカート部２３の小型化が可能となる。

さらに、上記の複リンク式ピストン−クランク機構の利点として、単振動に近いピストン−ストローク特性とすることで、ピストン加速度が平準化され、ピストン上死点付近での最大慣性力が大幅に低減する。従って、上記のように、ピストンピン７を保持するピンボス部２４の小型化が可能となる。

このような複リンク式ピストン−クランク機構を有する４サイクル内燃機関において、本発明では、ピストンピン７の十分な潤滑性能を確保すべく、複リンク式ピストン−クランク機構のリンクジオメトリの最適化を行う。

複リンク式ピストン−クランク機構の仕様としては、図１及び図８に示すように、クランクシャフト１に対してシリンダがオフセットしていない仕様のもの（以下、タイプＡ複リンクと記す）と、図９に示すように、クランクシャフト１に対してシリンダがオフセットした仕様のもの（以下、タイプＢ複リンクと記す）とがある。ここで、図９に模式的に示す複リンク式ピストン−クランク機構は、クランクシャフトに対してシリンダがオフセットしている点以外は、図１及び図８に示す複リンク式ピストン−クランク機構と同一構成となっているものである。また、図８及び図９において、軌跡Ｌ１はピストン往復軸線と一致するピストンピン７の動き表すものであり、軌跡Ｌ２は第１連結ピン６の動きを示すものであり、軌跡Ｌ３はクランクピン３の動きを示すものである。

図１０は、上述したタイプＡ複リンクのアッパリンク５の揺動角特性（特性線Ａ１）と、上述したタイプＢ複リンクのアッパリンク５の揺動角特性（特性線Ｂ１）と、従来の一般的な単リンク式ピストン−クランク機構におけるリンクの揺動角特性（特性線Ｃ１）とを比較したものである。ここで、単リンク式ピストン−クランク機構におけるリンクとはコネクテイングロッドである。

図１０に示すように、複リンク式ピストン−クランク機構、すなわちタイプＡ複リンク及びタイプＢ複リンクは、単リンク式ピストン−クランク機構とは異なり、膨張行程の半ばでアッパリンク揺動角が最小値となるように設定されている。これは前述のようにピストン８の側圧を減らす上で有効であるのは既に述べた通りである。

そして、本発明においては、複リンク式ピストン−クランク機構におけるアッパリンク５のピストン往復軸線に対する揺動速度（揺動角速度）の特性についても最適化を量っている。ここで、アッパリンク５のピストン往復軸線に対する揺動速度は、ピストンピンの摺動速度と実質的には等価なものである。

図１１は、タイプＡ複リンクのアッパリンク５の揺動速度特性（特性線Ａ２）と、タイプＢ複リンクのアッパリンク５の揺動速度特性（特性線Ｂ２）と、従来の一般的な単リンク式ピストン−クランク機構におけるリンク（コネクテイングロッド）の揺動速度特性（特性線Ｃ２）とを比較したものである。

タイプＡ複リンク及びタイプＢ複リンクの場合、単リンク式ピストンクランク機構に比べて、全体的に揺動速度の絶対値が小さくなっている。また、タイプＡ複リンク及びタイプＢ複リンクの場合、単リンク式ピストンクランク機構に比べて膨張行程前半で揺動速度（の絶対値）が小さくなっている。膨張行程前半でタイプＡ複リンク及びタイプＢ複リンクの揺動速度が相対的に小さくなっている要因は、揺動速度の極大値（最大値）が、単リンク式ピストン−クランク機構のように圧縮上死点ではなく、圧縮行程側、すなわち圧縮上死点よりも前側にシフトしているからである。このようにすることで、タイプＡ複リンク及びタイプＢ複リンクのアッパリンク５の揺動速度は、圧縮上死点前で極大値をとってから圧縮行程が終了するまで単調減少することになる。

また、この結果として、タイプＡ複リンク及びタイプＢ複リンクでは、アッパリンク５の揺動速度がゼロとなる瞬間が相対的に膨張行程前半にシフトすることになる。揺動速度がゼロに近ければ、ピストンピン７に加わる荷重が大きくても、ピストンピン７の摺動面の温度が上昇しにくいなど潤滑条件は大幅に緩和することができる。

