JP2007239509A - レシプロ式エンジン - Google Patents

Abstract

【課題】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、ピストンスカート間隙を所定の領域に収める。
【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、燃焼室の壁面の一部または全部（５５、５６）を断熱及び蓄熱の効果が高い材料で構成すると共に、前記ピストン（９）の構造体をマグネシウムを主体とする合金で作成する。
【選択図】図１０

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におけるピストンの軽量化技術に関する。

燃焼室の壁面の一部または全部にセラミックなどの断熱材料を貼り、冷却損失を低減することにより、低負荷時におけるエンジンの熱効率を高めるものがある（特許文献１参照）。
「遮熱エンジンの燃焼と燃焼室」，機会学会講演論文，１９９６年，Ｎｏ．９６−１

ところで、ピストン重量を軽量化することが燃費の向上に結びつくため、この点よりピストンの構造体を、アルミニウムを主体とする合金で作成したものが実用化されているが、アルミニウムよりも比重の小さいマグネシウムを採用することができれば、同じ体積でも比重の小さな分だけアルミニウムより軽量化でき、燃費をさらに向上できる。

しかしながら、図１２に示したようにピストンスカート隙間（ピストンスカートとシリンダとの間隙のこと）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に油膜を確保できずピストンがシリンダに焼き付いてしまうためである。

こうしたピストンスカート間隙に対する要求より、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たものでは、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。なお、図１２において「スラップ音ＮＧ領域」はスラップ音による機械騒音が許容値を超えて大きくなる領域を、また「潤滑ＮＧ（焼き付き）領域」はシリンダに油膜を確保できずピストンがシリンダに焼き付いてしまう領域を示している。

そこで本発明は、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、ピストンスカート間隙を所定の領域に収めることを目的とする。

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、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、前記ピストン（９）の構造体をマグネシウムを主体とする合金で作成する。

第１の発明によれば、第一にピストン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。

第１の発明によれば、第二に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。

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、図１０右側はピストン９及びシリンダ１０の一部断面図である。

さて、ピストン９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９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１１参照）、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。

ただし、図１２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１０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１０に油膜を確保できずピストン９がシリンダ１０に焼き付いてしまうためである。なお、図１２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。

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１２の「Ｍｇピストン（断熱なし）」を参照）。

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１０右側に示したようにピストン９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５５を溶射等で層状に所定厚さとなるまで形成すると共に、シリンダライナー５６を設け、このシリンダライナー５６を同じくセラミック等の断熱材料（非金属材料）で構成する。ここで、コーティング層５５及びシリンダライナー５６が燃焼室の壁面の一部である。

このように、断熱ピストン及び断熱ライナーとすることで、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１２の「Ｍｇピストン（断熱有り）」を参照）。このような断熱ピストン及び断熱ライナー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１０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９よりピストンリング５１、５２を介してシリンダ１０へと逃げるのであるが、断熱ピストン及び断熱ライナーの場合には、熱の伝達がセラミック等のコーティング層５５で遮断されている。

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、上記特許文献１に記載されているように、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１１参照）、ピストン９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、断熱ピストン及び断熱ライナー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。

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。

ここでは、先に、図１〜図９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１３〜図１５を用いて、圧縮比の制御方法を説明する。

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１６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。

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。

次に、図１３はエンジンの制御システム図である。クランク角センサ６２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６３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６１（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１４に示したように、まずステップ１でクランク角センサ６２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６３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１５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１５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１５においては目標圧縮比をεでしめしている。

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１４を回動制御するための圧縮比アクチュエータ１６に出力する。

図１５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。

なお、エンジンコントローラ６１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。

ここで、本実施形態の作用効果を説明する。

本実施形態（請求項１に記載の発明）によれば、第一にピストン９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１に記載の発明）によれば、第二にピストン９冠面（コーティング層５５）及びシリンダライナー５６（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１２の「Ｍｇピストン（断熱有り）」を参照）。

本実施形態（請求項２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１４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１５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。

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６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。

本実施形態（請求項８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）、第１のリンク６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２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２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。

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１０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１０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１０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。

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。

また、燃焼室と反対側のピストン９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９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。

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。

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１実施形態のエンジンの概略構成図。 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。 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、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、（Ｃ）はピストン９の一部を切り欠いて示す斜視図。 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。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。 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。 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。 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。 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。 アルミニウムとマグネシウムの材料特性の比較図。 ピストンスカート間隙のピストン温度に対する特性図。 エンジンのシステム図。 圧縮比制御を説明するためのフローチャート。 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。 先行エンジンの概略構成図。

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
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
５５ コーティング層
５６ シリンダライナー

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、
   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、前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レシプロ式エンジン。
2. 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１に記載のレシプロ式エンジン。
3. 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、前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２に記載のレシプロ式エンジン。
4. 前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、前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３に記載のレシプロ式エンジン。
5. 前記第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３または４に記載のレシプロ式エンジン。
6. 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３または４に記載のレシプロ式エンジン。
7. 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前記第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３または４に記載のレシプロ式エンジン。
8. 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３または４に記載のレシプロ式エンジン。
9. 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２から８までのいずれか一つに記載のレシプロ式エンジン。
10. 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請求項３に記載のレシプロ式エンジン。