WO2017110401A1 - 内燃機関のピストンストローク調整装置 - Google Patents

内燃機関のピストンストローク調整装置 Download PDF

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WO2017110401A1
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internal combustion
combustion engine
piston
dead center
link
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中村　信
真敬 庄司
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Astemo Ltd
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Hitachi Automotive Systems Ltd
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    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B75/00—Other engines
    • F02B75/04—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads
    • F02B75/048—Engines with variable distances between pistons at top dead-centre positions and cylinder heads by means of a variable crank stroke length
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02B—INTERNAL-COMBUSTION PISTON ENGINES; COMBUSTION ENGINES IN GENERAL
    • F02B41/00—Engines characterised by special means for improving conversion of heat or pressure energy into mechanical power
    • F02B41/02—Engines with prolonged expansion
    • F02B41/04—Engines with prolonged expansion in main cylinders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02D—CONTROLLING COMBUSTION ENGINES
    • F02D15/00—Varying compression ratio
    • F02D15/02—Varying compression ratio by alteration or displacement of piston stroke
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02T—CLIMATE CHANGE MITIGATION TECHNOLOGIES RELATED TO TRANSPORTATION
    • Y02T10/00—Road transport of goods or passengers
    • Y02T10/10—Internal combustion engine [ICE] based vehicles
    • Y02T10/12—Improving ICE efficiencies

Definitions

  • the present invention relates to a piston stroke adjusting device for a four-cycle internal combustion engine, and more particularly to a piston stroke adjusting device for an internal combustion engine having a variable mechanism for changing the position of a top dead center or bottom dead center of a piston.
  • This type of internal combustion engine piston stroke adjustment device includes a variable compression ratio mechanism that variably controls the geometric compression ratio of the internal combustion engine, that is, the mechanical compression ratio, and the opening and closing timings of intake and exhaust valves that affect the actual compression ratio. It is desired to improve various performances of the engine by a combination of control with a variable valve mechanism that performs variable control.
  • the piston stroke adjusting device for an internal combustion engine described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 2002-276446 includes a variable valve mechanism for variably controlling the intake valve closing timing and a variable for variably controlling the compression ratio. A compression ratio mechanism is provided.
  • FIG. 8 of Patent Document 1 shows a mechanism posture at a compression top dead center.
  • the left figure of FIG. 8 shows the piston position of the compression top dead center in the high mechanical compression ratio control (the piston position is slightly higher), and the right figure shows the piston position of the compression top dead center in the low mechanical compression ratio control ( The piston position is slightly lower).
  • the piston position of the exhaust top dead center is that of each compression top dead center shown in FIG. It matches the piston position.
  • variable compression ratio mechanism of Patent Document 1 is a mechanism that makes one cycle at a crank angle of 360 °, so that the piston position at the compression top dead center and the piston position at the exhaust (intake) top dead center are in principle the same. Because it does. For the same reason, the piston position at the intake bottom dead center and the piston position at the expansion bottom dead center also coincide. This means that the compression stroke between the piston position at the intake bottom dead center and the piston position at the compression top dead center coincides with the expansion stroke between the piston position at the compression top dead center and the piston position at the expansion bottom dead center. It means to do. Therefore, the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio also coincide in principle.
  • the exhaust gas catalyst may be activated quickly (improvement of catalyst conversion rate, improvement of catalyst warm-up performance). is necessary.
  • it is effective to increase the exhaust temperature by reducing the mechanical expansion ratio.
  • the mechanical expansion ratio is reduced, the mechanical compression ratio is also reduced in the same manner as the mechanical expansion ratio, and the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center is lowered, so that the combustion is worsened or the combustion is not performed.
  • the phenomenon of becoming stable occurs. This causes a problem that the startability of the internal combustion engine is deteriorated or a desired effect of reducing harmful exhaust components cannot be obtained.
  • An object of the present invention is to provide a novel internal combustion engine capable of improving and stabilizing combustion by increasing the temperature of an air-fuel mixture in a compression stroke and suppressing a decrease in exhaust gas temperature in an expansion stroke at the time of starting the internal combustion engine.
  • An engine piston stroke adjusting device will be provided.
  • the mechanical compression ratio of the compression stroke is increased to increase the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center, and the mechanical expansion ratio of the expansion stroke is decreased. Suppresses the decrease in exhaust gas temperature at the expansion bottom dead center.
  • the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center can be increased to improve and stabilize the combustion, and the temperature of the exhaust gas at the expansion bottom dead center can be increased.
  • the decrease can be suppressed.
  • the startability of the internal combustion engine can be improved, and the emission amount of exhaust harmful components can be reduced.
  • FIG. 1 is an overall schematic view of a piston stroke adjusting device according to the present invention. It is principal part side sectional drawing of the piston stroke adjustment apparatus which concerns on this invention. It is the front view which removed the front cover of the link attitude
  • FIG. 2 is an operation explanatory diagram of the piston position changing mechanism in the first embodiment, and (A) to (D) show the piston position when the control shaft is in the eccentric rotation phase most advanced angle state (control phase ⁇ 4).
  • (A) shows an exhaust (intake) top dead center position
  • (B) shows an intake bottom dead center position
  • (C) shows a compression top dead center position
  • (D) shows an expansion bottom dead center position.
  • (E) to (H) show the piston position when the control shaft is in the eccentric rotation phase most retarded state (control phase ⁇ 1)
  • (E) is the exhaust (intake) top dead center position
  • (F ) Shows an intake bottom dead center position
  • (G) shows a compression top dead center position
  • (H) shows an expansion bottom dead center position.
  • FIG. 10 is an operation explanatory diagram of a piston position changing mechanism according to a second embodiment
  • (A) to (D) are pistons when the control shaft is in an eccentric rotation phase most advanced angle state (control phase ⁇ 3) at the time of starting.
  • (A) is an exhaust (intake) top dead center position
  • (B) is an intake bottom dead center position
  • (C) is a compression top dead center position
  • (D) is an expansion bottom dead center position.
  • (E) to (H) show the piston position when the control shaft is in the eccentric rotation phase most retarded state (control phase ⁇ 2) at high temperature start
  • (E) is the exhaust (intake) top dead center.
  • the position, (F) is the intake bottom dead center position
  • (G) is the compression top dead center position
  • (H) is the expansion bottom dead center position. It is a control flowchart which performs control which becomes a 2nd embodiment.
  • FIG. 1 and 2 show a schematic configuration of the piston stroke adjusting device.
  • FIG. 1 is a diagram viewed from the arrow direction AR (right side) in FIG.
  • the internal combustion engine 01 includes a piston 2 that reciprocates in a vertical direction along a cylinder bore 03 formed in the cylinder block 02, and a link mechanism 5 that will be described later of the piston pin 3 and the piston position changing mechanism 1 by the vertical movement of the piston 2. And a crankshaft 4 that is rotationally driven via the.
  • a space defined between a crown surface of the piston 2 in FIG. 1 and a combustion chamber boundary indicated by a one-dot chain line above the crown surface is an in-cylinder volume (combustion chamber volume).
  • an intake valve IV and an exhaust valve EV are provided in the combustion chamber, and are opened and closed by a camshaft (not shown).
  • a camshaft not shown
  • the intake valve IV and the exhaust valve EV are lifted to the piston 2 side (lower side), as shown in FIG. 1, they approach the piston crown surface.
  • the position of the piston 2 at this time is Y.
  • the reference position corresponds to a position where both the intake valve IV and the exhaust valve EV are closed without being lifted. If the piston position Y rises to the yi position of the intake valve IV or the ye position of the exhaust valve EV at a certain crank angle, the piston crown surface and the intake / exhaust valve interfere with each other.
  • the piston position changing mechanism 1 includes a link mechanism 5 composed of a plurality of links, a link attitude changing mechanism 6 that changes the attitude of the link mechanism 5, and the like.
  • the link mechanism 5 is connected to the piston 2 via a piston pin 3 and is connected to an upper link 7 as a first link, and to the upper link 7 via a first connection pin 8 so as to be swingable.
  • a lower link 10 which is a second link rotatably connected to the crank pin 9 of the motor 4 and an eccentric cam of the control shaft 12 which is swingably connected to the lower link 10 via a second connection pin 11.
  • the control link 14 is a third link that is rotatably connected to the section 13.
  • a small-diameter first gear 15 that is a driving rotary body is fixed to the front end portion of the crankshaft 4, while the driven rotary body of the control shaft 12 is driven.
  • the first gear 15 and the second gear 16 mesh with each other, and the rotational force of the crankshaft 4 is transmitted to the control shaft 12 via the link attitude changing mechanism 6. ing.
  • the first gear 15 has an outer diameter that is approximately half the outer diameter of the second gear 16, and therefore the rotational speed of the crankshaft 4 is different from the outer diameter difference between the first gear 15 and the second gear 16.
  • the control shaft 12 is transmitted to the control shaft 12 after being decelerated to a half angular velocity.
  • the phase of the control shaft 12 with respect to the second gear 16 is changed by the link attitude changing mechanism 6, that is, the relative rotational phase with respect to the crankshaft 4 is changed.
  • crankshaft 4 and the control shaft 12 are rotatably supported by two common front and rear bearing members 17 and 18 provided in the cylinder block. Further, the eccentric cam portion 13 is rotatably connected to a large diameter portion formed at the lower end portion of the control link 14 via a needle bearing 19.
  • the link attitude changing mechanism 6 has basically the same structure as the hydraulic (vane type) variable valve mechanism described in, for example, Japanese Patent Application Laid-Open No. 2012-225287 previously filed by the present applicant.
  • a hydraulic type is used, but an electric type can also be used.
  • the rotation angle of the control shaft 12 may be controlled with an electric motor.
  • the link attitude changing mechanism 6 is housed in the housing 20 to which the second gear 16 is fixed, and is relatively rotatably accommodated in the housing 20, and is fixed to one end of the control shaft 12.
  • a vane rotor 21 and a hydraulic circuit 22 that rotates the vane rotor 21 forward and backward by hydraulic pressure are provided.