タイプＢ複リンクにおけるピストンピン７のＰＶ値を具体的に計算した結果を図１２及び図１３に示す。尚、図１２は中負荷運転時、図１３は高負荷運転時にそれぞれ対応するものである。また、図１２及び図１３において、特性線ＭはタイプＢ複リンクにおけるピストンピン７のＰＶ値であり、特性線Ｎは単リンク式ピストン−クランク機構におけるピストンピンのＰＶ値である。

図１２及び図１３からも明らかなように、タイプＢ複リンクのＰＶ値は、単リンク式ピストン−クランク機構のＰＶ値に対して、全域に亙って低減されており、特にピークとなる膨張行程で大幅に低減されている。

このようにアッパリンク５の揺動速度を膨張行程前半で大きく低減させる方法について、上述したタイプＡ複リンクとタイプＢ複リンクを比較しながら詳述する。

図１４は、タイプＡ複リンクの膨張行程における挙動を模式的に示した説明図であって、図１４の（ａ）がピストン上死点位置（圧縮上死点位置）に相当し、図１４の（ｃ）がピストン上死点位置（圧縮上死点）からクランク角換算で９０°下降した位置に相当し、図１４の（ｂ）が図１４の（ａ）と（ｃ）の中間の位置に相当する。

図１５は、タイプＢ複リンクの膨張行程における挙動を模式的に示した説明図であって、図１５の（ａ）がピストン上死点位置（圧縮上死点位置）に相当し、図１５の（ｃ）がピストン上死点位置（圧縮上死点）からクランク角換算で９０°下降した位置に相当し、図１５の（ｂ）が図１５の（ａ）と（ｃ）の中間の位置に相当する。

図１４及び図１５中のΔＸは、ピストン８が上死点からクランク角換算で９０°下降したときの第１連結ピン６の水平方向の座標変化であり、これと前述の揺動角の変化が概略対応する。このΔＸを減らす上で有効なのは、第１連結ピン６の軌跡である楕円（軌跡Ｌ２）を傾斜させることであり、タイプＡの複リンク式ピストン−クランク機構がそのように構成されている。

また、アッパリンク５は、その両端部を二股状となるよう形成し、これら二股状の各端部で、ピストンピン７の両端部及び第１連結ピン６の両端部をそれぞれ支持するように構成すれば最も合理的であり、カウンタウェイト１５の通過余裕も同じように設計できる。ピストンピン７と第１連結ピン６では最大荷重である燃焼ガス圧力による荷重レベルが基本的に同じであるため、同一の仕様で問題はない。慣性荷重に関しては、第１連結ピン６の方がアッパリンク５の慣性力の分増大するが、ロアリンク４は鋼製、ピストン８がアルミニウム製の場合、この方が都合がよい。

上記実施形態から把握し得る本発明の技術的思想について列記する。

（１） シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、ピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度が、圧縮上死点前の圧縮行程において極大値をとるよう構成されている。これによって、ピストンピンに連結されるリンクの揺動速度は、圧縮上死点前で極大値をとってから圧縮行程が終了するまで単調減少することになり、膨張行程前半におけるリンクの揺動速度の大きさが低減される。そのため、膨張行程前半におけるリンクの揺動速度の大きさを低減することができるので、ピストンピンの十分な潤滑性能が確保することができる。

（２） シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、膨張行程前半におけるピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度の平均値が、圧縮行程後半におけるピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度の平均値よりも小さくなるよう構成されている。

（３） シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、膨張行程の前半に、ピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度がゼロとなる瞬間が存在するよう構成されている。

（４） 上記（１）〜（３）のいずれかに記載の内燃機関において、ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長と略等しい。

（５） 上記（１）〜（３）のいずれかに記載の内燃機関において、ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長よりも短い。

（６） 上記（１）〜（５）のいずれかに記載の内燃機関において、クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差する。

（７） 上記（１）〜（６）のいずれかに記載の内燃機関において、ピストン−クランク機構は、一端がピストンピンを介してピストンに連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されると共に、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、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、を備えた複リンク式ピストン−クランク機構である。

（８） 上記（７）に記載の内燃機関において、クランクシャフトの回転に対するピストンのピストンストローク特性が、単リンクのピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、複リンク式ピストン−クランク機構のリンク構成が設定されている。

