JP2007239508A - レシプロ式エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】同一エンジンサイズのままでも、複リンク型のピストンクランク機構の特徴を活かしつつ、ピストンストロークを下方に拡大し得るレシプロ式エンジンを提供する。
【解決手段】シリンダ（１０）内を往復動するピストン（９）を有するレシプロ式エンジンにおいて、前記ピストン（９）を複数のリンク部材（６、５、１１）を介してクランクシャフト（２）により駆動する一方、前記シリンダ（１０）の軸線（Ｓ）は、前記クランクシャフト（２）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のオフセットを有すると共に、前記ピストン（９）の下死点近傍位置において、ピストン（９）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前記クランクシャフト（２）の回転中心（Ｏ）より遠い側のシリンダ（１０ａ）に作用するようにした。
【選択図】図１

Description

本発明はレシプロ式のエンジン（内燃機関）、特にレシプロ式エンジンの出力性能を改善するものに関する。

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が提案されている（特許文献１参照）。単リンク型のピストンクランク機構と異なり、この複リンク型のピストンクランク機構では、ピストンとクランクシャフトとが第１のリンク、第２のリンクの２つのリンクを介して連結され、さらに第２のリンクには、その挙動を制約する第３のリンクが連結され、第３のリンクはさらに、偏心カム部を有するコントロールシャフトによって、その回転（揺動）中心が変えられるようになっている。
特開２００１−２２７３６７公報。

ところで、上記複リンク型ピストンクランク機構の本来の機能は、上記コントロールシャフトの角度位置制御により、ピストンの上死点位置を変え得る点にあり、いわゆる可変圧縮比機構としての機能を発揮するものである。

ここでは上記公知になっている、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を用いて、ピストン上死点位置でのピストン冠面とクランクシャフトの回転中心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（エンジンの排気量）を拡大できるか否かについて、新たに検討したところを述べる。

まず、図１２は公知になっているレシプロ式エンジンの概略構成図で、図１３にはこの先行エンジンのクランクシャフト一回転における挙動を示している。ここでの着目点は、カウンターウェイト４ｂの通過する領域と各ジョイント（継手）との位置関係である。

この場合、第１のリンク６と第２のリンク５の連結ピン７部及び第２のリンク５と第３のリンク１１の連結ピン１２部の２つの連結ピン部（２つのジョイント）はカウンターウェイト４ｂとの干渉を避ける形で設計されている。一方、ピストンピン８部（ジョイント）は、図１３最右側に示すピストン９の下死点位置においても、カウンターウェイト４ｂと干渉しないように、余裕代が与えられている。

この場合に、ピストン９のストロークを下方に拡大するには、図２右側の２つの図に示したように、ピストン９の下死点位置が、図２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。）用のピストンの場合よりも下方にくるように、つまりピストン９のスカート部にエンジンの左右方向（図２右側の左の図では左右方向）からみて左右の切り欠き部９ｃ、９ｄを設け、ピストン下死点近傍の位置において、カウンターウェイト４ｂがこの切り欠き部９ｃ、９ｄを通過するようにコンパクトな設計とすることが必要である。

図３に示すのはこのような狙いで設計されたピストン９の構造を示し、ピストン９のスカート長さｈ２及びピストンピン孔９ｊの長さが標準エンジン用のピストンに比べて大幅に短縮しており、ピストン９の軸心部に挿通される第１のリンク６の孔９ｐの幅も狭くなっている。

このようにピストン９を新たに構成すれば、図４に示したように、カウンターウェイト４ｂをピストンピン８の側方を通過させることができるため、第１のリンク６を最小限の長さとして、ピストン９の下死点位置をクランクシャフト２に最も接近させることで、その分のピストンストロークの下方への拡大が可能となる（図２右側の２つの図参照）。これにはピストン９もコンパクトにすることが必要となる。