  • the front end opening of the cylindrical housing body 20a is closed by a disk-shaped front cover 23, and the rear end opening is closed by a disk-shaped rear cover 24. Further, a wide shoe 20b projects inward from the inner peripheral surface of the housing body 20a.
  • the rear cover 24 is integrally provided at the center position of the second gear 16, and the outer peripheral portion is fastened and fixed to the housing body 20 a and the front cover 23 by bolts 25.
  • a large-diameter bearing hole 24 a that is supported on the outer periphery of the cylindrical portion of the vane rotor 21 is formed in the center of the rear cover 24 in the axial direction.
  • the vane rotor 21 includes a cylindrical rotor 26 having a bolt insertion hole in the center, and a single vane 27 provided integrally in the circumferential direction of the outer peripheral surface of the rotor 26.
  • a small-diameter cylindrical portion 26a on the front end side is rotatably supported in the center support hole of the front cover 23, while a small-diameter cylindrical portion 26b on the rear end side is rotatably supported in the bearing hole 24a of the rear cover 24.
  • the vane rotor 21 is fixed to the front end portion of the control shaft 12 from the axial direction by a fixing bolt inserted through the bolt insertion hole of the rotor 26 from the axial direction.
  • only one vane 27 is disposed on the inner peripheral side of the shoe 20b, and a seal member that slides on the inner peripheral surface of the housing body 20a in an elongated holding groove formed in the axial direction of the outer surface, A leaf spring that presses the seal member toward the inner peripheral surface of the housing body is fitted and held.
  • the advance chamber 40 and the retard chamber 41 are respectively separated on both sides of the vane 27.
  • the hydraulic circuit 22 includes a first hydraulic passage 28 that supplies and discharges hydraulic oil pressure to the advance chamber 40 and a first hydraulic passage 28 that supplies and discharges hydraulic oil pressure to the retard chamber 41.
  • the supply passage 30 is provided with a one-way oil pump 34 that pumps oil in the oil pan 33, while the downstream end of the drain passage 31 communicates with the oil pan 33.
  • the first and second hydraulic passages 28 and 29 are formed inside a passage constituting portion provided on the front cover 23 side, and each one end portion is provided from the small diameter tubular portion 26a of the rotor 26 of the passage constituting portion.
  • the other end portion is connected to the electromagnetic switching valve 32 while communicating with the rotor 26 through a cylindrical portion 35 inserted and disposed in the support hole.
  • the first hydraulic passage 28 includes two branch passages (not shown) that communicate with the advance chamber 40, while the second hydraulic passage 29 includes a second oil passage that communicates with the retard chamber 41. Yes.
  • the electromagnetic switching valve 32 is a four-port three-position type, and an internal valve element controls the relative switching between the hydraulic passages 28 and 29, the supply passage 30 and the drain passage 31, and the control. Switching operation is performed by a control signal from the unit 36.
  • the relative rotation phase of the vane rotor 21 (control shaft 12) with respect to the crankshaft 4 is changed by selectively supplying hydraulic oil to the advance chamber 40 and the retard chamber 41 by the switching operation of the electromagnetic switching valve 32. It is supposed to let you.
  • a spring that constantly biases the vane rotor 21 in the retarding direction is mounted. This speeds up the conversion to the retard side.
  • FIGS. 4A to 4D show the case where the relative rotational phase between the second gear 16 and the control shaft 12 is changed.
  • the first and second gears 15 and 16 are omitted.
  • the relative rotational phase can be changed by the relative rotational phase conversion control by the link attitude changing mechanism 6 described above, but the second gear 16 and the control shaft 12 (eccentric cam portion 13). It can also be performed by relatively changing the mounting relationship.
  • control phase ⁇ 1 is the most retarded and the control phase ⁇ 4 is the most advanced.
  • the control phases ⁇ 2 and ⁇ 3 are in the middle.
  • the rotation direction of the eccentric cam portion 13 is the counterclockwise direction in FIGS. 4A to 4D, the counterclockwise direction is the advance direction.
  • the vane 27 is located at the most retarded position, that is, the position corresponding to the position of the control phase ⁇ 1 described above. That is, the retard angle side regulating surface 45 of the vane 27 is at the most retarded angle position where it contacts the retard angle regulating portion 46 on the housing side. At this time, the control shaft 12 fixed to the vane is in the control phase ⁇ 1, which is the most retarded phase.
  • FIG. 5 shows a change characteristic of the piston position, and shows a change characteristic of the piston position of the control phase ( ⁇ 1) at the most retarded angle and the control phase ( ⁇ 4) at the most advanced angle.
  • the crank angle X is 0 °
  • the crank pin 9 is located directly above, and the exhaust (intake) top dead center of the piston 2 is in the vicinity.
  • the exhaust valve EV When the crank angle X starts to rotate clockwise from 0 °, the exhaust valve EV is completely closed as shown in the exhaust valve lift curve (ye), and the intake valve IV that has started to open from around 0 ° has been started.
  • the intake valve lift curve (yi) further increases the lift and sucks fresh air (or mixture) from the intake port.
  • the intake bottom dead center is reached in the vicinity of the crank angle X of 180 °, and the lift of the intake valve IV becomes slight in this vicinity.
  • the intake stroke is from the intake top dead center to the intake bottom dead center.
  • spark ignition or compression ignition
  • combustion is started, and the combustion pressure pushes down the piston 2, and an expansion bottom dead center is reached when the crank angle X is around 540 °.
  • an expansion stroke the process from the compression top dead center to the expansion bottom dead center is referred to as an expansion stroke.
  • the exhaust valve EV starts to open, and when the piston 2 rises again, combustion gas (exhaust gas) is discharged from the exhaust port, and again near the top dead center of exhaust (intake).
  • the range from the expansion bottom dead center to the exhaust (intake) top dead center is called the exhaust stroke.
  • the operation as a four-cycle engine is performed, and the operation is periodic with a crank angle (X) of 720 ° as one cycle.
  • the crank angle (X) of 720 ° is one cycle, so that the mechanical compression ratio and the mechanical expansion ratio can be made different.
  • the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center is increased and combustion is improved and stabilized at the start of the internal combustion engine.
  • the thick solid line shows the piston stroke characteristic (piston crown surface position change characteristic) at the control phase ⁇ 4 (the most advanced angle) in FIG. 4D, and the thick broken line shows the control phase ⁇ 1 (in FIG. 4A).
  • the piston stroke characteristic (piston crown position change characteristic) at the most retarded angle is shown.
  • control phase ⁇ 1 is used in the normal operation state of the internal combustion engine as exemplarily shown in FIG. 4, and the control phase ⁇ 4 is the control phase ⁇ 4 of the internal combustion engine as exemplarily shown in FIG. It is used in the starting state.
  • the piston position (Y01) at the control phase ⁇ 1 indicated by the broken line is at a relatively high position
  • the piston position (Y04) at the control phase ⁇ 4 indicated by the solid line is also substantially the same position. It is in.
  • the piston positions (Y'01) (Y'04) at the top dead center of the exhaust (intake) are also substantially the same position.
  • the cylinder internal volume (V0) at the compression top dead center is the cylinder internal volume (V01), (V04) corresponding to each compression top dead center position, and the piston at the compression top dead center. Since the positions are almost the same height, the relationship is V01 ⁇ V04.
  • the cylinder internal volume V0 refers to the shape of the combustion chamber on the cylinder head side, the shape of the crown surface 2a of the piston 2, the inner diameter of the cylinder block 02, the inner diameter of the head gasket (not shown), etc. at the compression top dead center. Is the volume occupied by the gas (air mixture) at the compression top dead center.
  • the piston position (YC1) at the control phase ⁇ 1 indicated by the broken line is significantly different from the piston position (YC4) at the control phase ⁇ 4 indicated by the solid line.
  • the piston position (YC4) at the control phase ⁇ 4 indicated by the solid line is at a position considerably lower than the piston position (YC1) at the control phase ⁇ 1 indicated by the broken line. Therefore, the relationship of the compression stroke (LC), which is the length from the compression top dead center to the intake bottom dead center, is as follows.
  • the compression stroke (LC1) at the control phase ⁇ 1 and the compression stroke (LC4) at the control phase ⁇ 4 have a relationship of LC1 ⁇ LC4.
  • the intake stroke (LI1) at the control phase ⁇ 1 and the compression stroke (LI4) at the control phase ⁇ 4 also have a relationship of LI1 ⁇ LI4.
  • the piston position (YE1) at the control phase ⁇ 1 indicated by the broken line and the piston position (YE4) at the control phase ⁇ 4 indicated by the solid line are greatly different.
  • the piston position (YE1) at the control phase ⁇ 1 is considerably lower than the piston position (YE4) at the control phase ⁇ 4. Therefore, the length of the expansion stroke (LE), which is the length from the compression top dead center to the expansion bottom dead center, is also quite different.
  • the expansion stroke (LE1) at the control phase ⁇ 1 and the expansion stroke (LE4) at the control phase ⁇ 4 have a relationship of LE1 >> LE4.
  • the exhaust stroke (LO1) at the control phase ⁇ 1 and the exhaust stroke (LO4) at the control phase ⁇ 4 also have a relationship of LO1 >> LO4.
  • the mechanical compression ratio (C1) that is the mechanical compression ratio in the control phase ⁇ 1 and the mechanical expansion ratio (E1) that is the same mechanical expansion ratio will be considered.
  • control phase ⁇ 1 is used in the normal operation state, and the control phase ⁇ 4 is used in the start state. The following specific actions and effects will be described.
  • the cylinder volume (V01) in the control phase ⁇ 1 and the cylinder volume (V04) in the control phase ⁇ 4 have a relationship of V01 ⁇ V04, and the compression stroke (LC) has a relationship of LC1 ⁇ LC4.
  • the expansion stroke (LE) has a relationship of LE1 >> LE4.
  • the characteristic of the control phase ⁇ 1 is a characteristic suitable for the normal operation state after the internal combustion engine is warmed up. That is, the mechanical expansion ratio (E1) is extremely large, which increases the expansion work, and has the effect of improving thermal efficiency and fuel efficiency.