（９） 上記（７）または（８）に記載の内燃機関において、複リンク式ピストン−クランク機構は、コントロールリンクの他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段をさらに備えるものであって、揺動支持位置の変位により機関圧縮比を可変制御する。

（１０） 上記（７）〜（９）のいずれかに記載の内燃機関において、複リンク式ピストン−クランク機構は、膨張行程において、アッパリンクのシリンダ往復軸線に対する傾きが小となるよう構成されている。

本発明に係る内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構の全体を示す構成説明図。 複リンク式ピストン−クランク機構の基本的な動作を示す動作説明図。 クランクシャフトと直交する面に沿ったピストンの断面図。 クランクシャフト軸方向に沿ったピストンの断面図。 ピストンの一部を切り欠いて示す斜視図。 ピストンの側面図。 下死点におけるピストンとカウンタウェイトとの位置関係を示す説明図。 タイプＡ複リンクを模式的に示す説明図。 タイプＢ複リンクを模式的に示す説明図。 本発明に係る内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構のアッパリンクの揺動角特性を示す説明図。 本発明に係る内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構のアッパリンクの揺動速度特性を示す説明図。 タイプＢ複リンクにおけるピストンピンのＰＶ値特性を示す説明図。 タイプＢ複リンクにおけるピストンピンのＰＶ値特性を示す説明図。 タイプＡ複リンクにおける膨張行程の挙動を模式的に示した説明図。 タイプＢ複リンクにおける膨張行程の挙動を模式的に示した説明図。

符号の説明

４…ロアリンク
５…アッパリンク
７…ピストンピン
８…ピストン
１０…コントロールリンク
１５…カウンタウェイト
２３…スカート部
２４…ピンボス部

Claims (10)

1. シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、
   上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、ピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度が、圧縮上死点前の圧縮行程において極大値をとるよう構成されていることを特徴とする内燃機関。
2. シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、
   上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、膨張行程前半におけるピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度の平均値が、圧縮行程後半におけるピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度の平均値よりも小さくなるよう構成されていることを特徴とする内燃機関。
3. シリンダ内を往復動するピストンが複数のリンクを介してクランクシャフトに連結されている内燃機関において、
   上記複数のリンクにより構成されるピストン−クランク機構は、膨張行程の前半に、ピストンピンに連結されるリンクのピストン往復軸線に対する揺動速度がゼロとなる瞬間が存在するよう構成されていることを特徴とする内燃機関。
4. ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長と略等しいことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関。
5. ピストンは、周方向の中のスラスト−反スラスト側となる部分に、それぞれスカート部を備えており、このスカート部のピストンピン軸方向に沿った幅が、ピストンピンの全長よりも短いことを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の内燃機関。
6. クランクシャフトのカウンタウェイトの最外径部が、下死点近傍において、ピストンピンの軸方向への延長線と交差す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。
7. ピストン−クランク機構は、一端がピストンピンを介してピストンに連結されるアッパリンクと、このアッパリンクの他端が第１連結ピンを介して連結されると共に、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、このロアリンクに第２連結ピンを介して一端が連結されると共に、他端が内燃機関本体に対して揺動可能に支持されるコントロールリンクと、を備えた複リンク式ピストン−クランク機構であることを特徴とする請求項１〜６のいずれかに記載の内燃機関。
8. クランクシャフトの回転に対するピストンのピストンストローク特性が、単リンクのピストン−クランク機構における特性よりも単振動に近い特性となるように、複リンク式ピストン−クランク機構のリンク構成が設定されていることを特徴とする請求項７に記載の内燃機関。
9. 複リンク式ピストン−クランク機構は、コントロールリンクの他端の内燃機関本体に対する揺動支持位置を変位させる支持位置可変手段をさらに備えるものであって、揺動支持位置の変位により機関圧縮比を可変制御することを特徴とする請求項７または８に記載の内燃機関。
10. 複リンク式ピストン−クランク機構は、膨張行程において、アッパリンクのシリンダ往復軸線に対する傾きが小となるよう構成されていることを特徴とする請求項７〜９のいずれかに記載の内燃機関。

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