さて、このような手法でピストンストロークを下方へと拡大してゆくと、ピストン９の下死点位置がどんどん下がり、シリンダ１０もそれに合わせて下方に延長することが必要になる。特に、複リンク型のピストンクランク機構では、下死点近傍位置でのピストン９の慣性力に起因するスラスト力の発生が避けられないため、ピストンストロークの拡大に合わせてシリンダ１０を下方に延長することが不可欠となる。ここで、シリンダのうち、ピストン９が上死点位置か下死点位置でピストン９の慣性力に起因して運動の方向が変わるとき、ピストン９が叩きつけられる側のことをスラスト側といい、ピストン９よりシリンダ１０に作用するスラスト側の力が上記のスラスト力である。

しかしながら、ここで問題が発生する。すなわち、シリンダ１０を下方に延長すると、その延長したシリンダ１０がカウンターウェイト４ｂに干渉してくる。このため、カウンターウェイト４ｂと干渉するシリンダ部分は削除することが必要になる。一方、複リンク型のピストンクランク機構そのものもシリンダ１０との干渉が生じ易くなるため、せっかくシリンダ１０を下方に延長しても、カウンターウェイト４ｂと干渉するシリンダ部分の削除によって、スラスト力を受ける能力が減少してしまう。これは、スラスト力を受けるシリンダ部分がカウンターウェイト４ｂと干渉するために削除しなければならないとしたら、スラスト力を受けるシリンダ部分が存在しないこととなり、スラスト力を受けられなくなってしまうためである。

従って、シリンダを下方に延長する際には、カウンターウェイトと干渉する部分は削除しなければならず、その一方でスラスト力を受けるシリンダ部分は存在していなければならないこととなる。

そこで本発明は、同一エンジンサイズのままでも、複リンク型のピストンクランク機構の特徴を活かしつつ、ピストンストロークを下方に拡大し得るレシプロ式エンジンを提供することを目的とし、その際、カウンターウェイトと干渉する部分は削除しなければならず、その一方でスラスト力を受けるシリンダ部分は存在していなければならないという、相反する２つの要求を満足するようにしている。

本発明は、シリンダ（１０）内を往復動するピストン（９）を有するレシプロ式エンジンにおいて、前記ピストン（９）を複数のリンク部材（６、５、１１）を介してクランクシャフト（２）により駆動する一方、前記シリンダ（１０）の軸線（Ｓ）は、前記クランクシャフト（２）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、前記ピストン（９）の下死点近傍位置において、ピストン（９）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前記クランクシャフト（２）の回転中心（Ｏ）より遠い側のシリンダ（１０ａ）に作用するようにした。

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。

これに対して、本発明によれば、ピストン（９）を複数のリンク部材（６、５、１１）を介してクランクシャフト（２）により駆動するので、リンク（第１のリンク６）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、スカート長さを小さくできる。

一方、ピストン（９）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（１０）とカウンターウェイト（４ｂ）との干渉及び下死点近傍位置でのカウンターウェイト（４ｂ）とピストンスカート部（９ｂ）の干渉が問題となる。

この場合に、上記のようにピストン（９）を複数のリンク部材（６、５、１１）を介してクランクシャフト（２）により駆動することでスカート長さを小さくでき、さらに、本発明によれば、ピストン（９）の摺動するシリンダ軸線（Ｓ）が、クランクシャフト（２）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（９）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（９）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（２）の回転中心（Ｏ）より遠い側のシリンダ（１０ａ）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の回転中心より遠い側のシリンダ（１０ａ）の下方だけだけにシリンダ壁があればよい。

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（１０ｂ）壁をカウンターウェイト（４ｂ）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（１０ａ）壁を下方へと伸ばすことで、ピストン（９）のロングストローク化が可能となった。

このように、本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、後述する単振動に近いピストンストローク特性により、ピストンストロークの拡大（増大）に伴うエンジン振動の悪化を抑制することもできる。