  • the mechanical compression ratio (C1) is not excessively large, the in-cylinder gas temperature at the compression top dead center can be made relatively low. For this reason, an excessive increase in the temperature of the air-fuel mixture in the cylinder at the compression top dead center can be suppressed, an increase in cooling loss can be suppressed and thermal efficiency (fuel consumption performance) can be improved, and abnormal combustion called knocking can be suppressed. The combustion of the engine can be stabilized.
  • the characteristic of the control phase ⁇ 4 can be said to be a characteristic suitable for the starting state before the internal combustion engine is warmed up. That is, since the mechanical compression ratio (C4) is extremely large, the temperature of the air-fuel mixture in the cylinder at the compression top dead center can be increased even at the start-up before warm-up. As a result, even during start-up where combustion tends to deteriorate, good combustion can be realized and startability can be improved, and emission of harmful exhaust components from the internal combustion engine body can be suppressed.
  • the intake period ⁇ int (the period from the exhaust top dead center to the intake bottom dead center / crank angle) is the compression period ⁇ comp (the period from the intake bottom dead center to the compression top dead center / crank). It is relatively long compared to the corner. Therefore, fresh air (air mixture) can be sufficiently sucked, and the starting combustion torque required for starting can be sufficiently increased even at the time of starting when the internal combustion engine has a large mechanical frictional resistance.
  • the compression period ⁇ comp is relatively shorter than the intake period ⁇ int. Accordingly, the amount of heat that escapes to the cylinder in the process in which the piston 2 rises toward the compression top dead center and the temperature of the air-fuel mixture in the cylinder rises can be reduced, so the mixture temperature at the compression top dead center is further increased. be able to. As a result, the startability can be improved by further improving the combustion and increasing the start combustion torque.
  • the mechanical expansion ratio (E4) is suppressed to be smaller than the mechanical compression ratio (C4) in the characteristics of the control phase ⁇ 4, the following operations and effects can be achieved. That is, the relatively small mechanical expansion ratio (E4) means that the expansion work of the combustion gas is reduced, and the temperature of the exhaust gas discharged from the internal combustion engine is increased correspondingly. For this reason, at the time of starting, exhaust gas having a high temperature can be supplied to the exhaust gas catalyst, so that the conversion rate of the exhaust gas catalyst is improved, and harmful exhaust components released into the atmosphere can be reduced.
  • this high exhaust gas temperature can quickly raise the temperature of the exhaust gas catalyst. As a result, the time until the exhaust gas catalyst is activated is shortened, and the total amount of harmful exhaust components discharged to the atmosphere can be reduced.
  • the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center can be increased to improve and stabilize the combustion. It is possible to reduce exhaust gas harmful components discharged from the engine itself.
  • the mechanical expansion ratio when starting the internal combustion engine, it is possible to suppress a decrease in the temperature of the exhaust gas at the bottom dead center of expansion, so that the exhaust gas having a high temperature can be supplied to the exhaust gas catalyst. it can. As a result, the conversion rate of the exhaust gas catalyst can be improved, and warming up of the exhaust gas catalyst can be promoted. Thus, the startability of the internal combustion engine can be improved, and the exhaust amount of exhaust harmful components can be reduced.
  • the amount by which the control link 14 is pulled down is substantially the same in both the control phase ⁇ 1 and the control phase ⁇ 4.
  • the exhaust (intake) top dead center position (Y′01) in the control phase ⁇ 1 and the exhaust (intake) in the control phase ⁇ 4. ) It is substantially the same position as the top dead center position (Y'04).
  • the eccentric direction ( ⁇ C4) of the eccentric control cam faces the direction of the control link 14, as shown in (B).
  • the control link 14 pushes up the second connecting pin 11 to the upper right and rotates the lower link 10 clockwise around the crank pin fulcrum.
  • the position of the first connecting pin 8 is lowered, and the piston 2 is pulled downward by the upper link 7.
  • the intake bottom dead center position (YC4) which is also the compression start point, is a relatively low position compared to the control phase ⁇ 1, and at this time, a long compression stroke (LC4) is obtained. Therefore, the compression stroke (LC) has a relationship of “LC1 ⁇ LC4”.
  • the eccentric direction ( ⁇ Y4) of the eccentric cam portion is directed to the left in the vicinity of the middle between the direction of the control link 14 and the direction extending from the opposite side ( The relationship of selfishness).
  • the amount by which the control link 14 is pulled down is substantially the same in both the control phase ⁇ 1 and the control phase ⁇ 4.
  • the compression top dead center position (Y01) of the control phase ⁇ 1 and the compression top dead center position (Y04) of the control phase ⁇ 4. Is almost in the same position.
  • the link attitude at the exhaust (intake) top dead center in the control phase ⁇ 1 and the link attitude at the compression top dead center in the control phase ⁇ 4 are substantially the same, and the exhaust (intake) top dead center in the control phase ⁇ 4.
  • the link posture at the compression top dead center in the control phase ⁇ 1 are substantially the same. Therefore, as shown in FIG. 5, the characteristics are “Y01 ⁇ Y′01 ⁇ Y04 ⁇ Y′04”.
  • the direction of the eccentric control cam ( ⁇ E4) is opposite to the direction of the control link 14.
  • the control link 14 pulls down the second connecting pin 11 to the lower left, and rotates the lower link 10 counterclockwise around the crank pin fulcrum, whereby the position of the first connecting pin 8 is raised and the upper link 7 moves the piston. Is pushed upward.
  • the expansion bottom dead center position (YE4) becomes a relatively high position, and a short expansion stroke (LE4) is obtained at this time. Therefore, the expansion stroke (LE) has a relationship of “LE1 >> LE4”.
  • control phase ⁇ 1 has a relationship of “YC1> YE1”
  • control phase ⁇ 4 has a relationship of “YE4> YC4”, which has the characteristics shown in FIG.
  • the crank pin shown at the top dead center of the exhaust (intake) is directed substantially upward.
  • the intake bottom dead center position (YC4) shown in (B) is reached near the crankshaft rotated about 180 ° in the clockwise direction.
  • the exact intake bottom dead center position (YC4) In the YC4) posture the intake bottom dead center is reached at a position where the crankshaft has rotated beyond 180 ° to some extent.
  • crankpin itself is at the bottom at exactly 180 °, but when it exceeds 180 ° to some extent, that is, a phase that is delayed to some extent by the crank angle phase, that is, the crankpin has moved slightly to the left. In the vicinity, the phenomenon in which the lower link 10 is tilted clockwise becomes remarkable. For this reason, the upper link 7 further lowers the piston, and the intake bottom dead center position (YC4) is reached in a phase delayed in view of the crank angle phase. is there.
  • control phase ⁇ 1 and control phase ⁇ 4 piston position change characteristics shown in FIG. 5 are generated by the difference in the link posture due to the difference in the eccentric phase of the control cam shown in FIG.
  • FIG. 7 shows a specific control flowchart.
  • step S10 various operation information including the start state is read as the current engine operation state.
  • step S11 it is determined whether the start condition is satisfied.
  • the starting condition can be determined from the driver's key switch operation or accelerator depression.
  • step S11 If it is determined in step S11 that the engine is not in the starting state (starting condition), it is determined in step S12 whether the internal combustion engine is in operation. If it is determined that the vehicle is not in operation, the process returns to return and this control is terminated. On the other hand, it is determined that the normal operation state in which the warm-up has been completed is determined as being in operation, and the process proceeds to step S18 to adjust (control) the piston stroke with the control phase ⁇ 1.
  • step S11 If it is determined in step S11 that the engine is in the starting state, the process proceeds to step S13, and the piston stroke is adjusted with a control phase ⁇ 4 suitable for starting.
  • step S13 When the setting of the control phase ⁇ 4 in step S13 is completed, cranking is performed in step S14 to start the internal combustion engine. Thereafter, the process proceeds to step S15 to determine whether or not a predetermined cranking rotational speed has been reached. If the predetermined cranking rotation speed has not been reached, the process returns to step S14 again to continue the cranking. When the predetermined cranking rotational speed is exceeded, the routine proceeds to step S16.
  • step S16 start combustion control such as fuel injection control and ignition control is executed, and then the process proceeds to step S17.
  • step S17 it is determined whether or not a predetermined time has elapsed since the start of the start combustion control. This determination is to determine whether or not the internal combustion engine has been warmed up. If the predetermined time has not elapsed, this determination process is performed again. If the predetermined time has elapsed, it is determined that the internal combustion engine has been warmed up and the process proceeds to step S18. .
  • step S18 the control phase ⁇ 4 is switched to the control phase ⁇ 1, and the control in the normal operation state is executed to return to the return.
  • the mechanical compression ratio of the compression stroke is increased to increase the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center, thereby improving the combustion.
  • the mechanical expansion ratio in the expansion stroke is reduced to suppress the temperature drop of the exhaust gas at the expansion bottom dead center.
  • the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center can be increased to improve and stabilize the combustion, and the decrease in the exhaust gas temperature at the expansion bottom dead center can be suppressed. Can do.
  • the startability of the internal combustion engine can be improved, and the emission amount of exhaust harmful components can be reduced.
  • the second embodiment aims to obtain a further effect of reducing exhaust gas harmful components by controlling the phase of the control shaft to the control phase ⁇ 3 (for example, 220 °) shown in FIG. 4 at the time of starting. . Further, a control phase ⁇ 2 that suppresses the occurrence of pre-ignition at the time of restart at a high engine temperature is also adopted.
  • the most retarded angle phase according to the present embodiment is the same control phase ⁇ 1 (for example, 71 °) as in Example 1, but the most advanced angle phase is the control phase ⁇ 3 (for example, 220 °). Therefore, the conversion angle ⁇ T in FIG. 3 is set to be reduced to, for example, 149 ° ( ⁇ 3- ⁇ 1). That is, the position locked at the most advanced angle is set to be the control phase ⁇ 3.
  • FIG. 8 shows the piston position change characteristic of the present embodiment, which is basically similar to the characteristic shown in FIG. Since the characteristics of the control phase ⁇ 1 are the same as those in the first embodiment, description thereof is omitted. Further, the characteristic of the control phase ⁇ 4 is also shown by a thin solid line, but this is not used in the present embodiment, and is described only for comparison with Example 1.