以下、本発明の実施形態を図面に基づいて説明する。

図１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である。図１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１左側にはピストン９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１右側にはピストン９が下死点位置にある状態をそれぞれ示している。

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。

なお、先行エンジンは図１２に示したように、シリンダ軸線Ｓがクランクシャフト２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２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９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２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１０ａ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。

図１において、クランクシャフト２には、エンジン本体の一部を構成するシリンダブロック１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３が各気筒毎に設けられている。各クランクジャーナル３は、その軸心Ｏがクランクシャフト２の軸心（回転中心）と一致しており、クランクシャフト２の回転軸部を構成している。

また、クランクシャフト２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４と、クランクピン４をクランクジャーナル３へ連結するクランクアーム４ａと、軸心Ｏに対してクランクピン４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４ｂとを有している。クランクアーム４ａとカウンターウェイト４ｂとは、この実施形態では一体的に形成されている。

そして本実施形態では、各気筒毎に形成されたシリンダ１０に摺動可能に嵌合するピストン９と、上記のクランクピン４とが、複数のリンク部材、すなわち第１のリンク６（アッパーリンク）と第２のリンク５（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６の上端側は、ピストン９に固定的に設けられたピストンピン８（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６の下端側と第２のリンク５の、ほぼ二等分された一方の本体５ａとは、両者を挿通する連結ピン７（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。

第２のリンク５は、クランクピン４を狭持するように、２つの本体５ａ、５ｂ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４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５ｂと第３のリンク１１の上端側とは、両者を挿通する連結ピン１２（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。

この第３のリンク１１の下端側は、シリンダブロック１に回動可能に支持される偏心カム部１４を有するコントロールシャフト１３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１３の外周には偏心カム部１４が回転可能に設けられており、偏心カム部１４の軸心Ｏａは、コントロールシャフト１３の軸心Ｏｂに対して所定量偏心している。この偏心カム部１４は、ウォームギア１５を介して圧縮比制御アクチュエータ１６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。

このような構成により、クランクシャフト２の回転に伴って、クランクピン４，第２のリンク５，第１のリンク６及びピストンピン８を介してピストン９がシリンダ１０内を昇降するとともに、第２のリンク５に連結する第３のリンク１１が、下端側の揺動軸心Ｏｂを支点として揺動する。

また、上記の圧縮比制御アクチュエータ１６により偏心カム部１４を回動制御することにより、第３のリンク１１の揺動軸心となるコントロールシャフト１３の軸心Ｏｂが偏心カム部１４の軸心Ｏａ周りに回転し、つまり第３のリンク１１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９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。

このようにピストン９を複数のリンク部材を介してクランクシャフト２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２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２の回転方向が時計回りの場合に、右方向である。

また、このとき、ピストン９下死点位置近傍においてピストン９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２から遠い側（図１で右側）のシリンダ１０ａに作用するようにする。

図１においてカウンターウェイト４ｂの最外径の軌跡（クランクシャフト２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２の回転中心Ｏより近い側（図１で左側）のシリンダ１０ｂ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２の回転中心Ｏより遠い側（図１で右側）のシリンダ１０ａ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１０ｂがカウンターウェイト４ｂ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２の回転中心Ｏより近い側のシリンダ１０ｂの下端１０ｄは、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Ｏより遠い側のシリンダ１０ａの下端１０ｃ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１０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２の回転中心より遠い側のシリンダ１０ａの下端１０ｃ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１０ｂの下端１０ｄに比べて、下方に延長されている。

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２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１０ａの下端１０ｃが、クランクシャフト２の回転中心Ｏより近い側のシリンダ１０ｂの下端１０ｄよりも下方に延長されていると、クランクシャフト２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１０ａ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２の回転中心Ｏより近い側のシリンダ１０ｂ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。

また、図２右側の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９ｍ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、図２左側の２つの図に示す標準エンジン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９のスカート部がカウンターウェイト４ｂと干渉してしまうので、この干渉を避けるためピストン９のスカート部を次のように形成する。

これについて、図３を参照して説明すると、図３（Ａ）はエンジンをフロントから見て、ピストンピン孔９ｊの軸に直交する平面で切ったときのピストン９の縦断面図、図３（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９ｊの軸を含む平面で切ったときのピストン９の縦断面図、図３（Ｃ）はピストン９の一部を切り欠いて示す斜視図である。

図３（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９になっている。このように背丈の低いピストン９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。

一方、図３（Ｂ）に示したように、リングランド部９ａの下方に設けられるスカート部９ｂ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４ｂとの干渉を避けるため、切り欠き部９ｃ、９ｄが形成される。すなわち、リングランド部９ａ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９ｅ、９ｆ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３（Ｂ）で左右の両側）に形成されると共に、左側の平面９ｅに直交する平面９ｇが下方に向けて、また右側の平面９ｆに直交する平面９ｈが下方に向けて、かつ２つの平面９ｇ、９ｈ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。

そして、下方に延びる２つの平面９ｇ、９ｈは底面９ｉ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９ｅ、９ｇと、同じく直交する２平面９ｆ、９ｈとでスカート部９ｂのエンジン前後方向の両側に切り欠き部９ｃ、９ｄが形成されている。

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９ｇ、９ｈには、この２平面９ｇ、９ｈをエンジンの前後方向（図３（Ｂ）で左右方向）に貫通するピストンピン孔９ｊが穿設されるが、このピストンピン孔９ｊの長さは、スカート部９ｂに切り欠き部９ｃ、９ｄを設けた分だけ標準エンジンよりも短くなっている（図２参照）。

なお、スカート部９ｂ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３（Ａ）にも示したように、リングランド部９ａ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９ｍには、図３（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９ｎやバルブリセス９ｏ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６の挿通される孔９ｐも形成されている。

このようにして、ピストン９が形成されると、図４にも示したように、ピストン９が下死点近傍位置にあるとき、ピストンスカート部９ｂ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９ｃ、９ｄ（空間）をカウンターウェイト４ｂが衝突することなく通過することになり、ピストン９が下死点近傍位置にあるときの、ピストンスカート部９ｂとカウンターウェイト４ｂとの干渉が避けられる。なお、図４ではピストンスカート部９ｂの左側にしかカウンターウェイト４ｂを示していないが、実際には図２右側の左の図に示したように、ピストンスカート部９ｂの両側をカウンターウェイト４ｂが通過することとなる。

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５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６が直立姿勢を維持できることから、ピストン９の挙動が安定し、スカート部９ｂ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９が後述する図９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８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。

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６〜図９を参照しながら補足説明を行う。ただし、図１と相違して図６、図７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６、図７と図１とでは左右が互いに逆の関係になる。

まず、〈１〉のオフセットの効果を図６を用いて説明する。図６はエンジンをリアからみた図であるため、図６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。

図６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（６、５、１１）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。

なお、図６において原点にはクランクシャフト２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４ｂ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１０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１０ａ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２の回転中心より遠い側のシリンダ１０ｂを表している。

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２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９ｍ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２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。

さて、図６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６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６では逆の左側）のシリンダ１０ａに既にカウンターウェイト４ｂ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。

ここで、上記のスラスト側とは、ピストン９が上死点か下死点で運動の方向が変わるとき、ピストン９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６ではシリンダ１０の左右のいずれの側もスラスト側である。

これに対して、図６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６では逆の右側）のシリンダ１０ｂ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４ｂ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６では逆の右側）のシリンダ１０ｂとの干渉が余裕を持って回避できている（図６下段右側参照）。

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６では逆の左側）のシリンダ１０ａ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６では逆の右側）のシリンダ１０ｂになるのは、第１のリンク６の傾きが反対になることによる。つまり、図６上段右側のように第１のリンク６がシリンダ１０ａに向けて傾いていれば、スラスト力はシリンダ１０ａに作用し、この逆に図６下段右側のように第１のリンク６がシリンダ１０ｂに向けて傾いていれば、スラスト力はシリンダ１０ｂに作用する。