  • the characteristic of the control phase ⁇ 3 used at the start in this embodiment is indicated by a thick solid line, and the characteristic of the control phase ⁇ 2 used at the high temperature start when the internal combustion engine is in a high temperature state is indicated by a thick dashed line.
  • the characteristics of the control phase ⁇ 3 used at the start will be considered. Similar to the characteristic of the control phase ⁇ 4 in the first embodiment, the intake bottom dead center position (YC3) is considerably lower than the expansion bottom dead center position (YE3), and the mechanical compression ratio (C3) >> mechanical expansion ratio (E3 ).
  • the intake stroke (LI3) from the exhaust top dead center position (Y'03) to the intake bottom dead center position (YC3) is changed from the intake bottom dead center position (YC3) to the compression top dead center position (Y03). It is relatively longer than the compression stroke (LC3).
  • the intake bottom dead center position (YC3) is lower than the intake bottom dead center position (YC4) in the first embodiment (thin line), and thus the same as in the first embodiment.
  • the compression ratio is sufficiently high, the compression top dead center position (Y03) is lower than the compression top dead center position (Y04) of Example 1 (thin line).
  • the compression top dead center position (Y03) is lower than the exhaust top dead center position (Y'03) of the control phase ⁇ 3, and has a relationship of “Y03 ⁇ Y′03”.
  • the fuel adhering to the crown surface adheres in droplets to the surface of the piston crown surface (metal), so the entire circumference of the droplet is hot. It is not in contact with air, and it is difficult for the combustion reaction to proceed on the piston crown side.
  • the surface temperature of the piston crown surface is often low, and the fuel droplets are cooled to deteriorate the combustion, so that unburned hydrocarbons and particulate matter are also easily discharged from that surface.
  • hot restart when the internal combustion engine is restarted at a high temperature (so-called hot restart), the following problems occur. For example, after running on a highway at high speed, if the engine is idled once at a toll booth and then restarted, if the internal combustion engine has a high compression ratio specification, abnormal combustion called preignition (premature ignition) at the start May occur and abnormal noise may occur.
  • preignition premature ignition
  • the characteristic when starting at such a high temperature, the characteristic is switched to the characteristic of the control phase ⁇ 2.
  • the intake bottom dead center position (YC2) is raised and the compression top dead center position (Y02) is lowered.
  • the mechanical compression ratio (C2) can be lowered by a sufficient value.
  • the mechanism posture change characteristic of the control phase ⁇ 3 is substantially the same as the characteristic of the control phase ⁇ 4 of the first embodiment, but the compression top dead center position (Y03) is the exhaust (intake) top dead center position (Y It is different in that it is lower than '03).
  • the eccentric direction ( ⁇ Y′2) of the eccentric cam portion is directed further away from the control link 14, and the exhaust (intake) top dead center position ( Y′02) shifts slightly further above the exhaust (intake) top dead center position (Y′03) of the control phase ⁇ 3.
  • the eccentric direction ( ⁇ C2) of the eccentric control cam is controlled relatively more than the direction substantially orthogonal to the direction of the control link 14, that is, ⁇ C3 and ⁇ C4. It is located away from the link 14. Therefore, the control link 14 pulls down the second connecting pin 11 relatively to the lower left and rotates the lower link 10 counterclockwise around the crank pin fulcrum, thereby raising the position of the first connecting pin 8 and increasing the upper link. The piston is pushed upward by the link 7. Accordingly, the intake bottom dead center position (YC2) is higher than the intake bottom dead center position (YC3), which is also the compression start point, and at this time, a short compression stroke (LC2) is obtained.
  • the characteristic of the mechanism posture change of the control phase ⁇ 2 is that the intake bottom dead center position is high, the compression top dead center position is low, and the mechanical compression ratio can be sufficiently reduced.
  • the eccentric direction ( ⁇ Y2) of the eccentric control cam is located closer to the control link 14, that is, closer to the control link 14 than ⁇ Y3 and ⁇ Y4. .
  • the control link 14 pushes up the second connecting pin 11 relatively upward to the right, rotates the lower link 10 clockwise around the crank pin fulcrum, and the position of the first connecting pin 8 is lowered. Is pulled down.
  • the compression top dead center position (Y02) is lower than the compression top dead center position (Y03) of the control phase ⁇ 3.
  • the intake bottom dead center position (YC2) is higher than the intake bottom dead center position (YC3), and the compression top dead center position (Y02) is The position is lower than the dead center position (Y03).
  • the compression stroke (LC2) is shortened, and the combustion chamber volume (V02) at the compression top dead center position (Y02) is increased.
  • the mechanical compression ratio is sufficiently lowered.
  • the suction stroke (LI2) also decreases.
  • the piston position change characteristic of the control phase ⁇ 2 shown in FIG. 8 is generated by the difference in the link posture due to the difference in the eccentric phase of the control cam shown in FIG.
  • the eccentric direction ( ⁇ Y2) of the eccentric control cam is directed closer to the control link 14 than ( ⁇ E3), so the control link 14 moves the second connecting pin 11 to the control phase ⁇ 2.
  • the lower link 10 is rotated clockwise around the crank pin fulcrum, and the position of the first connecting pin 8 is lowered, and the piston is pulled downward by the upper link 7. Accordingly, the expansion bottom dead center position (YE2) is lower than the expansion bottom dead center position (YE3), and at this time, a slightly longer expansion stroke (LE2) is obtained than in the case of the control phase ⁇ 3. Therefore, the expansion stroke (LE) has a relationship of “LE2> LE3”.
  • control phase ⁇ 3 has a relationship of “YC3 >> YE3”
  • control phase ⁇ 2 has a relationship of “YE2 ⁇ YC2”, which has the characteristics shown in FIG.
  • the compression top dead center position (Y03) is set lower than the compression top dead center position (Y04) of the first embodiment.
  • the compression top dead center position (Y03) is lower than the exhaust top dead center position (Y'03) of the control phase ⁇ 3, and has a relationship of “Y03 ⁇ Y′03”.
  • the intake bottom dead center position (YC2) is raised and the compression top dead center position (Y02) is lowered as compared with the control phase ⁇ 3.
  • the mechanical compression ratio (C2) can be lowered by a sufficient value.
  • the suction stroke (LI2) is shortened, the amount of the air-fuel mixture sucked is reduced, the charging efficiency is lowered, and pre-ignition at the start at a high temperature can be further avoided.
  • the control phase ⁇ 2 and the control phase ⁇ 3 are basically switched by detecting the temperature of the internal combustion engine (for example, cooling water temperature). If it is determined that the temperature is high, the control phase ⁇ 2 is used, and if it is determined that the temperature is not high. The control phase ⁇ 3 may be used.
  • the temperature of the internal combustion engine for example, cooling water temperature
  • step S10 various operation information including the start state is read as the current engine operation state.
  • step S11 it is determined whether the start condition is satisfied.
  • the starting condition can be determined from the driver's key switch operation or accelerator operation.
  • step S11 If it is determined in step S11 that the engine is not in the starting state (starting condition), it is determined in step S12 whether the internal combustion engine is in operation. If it is determined that the vehicle is not in operation, the process returns to return and this control is terminated. On the other hand, it determines with driving
  • step S11 If it is determined in step S11 that the engine is in the starting state, the process proceeds to step S19, and the temperature T of the internal combustion engine is detected. As this temperature, the cooling water temperature of the internal combustion engine can be used. When the temperature of the internal combustion engine is detected, the process proceeds to step S20, and it is determined whether or not the detected temperature T is lower than a predetermined temperature T0.
  • step S20 If the temperature T detected in step S20 is equal to or lower than the predetermined temperature T0, the process proceeds to step S21 assuming that it is a cold start or a normal start.
  • step S21 the piston stroke is adjusted at a control phase ⁇ 3 suitable for cold start or normal start.
  • step S20 if the temperature T detected in step S20 is higher than the predetermined temperature T0, it is regarded as hot start (high temperature) and the process proceeds to step S22.
  • This hot start corresponds to, for example, a case in which an idle stop is once performed at a toll gate and then restarted after traveling on a highway at a high speed.
  • step S22 the piston stroke is adjusted at a control phase ⁇ 2 suitable for hot start.
  • step S14 When the setting of the control phase ⁇ 3 or the control phase ⁇ 2 is completed in steps S21 and S22, cranking is performed in step S14 to start the internal combustion engine. Thereafter, the process proceeds to step S15 to determine whether or not a predetermined cranking rotational speed has been reached. If the cranking rotation speed has not been reached, the process returns to step S14 again to continue the cranking. When the cranking speed is exceeded, the process proceeds to step S16.
  • step S16 start combustion control such as fuel injection control and ignition control is executed, and then the process proceeds to step S17.
  • step S17 it is determined whether or not a predetermined time has elapsed since the start of the start combustion control. This determination is to determine whether or not the internal combustion engine has been warmed up. If the predetermined time has not elapsed, this determination process is performed again. If the predetermined time has elapsed, it is determined that the internal combustion engine has been warmed up and the process proceeds to step S18. .
  • step S22 when a hot start is performed in step S22, you may make it progress to step S18, without performing step S17.
  • a flag “1” indicating that the control phase is ⁇ 2 is set in step S22, and a control step for monitoring this flag “1” is provided between steps S16 and S17, and the flag “1” is set. If it is, it is determined that the engine is hot start and the process proceeds to step S18.
  • step S18 the control phase ⁇ 2 or control phase ⁇ 3 is switched to the control phase ⁇ 1, and the control in the normal operation state is executed to return to the return.
  • the compression top dead center position (Y03) is relatively lower than that of the first embodiment, so that it becomes difficult for fuel spray to adhere to the piston crown surface. Thereby, generation
  • control phase ⁇ 2 operates so that the intake bottom dead center position (YC2) rises and the compression top dead center position (Y02) falls compared to the control phase ⁇ 3.
  • the mechanical compression ratio (C2) can be lowered by a sufficient value.
  • a one-cylinder internal combustion engine is shown, but it is natural to apply to a multi-cylinder internal combustion engine such as a 2-cylinder, 3-cylinder, 4-cylinder, and 6-cylinder.