なお、左方向オフセットが大きい場合でも、図６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６では逆の左側）のシリンダ１０ａとは干渉している。ただし、この側のシリンダ１０ａ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１０ａを削ることによって干渉を避けることができる。

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７部（第１のリンク６と第２のリンク５とのジョイント）の位置がクランクシャフト２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７部の位置がクランクシャフト２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。

図６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７部の位置がさらにクランクシャフト２の回転中心Ｏのある側と反対側（図６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６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。

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６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６では逆の左側）のシリンダ１０ａ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６では逆の右側）のシリンダ１０ｂ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。

ここで、上記のスラスト力とは、ピストン９よりシリンダ１０に作用するスラスト側の力のことである。

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７を用いて説明する。

図７も図６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７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７では逆の左方向）とした場合、図７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７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２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７下段に示す左方向オフセットの場合には、シリンダ１０ａのほうがクランクシャフト２の回転中心Ｏより近い側、シリンダ１０ｂのほうがクランクシャフト２の回転中心Ｏより遠い側であるのに対して、図７上段に示す右方向オフセットの場合になると、シリンダ１０ａのほうがクランクシャフト２の回転中心Ｏより遠い側、シリンダ１０ｂのほうがクランクシャフト２の回転中心Ｏより近い側となる。

さて、リンクアライメントの選定にもよるが、図７下段に示す左方向オフセットの場合、第１のリンク６の傾きが、図７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７上段に示す右方向オフセットになると、図７上段中央のように第１のリンク６の傾きが逆に減少している（直立状態に近い）。

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８である。

ここで、図８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１０ａ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１０ｂ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。

まず図８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２の回転中心Ｏより遠い側（図８下段では右側）のシリンダ１０ｂ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。

これに対して、図８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２の回転中心Ｏより遠い側（図８下段では右側）のシリンダ１０ｂ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８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８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。

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。

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２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。

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９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２の回転中心Ｏからピストンピン８までの間の距離のことである。

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。

ここで、本実施形態の作用効果を説明する。

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。

これに対して、本実施形態（請求項１に記載の発明）によれば、ピストン９を複数のリンク部材（６、５、１１）を介してクランクシャフト２により駆動するので、リンク（第１のリンク６）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３（Ａ）を参照）。

一方、ピストン９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１０とカウンターウェイト４ｂとの干渉及び下死点近傍位置でのカウンターウェイト４ｂとピストンスカート部９ｂの干渉が問題となる。

この場合に、上記のようにピストン９を複数のリンク部材（６、５、１１）を介してクランクシャフト２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１に記載の発明）によれば、ピストン９の摺動するシリンダ１０の軸線Ｓが、クランクシャフト２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９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９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１０ａ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２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１０ａの下方だけにシリンダ壁があればよい。

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４ｂ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。

このように、本実施形態（請求項１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、単振動に近いピストンストローク特性により、ピストンストロークの拡大（増大）に伴うエンジン振動の悪化を抑制することもできる。

エンジンをフロントから見てクランクシャフト２が時計方向に回転する場合に、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とき、図８下段に示したように、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２の回転中心Ｏより遠い側（図８下段では右側）のシリンダ１０ｂ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のであるが、本実施形態（請求項３に記載の発明）によれば、エンジンをフロントから見てクランクシャフト２が時計方向に回転する場合に、シリンダ軸線Ｓが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ので、図８上段に示したように、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ととなる。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すため、本実施形態（請求項３に記載の発明）によれば、ＢＤＣで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Ｏより遠い側（図８下段では右側）のシリンダ１０ｂ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、という跳ね返りを回避できる。