  • the piston operating characteristics of all cylinders can be adjusted by a single piston stroke adjusting device in the case of an inline engine, and the piston operating characteristics for each bank can be adjusted by a pair of piston stroke adjusting devices in the case of a V-type engine.
  • the present embodiment shows an example of a pair of reduction gear pulleys as a reduction mechanism that reduces the rotation of the crankshaft to half the angular velocity and transmits it to the eccentric cam.
  • the present invention is not limited to this.
  • the rotation direction of the crankshaft and the rotation direction of the eccentric cam are opposite to each other, but they may be the same direction.
  • the rotation of the crank pulley can be reduced to half the angular velocity via a timing belt (timing chain) and transmitted to the eccentric control cam pulley.
  • the rotation direction of the crankshaft and the rotation direction of the eccentric control cam are the same direction, and the piston position change characteristic (vertical axis) with respect to the crankshaft rotation (horizontal axis) is reversed from side to side, but the operation is the same. is there.
  • link mechanism used for the piston position changing mechanism is not limited to the specific example shown in the embodiment, and different link mechanisms can be used as long as the mechanism can similarly change the characteristics of the stroke position of the piston. It does not matter.
  • the mechanical compression ratio of the compression stroke is increased to increase the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center, and the mechanical expansion ratio of the expansion stroke is decreased to reduce the expansion stroke.
  • the exhaust gas temperature was reduced at the dead point.
  • the temperature of the air-fuel mixture at the compression top dead center can be increased to improve and stabilize the combustion, and the decrease in the exhaust gas temperature at the expansion bottom dead center can be suppressed. Can do.
  • the startability of the internal combustion engine can be improved, and the emission amount of exhaust harmful components can be reduced.
  • this invention is not limited to above-described embodiment, Various modifications are included.
  • the above-described embodiment has been described in detail for easy understanding of the present invention, and is not necessarily limited to one having all the configurations described.
  • a part of the configuration of an embodiment can be replaced with the configuration of another embodiment, and the configuration of another embodiment can be added to the configuration of an embodiment.

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Abstract

内燃機関の始動時において、圧縮行程の混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化すると共に、膨張行程の排気ガスの温度の低下を抑制することができる新規な内燃機関のピストンストローク調整装置を提供することになる。　内燃機関の始動時において、圧縮行程の機械圧縮比を大きくして圧縮上死点での混合気の温度を高め、膨張行程の機械膨張比を小さくして膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制する。これによれば、内燃機関の始動時に、圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化でき、また、膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制することができる。これによって、内燃機関の始動性を改善できると共に、排気有害成分の排出量を低減することができるようになる。

Description

内燃機関のピストンストローク調整装置
　本発明は４サイクル式の内燃機関のピストンストローク調整装置に係り、特にピストンの上死点や下死点の位置を変更する可変機構を備えた内燃機関のピストンストローク調整装置に関するものである。
　この種の内燃機関のピストンストローク調整装置としては、内燃機関の幾何学的な圧縮比、つまり機械圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構と、実圧縮比を左右する吸排気弁の開閉時期を可変制御する可変動弁機構との制御の組み合わせによって、機関の諸性能を改善することが希求されている。
　特開２００２‐２７６４４６号公報（特許文献１）に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置には、吸気弁閉時期を可変制御するために可変動弁機構を備えると共に、圧縮比を可変制御する可変圧縮比機構を備えている。
特開２００２‐２７６４４６号公報
　ところで、特許文献１の図８では圧縮上死点での機構姿勢を示している。図８の左図は、高機械圧縮比制御での圧縮上死点のピストン位置（ピストン位置はやや高い）を示し、右図は、低機械圧縮比制御での圧縮上死点のピストン位置（ピストン位置はやや低い）を示している。そして、排気（吸気）上死点の位置について考察すると、高機械圧縮比制御、及び低機械圧縮比制御の両方とも、排気上死点のピストン位置は図８に示す各々の圧縮上死点のピストン位置と一致している。
　この理由は、特許文献１の可変圧縮比機構は、クランク角３６０°で1サイクルとなる機構なので、原理的に圧縮上死点のピストン位置と排気（吸気）上死点のピストン位置とは一致するからである。また、同様の理由で、吸気下死点のピストン位置と膨張下死点のピストン位置も一致する。これは、吸気下死点のピストン位置から圧縮上死点のピストン位置に至る間の圧縮ストロークと、圧縮上死点のピストン位置から膨張下死点のピストン位置に至る間の膨張ストロークも常に一致することを意味する。したがって、機械圧縮比と機械膨張比も原理的に一致するものである。
　そして、このような構成のピストンストローク調整装置においては、以下に述べるような不都合が生じる場合がある。
　例えば、内燃機関の始動時において、排気ガス触媒による排気有害成分の低減効率を向上するためには、排気ガス触媒を早く活性化（触媒転化率の向上、触媒暖機性能の向上）することが必要である。このためには、機械膨張比を小さくして排気温度を上げることが有効である。しかしながら機械膨張比を小さくすると、付随して機械圧縮比も機械膨張比と同じように小さくなってしまい、圧縮上死点における混合気の温度が低下して、燃焼が悪化する、或いは燃焼が不安定になるという現象を生じる。これによって、内燃機関の始動性が悪化する、或いは所望の排気有害成分の低減効果が得られない、という問題を生じる。
　一方、機械圧縮比を大きくすると、燃焼の改善、或いは燃焼の安定化が図られるが、付随して機械膨張比も同じように大きくなってしまい、燃焼による膨張仕事が増加する分だけ排気ガス温度が低下してしまうようになる。このため、始動時において排気ガス触媒の転化率が低下したり、排気ガス触媒の温度が上昇するのに時間がかかるようになり、排気ガス触媒が活性化されるまでに大気に排出される総排気有害成分量が増加する、という問題を生じる。
　本発明の目的は、内燃機関の始動時において、圧縮行程の混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化すると共に、膨張行程の排気ガスの温度の低下を抑制することができる新規な内燃機関のピストンストローク調整装置を提供することになる。
　本発明の一実施形態によれば、内燃機関の始動時において、圧縮行程の機械圧縮比を大きくして圧縮上死点での混合気の温度を高め、膨張行程の機械膨張比を小さくして膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制する。
　本発明の一実施形態によれば、内燃機関の始動時に、圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化でき、また、膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制することができる。これによって、内燃機関の始動性を改善できると共に、排気有害成分の排出量を低減することができるようになる。
本発明に係るピストンストローク調整装置の全体概略図である。 本発明に係るピストンストローク調整装置の要部側断面図である。 ピストン位置変更機構におけるリンク姿勢変更機構のフロントカバーを外してＡＦ方向（左側）から見た正面図である。 第１乃至第２の実施形態に使用されるピストン位置変更機構におけるコントロールシャフト位相変換の動作を示している。圧縮上死点付近のクランクピンがほぼ真上を向いたクランクシャフト回転角度（Ｘ＝３６０°）において、（Ａ）はコントロ－ルシャフトの偏心回転位相が制御位相α１（例えば７１°）、（Ｂ）は制御位相α２（例えば１３８°）、（Ｃ）は制御位相α３（例えば２２０°）、（Ｄ）は制御位相α４（例えば２５１°）に各々制御された状態を示している。 第１の実施形態におけるクランクシャフトの回転角度とピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 第１の実施形態におけるピストン位置変更機構の作動説明図であって、（Ａ）～（Ｄ）はコントロ－ルシャフトの偏心回転位相最進角状態（制御位相α４）にある場合のピストン位置を示し、（Ａ）は排気(吸気)上死点位置、（Ｂ）は吸気下死点位置、（Ｃ）は圧縮上死点位置、（Ｄ）は膨張下死点位置である状態を示している。また、（Ｅ）～（Ｈ）はコントロ－ルシャフトの偏心回転位相最遅角状態（制御位相α１）にある場合のピストン位置を示し、（Ｅ）は排気(吸気)上死点位置、（Ｆ）は吸気下死点位置、（Ｇ）は圧縮上死点位置、（Ｈ）は膨張下死点位置である状態を示している。 第１の実施形態になる制御を実行する制御フローチャートである。 第２の実施形態におけるクランクシャフトの回転角度とピストンの高さ位置変化を示す特性図である。 第２の実施形態におけるピストン位置変更機構の作動説明図であって、（Ａ）～（Ｄ）は始動時のコントロ－ルシャフトの偏心回転位相最進角状態（制御位相α３）にある場合のピストン位置を示し、（Ａ）は排気(吸気)上死点位置、（Ｂ）は吸気下死点位置、（Ｃ）は圧縮上死点位置、（Ｄ）は膨張下死点位置である状態を示している。また、（Ｅ）～（Ｈ）は高温始動時のコントロ－ルシャフトの偏心回転位相最遅角状態（制御位相α２）にある場合のピストン位置を示し、（Ｅ）は排気(吸気)上死点位置、（Ｆ）は吸気下死点位置、（Ｇ）は圧縮上死点位置、（Ｈ）は膨張下死点位置である状態を示している。 第２の実施形態になる制御を実行する制御フローチャートである。
　以下、本発明の実施形態について図面を用いて詳細に説明するが、本発明は以下の実施形態に限定されることなく、本発明の技術的な概念の中で種々の変形例や応用例をもその範囲に含むものである。
　先ず、本発明の第１の実施形態について説明する。図１及び図２はピストンストローク調整装置の概略の構成を示している。ここで、図１は、図２において矢視方向ＡＲ（右側）から見た図となっている。
　内燃機関０１は、シリンダブロック０２内に形成されたシリンダボア０３に沿って上下方向へ往復運動するピストン２と、ピストン２の上下運動によって、ピストンピン３やピストン位置変更機構１の後述するリンク機構５を介して回転駆動するクランクシャフト４と、を備えている。図１のピストン２の冠面と、該冠面上方に一点鎖線で示す燃焼室境界線との間に隔成された空間は気筒内容積（燃焼室容積）である。
　また、燃焼室には吸気弁ＩＶと排気弁ＥＶが設けられており、図示しないカムシャフトによって開閉されている。これらの吸気弁ＩＶ、排気弁ＥＶは、ピストン２側（下側）にリフトすると、図１から分かるように、ピストン冠面に接近する。ここで、吸気弁ＩＶのリフト量を基準位置（yi＝ ye＝０）からピストン摺動方向に対してyiの位置で示し、排気弁ＥＶのリフト量を基準位置からピストン摺動方向にyeの位置で示している。この時のピストン２の位置をＹとする。尚、基準位置は、吸気弁ＩＶ及び排気弁ＥＶが共にリフトせずに閉じられている位置に対応している。尚、ここでピストン位置Ｙが、あるクランク角において、吸気弁ＩＶのyiの位置、或いは排気弁ＥＶのyeの位置まで上昇すると、ピストン冠面と吸排気弁の干渉が生じることになる。
　ピストン位置変更機構１は、複数のリンクからなるリンク機構５や、リンク機構５の姿勢を変化させるリンク姿勢変更機構６などから構成されている。リンク機構５は、ピストン２にピストンピン３を介して連結された第１リンクであるアッパリンク７と、アッパリンク７に第１連結ピン８を介して揺動可能に連結されると共に、クランクシャフト４のクランクピン９に回転可能に連結された第２リンクであるロアリンク１０と、ロアリンク１０に第２連結ピン１１を介して揺動可能に連結されると共に、コントロ－ルシャフト１２の偏心カム部１３に回転可能に連結された第３リンクであるコントロ－ルリンク１４と、から構成されている。
　また、クランクシャフト４の前端部には、図１及び図２に示すように、駆動回転体である小径な第１歯車１５が固定されている一方、コントロールシャフト１２の前端部側に従動回転体である大径な第２歯車１６が設けられ、第１歯車１５と第２歯車１６が噛み合ってクランクシャフト４の回転力がリンク姿勢変更機構６を介してコントロールシャフト１２に伝達されるようになっている。
　第１歯車１５は、外径が第２歯車１６の外径の約半分の大きさになっており、したがって、クランクシャフト４の回転速度は、第１歯車１５と第２歯車１６の外径差によってコントロールシャフト１２に半分の角速度に減速して伝達されるようになっている。コントロールシャフト１２は、リンク姿勢変更機構６によって、第２歯車１６に対する位相が変化し、つまりクランクシャフト４に対して相対回転位相が変更されるようになっている。
　図２にあるように、クランクシャフト４とコントロールシャフト１２は、シリンダブロックに設けられた共通の前後２つの軸受部材１７、１８によって各々回転自在に支持されている。また、偏心カム部１３は、コントロ－ルリンク１４の下端部に形成された大径部にニードルベアリング１９を介して回転自在に連結されている。
　リンク姿勢変更機構６は、例えば先に本出願人が出願した特開２０１２－２２５２８７号公報に記載された油圧式(ベーンタイプ)の可変動弁機構と基本的には同じ構造であり、以下簡単に説明する。尚、本実施形態では油圧式を使用しているが電動式を使用することも可能である。この場合、電動モータでコントロールシャフト１２の回転角を制御すれば良いものである。
　リンク姿勢変更機構６は、図２及び図３に示すように、第２歯車１６が固定されたハウジング２０と、ハウジング２０内に相対回転自在に収容され、コントロールシャフト１２の一端部に固定されたベーンロータ２１と、ベーンロータ２１を油圧によって正逆回転させる油圧回路２２と、を備えている。
　ハウジング２０は、円筒状のハウジング本体２０ａの前端開口が円板状のフロントカバー２３によって閉塞されていると共に、後端開口が円盤状のリアカバー２４によって閉塞されている。また、ハウジング本体２０ａの内周面には、幅広のシュー２０ｂが内方に向かって突設されている。
　リアカバー２４は、第２歯車１６の中央位置に両者一体に設けられ、外周部がボルト２５によってハウジング本体２０ａとフロントカバー２３に共締め固定されている。また、リアカバー２４のほぼ中央には、ベーンロータ２１の円筒部に外周に軸受される大径な軸受孔２４ａが軸方向に貫通形成されている。
　ベーンロータ２１は、中央にボルト挿通孔を有する円筒状のロータ２６と、ロータ２６の外周面の周方向に一体に設けられた１枚のベーン２７とを備えている。ロータ２６は、前端側の小径筒部２６ａがフロントカバー２３の中央支持孔に回転自在に支持されている一方、後端側の小径な円筒部２６ｂがリアカバー２４の軸受孔２４ａに回転自在に支持されている。
　また、ベーンロータ２１は、ロータ２６のボルト挿通孔に軸方向から挿通した固定ボルトによってコントロールシャフト１２の前端部に軸方向から固定されている。また、1枚だけのベーン２７は、シュー２０ｂの内周側に配置されていると共に、外面の軸方向に形成された細長い保持溝内にハウジング本体２０ａの内周面に摺接するシール部材及び該シール部材をハウジング本体内周面方向に押圧する板ばねが夫々嵌着保持されている。また、図３にあるように、このベーン２７の両側に、それぞれ進角室４０と遅角室４１がそれぞれ隔成されている。
　油圧回路２２は、図２に示すように、進角室４０に対して作動油の油圧を給排する第１油圧通路２８と、遅角室４１に対して作動油の油圧を給排する第２油圧通路２９との２系統の油圧通路を有し、この両油圧通路２８、２９には、供給通路３０とドレン通路３１とが夫々通路切換用の電磁切換弁３２を介して接続されている。供給通路３０には、オイルパン３３内の油を圧送する一方向のオイルポンプ３４が設けられている一方、ドレン通路３１の下流端がオイルパン３３に連通している。
　第１、第２油圧通路２８、２９は、フロントカバー２３側に設けられた通路構成部の内部に形成されており、各一端部が前記通路構成部のロータ２６の小径筒部２６ａから内部の支持穴内に挿通配置された円柱部３５を介して前記ロータ２６内に連通している一方、他端部が前記電磁切換弁３２に接続されている。
　第１油圧通路２８は、進角室４０と連通する図示しない２本の分岐路とを備えている一方、第２油圧通路２９は、遅角室４１と連通する第２油路とを備えている。電磁切換弁３２は、４ポート３位置型であって、内部の弁体が各油圧通路２８、２９と供給通路３０及びドレン通路３１とを相対的に切り替え制御するようになっていると共に、コントロールユニット３６からの制御信号によって切り替え作動されるようになっている。
　そして、電磁切換弁３２の切り換え作動によって、進角室４０と遅角室４１に作動油を選択的に供給することによってベーンロータ２１(コントロールシャフト１２）をクランクシャフト４に対して相対回転位相を変更させるようになっている。また、図示していないが、ベーンロータ２１を遅角方向へ常時付勢するスプリングが装着されている。これにより遅角側への変換が迅速化される。
　図４（Ａ）～（Ｄ）は第２歯車１６とコントロ－ルシャフト１２との相対回転位相を変化させた場合を示している。尚、この図では第１、第２歯車１５、１６などは省略してある。この相対回転位相は、本実施形態では、前述のリンク姿勢変更機構６による相対回転位相変換制御により変化できるようになっているが、前記第２歯車１６とコントロ－ルシャフト１２（偏心カム部１３）との取り付け関係を相対的に変えることによって行うこともできる。
　この図４では、図１に示す第２歯車１６とコントロ－ルシャフト１２の相対位相を変えない状態でクランクシャフト４を時計方向に回転して行き、クランクピン９が真上を向いた位置（クランク角Ｘ＝０°で排気（吸気）上死点付近）から更に１回転して再度クランクピン９が真上を向いた位置（Ｘ＝３６０°で圧縮上死点付近）での姿勢を示している。この状態では、ピストン位置（高さ）は圧縮上死点付近なので最も高い位置付近になっている。