本実施形態（請求項４に記載の発明）によれば、ピストンスカート部９ｂ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９ｃ、９ｄを設け、クランクシャフト２のカウンターウェイト４ｂ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９ｃ、９ｄを通過する構成としたので（図２右側の左の図、図４を参照）、ピストン９が下死点近傍位置にあるときの、ピストンスカート部９ｂとカウンターウェイト４ｂとの干渉を避けつつ、標準エンジンよりもピストン下死点位置を下げることができる。

ピストン下死点近傍位置において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より遠い側のシリンダ１０ａにスラスト力が作用するのであるが、これに合わせて本実施形態（請求項５に記載の発明）によれば、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Ｏより遠い側のシリンダ１０ａの下端１０ｃ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Ｏより近い側のシリンダ１０ｂの下端１０ｄよりも下方に延長されている、つまりピストン下死点近傍位置においてスラスト力が作用する側のシリンダの下端のほうが下方に延長されているので、ピストン下死点近傍位置においてもスラスト力を受ける能力を確保できる。

本実施形態（請求項６に記載の発明）によれば、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Ｏより遠い側のシリンダ１０ａにおける下死点近傍位置でのピストン摺動面が、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Ｏより近い側のシリンダ１０ｂにおける下死点近傍位置でのピストン摺動面より大きいので、ピストン下死点近傍位置においてもクランクシャフト２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１０ａに大きい潤滑面積を確保できる。

本実施形態（請求項７に記載の発明）では、ピストン９の下降工程（膨張行程または吸入行程）において第１のリンク６が図７上段に示したように変化する。すなわち、図７上段において、ピストン上死点位置では左側に示したように第１のリンク６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Ｏより遠い側のシリンダ１０ａに向けて傾き、ピストン上死点からピストン下死点への中間位置で中央に示したように第１のリンク６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Ｏより近い側のシリンダ１０ａに向けてわずかに傾き、ピストン下死点位置になると、右側に示したように第１のリンク６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Ｏより遠い側のシリンダ１０ａに向けて再び傾いており、ピストン９の下降工程全体でみると、第１のリンク６がシリンダ１０ａへと傾くほうが支配的となっている。

このように、本実施形態（請求項７に記載の発明）によれば、ピストン９の下降行程において第１のリンク６のシリンダ軸線Ｓに対する傾きであって、クランクシャフト２の回転中心Ｏより遠い側のシリンダ１０ａにスラスト力が作用する向きの傾きが支配的となるようにしたので、スラスト力を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Ｏより遠い側のシリンダ１０ａへと確実に作用させることができる。

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２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２の振動が大きくなるのであるが、本実施形態（請求項８に記載の発明）によれば、ピストン９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９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２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２の振動を低減できる。

図１０は第２実施形態の概略構成図で、図１に置き換わるものである。

第２実施形態は、第１実施形態のレシプロ式エンジンを、コンプレッサ２１ａと排気タービン２１ｂとを同軸で連結したターボ過給機２１を備えるレシプロ式エンジンに適用したものである。

ただし、レシプロ式エンジンについてはピストンクランク機構の全体を図示していないが、図１と同じである。

ターボ過給機付きレシプロ式エンジンの構成そのものは公知である。これについて簡単に説明すると、吸入空気はコンプレッサ２１ａにより加圧され、吸気弁２７が開いたときに吸気ポート２６よりシリンダ１０内に入る。シリンダ１０内で燃焼したガスは排気弁２８が開いたときに排気通路２９へと排出され、排気のエネルギーは排気タービン２１ｂによって回収される。コンプレッサ２１ａ下流の吸気通路２５には過給圧センサ３２が設けられ、この過給圧センサ３２により検出される実過給圧が入力されるエンジンコントローラ３１では、この実過給圧が目標過給圧を超えたときに排気タービン２１ｂをバイパスする通路４１に設けてある排気バイパス弁４２を開いて実過給圧が目標過給圧を超えないようにする。