　図４（Ａ）では、偏心カム部１３の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば制御位相α１＝７１°だけ変化した位置となっている。この角度位置で最も遅角した最遅角状態である。この位置は通常運転されている時の状態である。
　また、図４（Ｂ）では、偏心カム部１３の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば制御位相α２＝１３８°だけ変化した位置となっている。これは図４（Ａ）に比べて６７°進角した状態である。この位置は、後述する第２の実施形態における、高温始動する時の状態である。
　また、図４（Ｃ）では、偏心カム部１３の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば制御位相α３＝２２０°変化した位置となっている。これは図４（Ａ）に比べて１４９°進角し、図４（Ｂ）より更に８２°進角した状態である。この位置は、始動時の第１の例（実施例２で使用）としての状態である。
　更に、図４（Ｄ）では、偏心カム部１３の偏心方向は、真下方向より反時計方向に、例えば制御位相α４＝２５１°変化した位置となっている。これは図４（Ａ）に比べて１８０°進角し、図４（Ｃ）より更に３１°進角した状態である。この位置は、始動時の第２の例（実施例１で使用）としての状態である。
　すなわち、最も遅角しているのが制御位相α１であり、最も進角しているのが制御位相α４である。そして、その中間にあるのが制御位相α２、α３となっている。尚、ここで偏心カム部１３の回転方向が図４（Ａ）～図４（Ｄ）では反時計方向なので、反時計方向が進角方向となっている。
　図３に示すように、ベーン２７は最遅角の位置、すなわち前述の制御位相α１の位置と対応した位置となっている。すなわち、ベーン２７の遅角側規制面４５がハウジング側の遅角規制部４６と当接した最遅角位置になる。この時、ベーンと固定されたコントロ－ルシャフト１２は最遅角位相である制御位相α１となっている。
　ここで、コントロ－ルシャフト１２が進角方向（時計方向）に、αＴ（＝α４－α１）だけ回転すると、ベーン２７の進角側規制面４７がハウジング側の進角規制部４８と当接して最進角位置になる。この時、ベーン２７と固定されたコントロ－ルシャフト１２は最進角位相である制御位相α４となっている。
　図５はピストン位置の変化特性を示しており、最遅角での制御位相（α１）と最進角での制御位相（α４）のピストン位置変化特性を示している。ここで、クランク角Ｘが０°では、クランクピン９が真上に位置しており、この付近で、ピストン２の排気（吸気）上死点となっている。
　クランク角Ｘが０°から時計方向に回転し始めると、排気弁リフトカ－ブ（ye）に示すように排気弁ＥＶは完全に閉じ、また０°付近から開作動を開始していた吸気弁ＩＶの吸気弁リフトカ－ブ（ｙi）は更にリフトを増加し、吸気ポ－トより新気（或いは混合気）の吸入を行う。次に、クランク角Ｘが１８０°となった付近で吸気下死点となり、この付近で吸気弁ＩＶのリフトは僅かとなる。ここで、吸気上死点から吸気下死点までを吸気行程という。
　更に、クランクシャフト４が回転すると、吸気弁ＩＶは完全に閉じられると共に、筒内混合気が圧縮されて、クランク角Ｘが３６０°となった位置（クランクピン９が再度真上位置になる）の付近で、圧縮上死点になる。ここで、吸気下死点から圧縮上死点までを圧縮行程という。
　その後、火花点火（または圧縮着火）が行なわれて燃焼が開始され、その燃焼圧がピストン２を押し下げていき、クランク角Ｘが５４０°付近で膨張下死点となる。ここで、圧縮上死点から膨張下死点までを膨張行程という。
　この膨張下死点付近で、排気弁ＥＶが開作動を開始し、ピストン２の再上昇と共に燃焼ガス（排気ガス）を排気ポ－トより排出し、再び排気(吸気)上死点付近であるクランク角Ｘが７２０°（＝０°）の位置（クランクピン９が真上位置になる）に戻る。ここで、膨張下死点から排気(吸気)上死点までを排気行程という。
　以上のように、４サイクル機関としての作動が行われ、クランク角(Ｘ)７２０°を１周期とする周期的な作動になっている。尚、特許文献１においては、クランク角（Ｘ）３６０°を1周期とする周期的な作動を行うので、ピストンストロ－ク特性の自由度が低くなっている。これに対して、本実施形態ではクランク角(Ｘ)７２０°を１周期としているので、機械圧縮比と機械膨張比を異ならせることができるものである。
　例えば、以下に説明するように、始動時に機械圧縮比＞機械膨張比の関係をとることによって、内燃機関の始動時に、圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化でき、また、膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制することができる。
　図５において、太い実線は図４（Ｄ）の制御位相α４（最進角）でのピストンストローク特性（ピストン冠面位置変化特性）を示し、太い破線は図４（Ａ）の制御位相α１（最遅角）でのピストンストローク特性（ピストン冠面位置変化特性）を示している。
　ここで、制御位相α１は図４に例示的に示しているように内燃機関の通常運転状態で使用されるものであり、制御位相α４は図４に例示的に示しているように内燃機関の始動状態で使用されるものである。
　圧縮上死点でのピストン位置についてみると、破線で示す制御位相α１でのピストン位置（Ｙ０１）は比較的高い位置にあり、実線で示す制御位相α４でのピストン位置（Ｙ０４）もほぼ同じ位置にある。ここで、排気（吸気）上死点でのピストン位置（Ｙ´０１）（Ｙ´０４）もほぼ同じ位置にある。そして、圧縮上死点での気筒内容積（Ｖ０）は、上述した各圧縮上死点位置と対応する、気筒内容積（Ｖ０１）、（Ｖ０４）となっており、圧縮上死点でのピストン位置がほぼ同じ高さなので、Ｖ０１≒Ｖ０４の関係を有していることになる。
　ここで、この気筒内容積Ｖ０とは、圧縮上死点において、シリンダヘッド側の燃焼室内面形状と、ピストン２の冠面２ａの形状と、シリンダブロック０２の内径と、図示しないヘッドガスケット内径等に囲まれた容積、つまり、圧縮上死点における気体（混合気）の占める容積になる。
　一方、図５において、吸気下死点でのピストン位置についてみると、破線で示す制御位相α１でのピストン位置（ＹＣ１）と、実線で示す制御位相α４でのピストン位置（ＹＣ４）は大きく異なっている。実線で示す制御位相α４でのピストン位置（ＹＣ４）は、破線で示す制御位相α１のピストン位置（ＹＣ１）より、かなり低い位置にある。したがって、圧縮上死点から吸気下死点までの長さである圧縮ストロ－ク（ＬＣ）の関係は次の通りとなる。制御位相α１での圧縮ストロ－ク（ＬＣ１）と制御位相α４での圧縮ストロ－ク（ＬＣ４）は、ＬＣ１＜＜ＬＣ４の関係を有している。尚、制御位相α１での吸気ストロ－ク（ＬＩ１）と制御位相α４での圧縮ストロ－ク（ＬＩ４）も、ＬＩ１＜＜ＬＩ４の関係を有している。
　同様に、膨張下死点でのピストン位置についてみると、破線で示す制御位相α１でのピストン位置（ＹＥ１）と、実線で示す制御位相α４でのピストン位置（ＹＥ４）は、大きく異なっている。制御位相α４でのピストン位置（ＹＥ４）に対して、制御位相α１でのピストン位置（ＹＥ１）はかなり低い位置である。したがって、圧縮上死点から膨張下死点までの長さである膨張ストロ－ク（ＬＥ）の長さもかなり異なっている。これによって、制御位相α１での膨張ストロ－ク（ＬＥ１）と制御位相α４での膨張ストロ－ク（ＬＥ４）は、ＬＥ１＞＞ＬＥ４の関係を有している。尚、制御位相α１での排気ストロ－ク（ＬＯ１）と制御位相α４での排気ストロ－ク（ＬＯ４）も、ＬＯ１＞＞ＬＯ４の関係を有している。
　以上のことから、制御位相α１の圧縮ストロ－ク（ＬＣ１）と膨張ストローク（ＬＥ１）の関係と、制御位相α４の圧縮ストロ－ク（ＬＣ４）と膨張ストローク（ＬＥ４）の関係を比較すると次のようになる。通常運転状態で使用される制御位相α１では、ＬＥ１＞＞ＬＣ１の関係を有し、始動状態で使用される制御位相α４では、ＬＥ４＜＜ＬＣ４の関係を有している。
　ここで、制御位相α１での機械圧縮比である機械圧縮比（Ｃ１）と、同機械膨張比である機械膨張比（Ｅ１）について考察する。
　ボア（シリンダ内径）の面積をＳとすると、吸気下死点での気筒内容積ＶＣ１は、ＶＣ１＝Ｖ０１+Ｓ×ＬＣ１となる。したがって、機械圧縮比（Ｃ１）＝ＶＣ１÷Ｖ０１＝（Ｖ０１+Ｓ×ＬＣ１）÷Ｖ０１＝１＋Ｓ×ＬＣ１÷Ｖ０１となる。
　一方、膨張下死点での気筒内容積ＶＥ１は、ＶＥ１＝Ｖ０１+Ｓ×ＬＥ１となる。したがって、機械膨張比Ｅ１＝ＶＥ１÷Ｖ０１＝（Ｖ０１+Ｓ×ＬＥ１）÷Ｖ０１＝１＋Ｓ×ＬＥ１÷Ｖ０１となる。
　したがって、制御位相α１の場合は、図５に示すようにＬＥ１＞＞ＬＣ１であるため、機械膨張比（Ｅ１）＞機械圧縮比（Ｃ１）となっている。ここで、相対比Ｄ＝機械膨張比Ｅ÷機械圧縮比Ｃと定義すると、制御位相α１の場合は相対比Ｄ１＝Ｅ１÷Ｃ１＞1となる。
　同様に、制御位相α４での機械圧縮比である機械圧縮比（Ｃ４）と、同機械膨張比である機械膨張比（Ｅ４）について考察する。
　吸気下死点での気筒内容積ＶＣ４は、ＶＣ４＝Ｖ０４+Ｓ×ＬＣ４となる。したがって、機械圧縮比Ｃ４＝ＶＣ４÷Ｖ０４＝（Ｖ０４+Ｓ×ＬＣ４）÷Ｖ０４＝１＋Ｓ×ＬＣ４÷Ｖ０４となる。一方、膨張下死点での気筒内容積ＶＥ４は、ＶＥ４＝Ｖ０４+Ｓ×ＬＥ４となる。したがって、機械膨張比Ｅ４＝ＶＥ４÷Ｖ０４＝（Ｖ０４+Ｓ×ＬＥ４）÷Ｖ０４＝１＋Ｓ×ＬＥ４÷Ｖ０４となる。
　したがって、制御位相α４の場合は、図５に示すようにＬＥ４＜＜ＬＣ４であるため、機械膨張比（Ｅ４）＜機械圧縮比（Ｃ４）となっている。相対比Ｄ＝機械膨張比Ｅ÷機械圧縮比Ｃであるため、制御位相α４の場合は相対比Ｄ４＝Ｅ４÷Ｃ４＜1となる。
　制御位相α１は通常運転状態で使用され、制御位相α４は始動状態で使用されるものであるが、次のこれらの具体的な作用、効果について説明する。
　上述したように、制御位相α１の気筒内容積（Ｖ０１）と、制御位相α４の気筒内容積（Ｖ０４）はＶ０１≒Ｖ０４の関係を有し、圧縮ストローク（ＬＣ）はＬＣ１＜＜ＬＣ４の関係を有し、膨張ストローク（ＬＥ）はＬＥ１＞＞ＬＥ４の関係を有している。
　更に、制御位相α１の場合は、ＬＥ１＞＞ＬＣ１であるため、機械膨張比（Ｅ１）＞機械圧縮比（Ｃ１）の関係を有している。また、制御位相α４の場合は、ＬＥ４＜＜ＬＣ４であるため、機械膨張比（Ｅ４）＜機械圧縮比（Ｃ４）の関係を有している。
　ここで、制御位相α１の特性は、内燃機関が暖機された後の通常運転状態に適している特性と言える。すなわち、機械膨張比（Ｅ１）が極めて大きく、これによって膨張仕事が大きくなり、熱効率が向上して燃費性能が向上する効果を奏する。
　更に、機械圧縮比（Ｃ１）が過度に大きくないので、圧縮上死点での筒内ガス温度を比較的低くできる。このため、圧縮上死点における筒内の混合気の温度の過上昇が抑制され、冷却損失の増加を抑制し熱効率（燃費性能）を向上でき、また、ノッキングという異常燃焼が抑制されるので内燃機関の燃焼の安定化が図れるようになる。