また、エンジン回転速度、エンジン負荷、冷却水温の信号が入力されるエンジンコントローラ３１では、エンジンの暖機完了後にエンジン回転速度とエンジン負荷により定まる運転条件に応じた目標圧縮比となるように圧縮比制御アクチュエータ１６を制御する。また、ノックセンサ３３によりノッキングが検出されるときには、ノッキングを回避するため圧縮比制御アクチュエータ１６を介して圧縮比を下げる。

また、エンジンコントローラ３１には、過給圧、圧縮比、点火時期を最適に制御するため、過給圧マップ、圧縮比マップ、点火時期マップを有している。

このような公知のターボ過給機付きレシプロ式エンジンを前提として、第２実施形態では、レシプロ式エンジンの構成を図１で示したレシプロ式エンジンの構成としている。

第１実施形態で説明したように、第２実施形態でも、ピストンストロークを下方に拡大しているので、その分冷却損失が減るためにエンジンを高圧縮比にしても熱効率の向上効果が大きくなる。また、同時に冷却損失の低減は排気のエネルギーを増大させるため、ターボ過給機２１を有するレシプロ式エンジンにおいては、過給の効率が向上する。例えば、低車速の定常走行から急加速をする場合に、排気エネルギーが高ければ、その分定常走行時のターボ過給機２１の回転速度も上がっており、また高負荷に移行した後の排気エネルギーの増大も顕著となる。したがって過給圧の立ち上がりも早くなる。

ピストンストロークの拡大の効果はそれだけではない。図６、図７で前述したようにエンジンのサイズを変えることなく標準エンジンに対して４０％以上の排気量の拡大（超ロングストローク化）が可能となる。これは加速時においても顕著な動力性能の改善効果をもたらす。つまりターボ過給機２１が効き始める前の、ＮＡ（自然吸気）の条件での出力がその分増える効果である。排気量が増えていれば、その分過給圧の立ち上がりも早くなる。

ただし、ロングストロークには高回転速度時の出力が伸びないという本質的な欠点がある。これはシリンダ１０のボア径と吸排気弁２７、２８のサイズが標準エンジンのままであるため、ＮＡでは吸気弁２７での吸気流速が早期に音速に達するためである。

このような出力限界に対しては、ターボ過給機２１との組み合わせが効果的である。これは、ターボ過給機２１により、吸気通路の圧力が高まり、吸気弁２７上流のポート２６圧力が大幅に上昇するため、音速になる限界流量をのばすことができるためである。

従って、第２実施形態（請求項１０に記載の発明）によれば、吸入空気を過給するターボ過給機２１を備えるので、ターボ過給機２１により、吸気通路の圧力が高まり、吸気弁２７上流のポート２６圧力が大幅に上昇するため、音速になる限界流量をのばすことができることから、高回転速度時においてもエンジン出力を伸ばすこことができる。

一方、ターボ過給機２１を備える標準エンジンの場合、低速からの急加速のような条件では、ターボ過給機２１の回転速度の上昇に要する時間、過給圧が十分に上昇しないため、ターボラグと呼ばれる運転性上の問題があった。これは、加速直後は過給圧が上がらないため、ＮＡと同じ空気量でかつ圧縮比が低く固定された標準エンジンでは、熱効率も低下しているため、特に低速トルクが不十分となるためである。

また、冷却損失の低減に伴い、排気エネルギーは増大する。ターボ過給機を備えない標準エンジンではこのように排気エネルギーが増大しても排気温度が上昇するにとどまるところ、第２実施形態のようにターボ過給機を備えるエンジンでは排気エネルギーの増大が過給効率の向上につながる。

さらに、第２実施形態のレシプロ式エンジンは複リンク型のピストンクランク機構を備えているので、先行エンジンと同じに圧縮比の可変制御が可能となる。

この機能により、ノックの発生し易い過給時（例えば低回転速度全負荷時）の圧縮比を適切に低下させ、部分負荷時や無過給時の条件では可能な限り圧縮比を高い設定として、熱効率を高めることが効果的である。

図１１はピストンストロークの下方への拡大（ロングストローク化）と過給の相乗効果を表したものである。ロングストローク化により、低中速トルクが増大し、過給圧上昇前の加速性が向上し、過給圧の立ち上がり速度が上昇する。一方、自然吸気エンジンでロングストローク化すると、高速時に吸気弁での吸気流速が早期に音速に達してしまい、圧力損失が増大して出力が伸びないという問題が生じるが、ターボ過給機によって過給を行うことにより、吸気弁上流の圧力を大幅に上昇させ、音速になる限界流量をのばして出力向上を図ることができる。また、ロングストローク化により、冷却損失が低減し、排気温度が上昇し、過給効率が向上する。これら３つにより、従来のレシプロ式エンジンと相違して、最大出力が回復し、低回転速度域でのトルク感がよくなる。

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２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２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。

２つの実施形態では、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。

本発明の第１実施形態のエンジンの概略構成図。 ピストンストロークを拡大するコンセプトの説明図。 ピストンストローク拡大用のピストンの概略構成図。 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。 背丈の低いピストンの成立を説明するための原理図。 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。 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示す比較図。 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示す比較図。 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示す比較図。 第２実施形態のターボ過給機付きレシプロ式エンジンの概略断面図。 ロングストローク化と過給の相乗効果を示す図。 先行エンジンの概略構成図。 先行エンジンの作動図。

符号の説明

１ シリンダブロック
２ クランクシャフト
４ｂ カウンターウェイト
５ 第２のリンク
６ 第１のリンク
７ 連結ピン（第２のピン）
８ ピストンピン（第１のピン）
９ ピストン
９ｂ スカート部
９ｃ、９ｄ 切り欠き部
１０ シリンダ
１０ａ 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より遠い側のシリンダ
１０ｂ 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より近い側のシリンダ
１０ｃ シリンダ下端
１０ｄ シリンダ下端
１１ 第３のリンク
１２ 連結ピン（第３のピン）
１３ コントロールシャフト

Claims (10)

1. シリンダ内を往復動するピストンを有するレシプロ式エンジンにおいて、
   前記ピストンを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一方、
   前記シリンダの軸線が、前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、
   前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前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レシプロ式エンジン。
2. 前記複数のリンク部材は、
   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
   を含むことを特徴とする請求項１に記載のレシプロ式エンジン。
3. エンジンをフロントから見てクランクシャフトが時計方向に回転する場合に、前記シリンダの軸線は、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ことを特徴とする請求項１に記載のレシプロ式エンジン。
4. 前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、前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１から３までのいずれか一つに記載のレシプロ式エンジン。
5. ２つあるスラスト側のうち前記クランクシャフトの回転中心より遠い側のシリンダの下端が、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より近い側のシリンダの下端よりも下方に延長されていることを特徴とする請求項１から４までのいずれか一つに記載のレシプロ式エンジン。
6. ２つあるスラスト側のうち前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おける下死点近傍位置でのピストン摺動面が、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より近い側のシリンダにおける下死点近傍位置でのピストン摺動面より大きいことを特徴とする請求項１から４までのいずれか一つに記載のレシプロ式エンジン。
7. 前記ピストンの下降行程において前記第１のリンクのシリンダ軸線に対する傾きであって、前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スラスト力が作用する向きの傾きが支配的となるようにしたことを特徴とする請求項２に記載のレシプロ式エンジン。
8. 前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７に記載のレシプロ式エンジン。
9. 前記クランクケースに設けられた支点の位置をエンジンの運転条件に応じて制御し、エンジンの圧縮比を可変制御するようにしたことを特徴とする請求項２、７、８のいずれか一つに記載のレシプロ式エンジン。
10. 吸入空気を過給するターボ過給機を備えることを特徴とする請求項１から９までのいずれか一つに記載のレシプロ式エンジン。