　一方、制御位相α４の特性は、内燃機関が暖機される前の始動状態に適している特性と言える。すなわち、機械圧縮比（Ｃ４）が極めて大きくなっているので、暖機前の始動時においても、圧縮上死点における筒内の混合気の温度を高めることができる。これによって、燃焼が悪化しがちな始動時においても、良好な燃焼を実現して始動性を高めることができ、内燃機関本体からの排気有害成分の排出を抑制できる。
　また、図５に示している通り、吸気期間θｉｎｔ（排気上死点から吸気下死点までの期間／クランク角）は、圧縮期間θｃｏｍｐ（吸気下死点から圧縮上死点までの期間／クランク角）に比べて相対的に長くなっている。したがって、新気（混合気）を十分に吸い込むことができ、内燃機関の機械的な摩擦抵抗が大きい始動時においても、始動に必要な始動燃焼トルクを充分に高めることができる。
　更に、圧縮期間θｃｏｍｐは、吸気期間θｉｎｔに比べて相対的に短くなっている。したがって、ピストン２が圧縮上死点に向けて上昇し、筒内の混合気の温度が上昇していく過程でシリンダに逃げる熱量を低減できるので、圧縮上死点での混合気温度を一層高めることができる。これにより、更に燃焼を改善して始動燃焼トルクを高めることで始動性を層向上できるようになる。
　更に、制御位相α４の特性では、機械膨張比（Ｅ４）が機械圧縮比（Ｃ４）より小さく抑えられているので、次のような作用、効果を奏することができる。すなわち、機械膨張比（Ｅ４）が相対的に小さいことは、燃焼ガスの膨張仕事が低下し、その分、内燃機関から排出される排気ガスの温度が高くなることを意味している。このため、始動時において、温度が高い排気ガスを排気ガス触媒に供給することができるので、排気ガス触媒の転化率が向上されて大気に放出される排気有害成分を低減できるようになる。
　また、この高い排気ガス温度により、排気ガス触媒の温度を早く上昇させることができる。これによって、排気ガス触媒が活性化されるまでの時間が短くなり、大気に排出される総排気有害成分量を低減することができる。
　このように、制御位相α４の特性によれば、内燃機関の始動時に機械圧縮比を高くすることにより、圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化できるので、内燃機関そのものから排出される排気ガス有害成分を低減することができる。
　更に、内燃機関の始動時に機械膨張比を低くすることにより、膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制することができるので、温度の高い排気ガスを排出ガス触媒に供給することができる。これによって排気ガス触媒の転化率を向上し、また、排気ガス触媒の暖機を促進することができる。このように、内燃機関の始動性を改善できると共に、排気有害成分の排出量を低減することができるようになる。
　なお、機械圧縮比大（Ｃ４）により良好な燃焼を実現して始動性を高められることは前述した通りであるが、これにより燃焼耐力が向上し、点火時期を遅延することも可能となる。その場合は、燃焼中心位相も遅角するので、排気ガス温度を高めることもできるようになる。その結果、機械膨張比小（Ｅ４）による排気ガス温度上昇効果にさらに上乗せになるので、一層排気ガス温度を高めて、触媒の転化性能を一層高めることも可能となる。
　次に、制御位相α１と制御位相α４での燃焼サイクルの各行程における機構姿勢の変化について図６を基に説明する。これにより、図５に示すピストン位置の変化特性を説明することができる。上段に示す（Ａ）～（Ｄ）は制御位相α４（最進角状態）での機構姿勢の変化を示し、下段に示す（Ｅ）～（Ｈ）は制御位相α１（最遅角状態）での機構姿勢の変化を示している。
　≪排気（吸気）上死点≫まず、排気（吸気）上死点における偏心カム部の偏心方向（αＹ′）について考察する。制御位相α１では、（Ｅ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ´１）は、コントロールリンク１４の方向と、これから反対側に延びる方向の間の中間付近で左側を向いている。
　一方、制御位相α４では、（Ａ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ´４）は、コントロールリンク１４の方向と、これから反対側に延びる方向の間の中間付近で右側を向いている（勝手違いの関係）。
　従って、コントロールリンク１４を引き下げる量は、制御位相α１と制御位相α４ともほぼ同等であり、結果として制御位相α１の排気（吸気）上死点位置（Ｙ´０１）と制御位相α４の排気（吸気）上死点位置（Ｙ´０４）とはほぼ同位置にある。
　≪吸気下死点≫次に吸気下死点における偏心カム部の偏心方向（αＣ）について考察する。制御位相α１では、（Ｆ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＣ１）は、コントロールリンク１４と反対方向を向いている。これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を左下方に引き下げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に反時計方向に回転させる。これにより、第１連結ピン８の位置は上がり、アッパリンク７によってピストン２は上方に押し上げられる。この結果、圧縮開始点である吸気下死点位置（ＹＣ１）は比較的高い位置になり、この時に短い圧縮ストローク（ＬＣ１）が得られる。
　一方、制御位相α４では、（Ｂ）に示すように、偏心コントロ－ルカムの偏心方向（αＣ４）は、コントロールリンク１４の方向を向いている。これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に時計方向に回転させる。これにより第１連結ピン８の位置は下がり、アッパリンク７によりピストン２は下方に引き下げられる。この結果、圧縮開始点でもある吸気下死点位置（ＹＣ４）は制御位相α１に比べて比較的低い位置になり、この時に長い圧縮ストローク（ＬＣ４）が得られる。したがって、圧縮ストローク（ＬＣ）は「ＬＣ１＜＜ＬＣ４」の関係を有することになる。
　≪圧縮上死点≫次に圧縮上死点における偏心カム部の偏心方向（αＹ）について考察する。制御位相α１では、（Ｇ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ１）は、コントロールリンク１４の方向と、これから反対側に延びる方向の間の中間付近で右側を向いている。
　一方、制御位相α４では、（Ｃ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ４）は、コントロールリンク１４の方向と、これから反対側に延びる方向の間の中間付近で左側を向いている（勝手違いの関係）。
　従って、コントロールリンク１４を引き下げる量は、制御位相α１と制御位相α４ともほぼ同等であり、結果として制御位相α１の圧縮上死点位置（Ｙ０１）と制御位相α４の圧縮上死点位置（Ｙ０４）とはほぼ同位置にある。
　ここで、制御位相α１における排気（吸気）上死点でのリンク姿勢と、制御位相α４における圧縮上死点でのリンク姿勢はほぼ同一であり、また制御位相α４における排気（吸気）上死点でのリンク姿勢と、制御位相α１における圧縮上死点でのリンク姿勢はほぼ同一となる。よって、図５に示すように、「Ｙ０１≒Ｙ´０１≒Ｙ０４≒Ｙ´０４」という特性になる。
　≪膨張下死点≫次に膨張下死点における偏心カム部の偏心方向（αＥ）について考察する。制御位相α１では、（Ｈ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＥ１）は、コントロールリンク１４の方向を向いている。これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は下がり、アッパリンク７によりピストンは下方に引き下げられる。もって、膨張下死点位置（ＹＥ１）は、比較的低い位置になり、この時に長い膨張ストローク（ＬＥ１）が得られる。
　一方、偏心コントロ－ルカムの方向（αＥ４）は、コントロールリンク１４の方向と逆側を向いている。これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を左下方に引き下げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に反時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は上がり、もってアッパリンク７によりピストンは上方に押し上げられる。この結果、膨張下死点位置（ＹＥ４）は、比較的高い位置になり、この時に短い膨張ストローク（ＬＥ４）が得られる。したがって、膨張ストローク（ＬＥ）は「ＬＥ１＞＞ＬＥ４」の関係を有することになる。
　このように、制御位相α１では、「ＹＣ１＞ＹＥ１」の関係を有し、制御位相α４では、「ＹＥ４＞ＹＣ４」の関係を有し、図５に示す特性となるものである。
　次に、図５に示す制御位相α４において、θｉｎｔ＞θｃｏｍｐになる理由について、図６を用いて説明する。
　制御位相α４において、図６の（Ａ）にあるように排気（吸気）上死点に示すクランクピンは略真上を向いている。そして、クランクシャフトが時計方向に１８０°程度回転した付近で（Ｂ）に示す吸気下死点位置（ＹＣ４）を迎えるのであるが、（Ｂ）に示すように、厳密な吸気下死点位置（ＹＣ４）の姿勢では、クランクシャフトが１８０°を越えてある程度回転した位置で吸気下死点となっている。
　ここで、クランクピン自身が最下部にくるのは丁度１８０°のところであるが、１８０°をある程度超えたあたり、すなわちクランク角位相である程度遅角した位相、つまりクランクピンが少し左方の移動した付近で、ロアリンク１０が時計方向に傾く現象が顕著になり、このため、アッパリンク７がピストンをさらに引き下げ、クランク角位相で見て遅れた位相において吸気下死点位置（ＹＣ４）となるのである。
　この際、ロアリンク１０が時計方向に傾く現象であるが、偏心コントロールカムがコントロールリンク１４を介して第２連結ピン１１を引き下げつつも、クランクピンが左方に移動することによって生じる現象であり、特に本実施例のように、ロアリンク１０における第２連結ピン１１が高い位置にある場合に生じやすい。
　そして、このような現象は、ピストンが吸気下死点付近にある時に起こりやすく（程度が顕著である）、逆に、ピストンが排気（吸気）上死点付近にある時には、このような現象は顕著ではなく、クランクピンの位相により主に上死点位相が決定される。
　つまり、排気上死点の位置はクランクピンがほぼ真上付近にあるクランク位相となり、吸気下死点の位置はクランクピンが真下からある程度回転したクランク位相になる。このため、図５に示すように、θｉｎｔ＞θｃｏｍｐの関係が生じるものである。
　以上のようにして、図５に示す制御位相α１と制御位相α４ピストン位置変化特性は、図６に示すコントロ－ルカムの偏心位相の違いによるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。
　次に、上述したピストンストローク調整装置を使用して運転状態に対応した具体的な制御について図７を用いて説明する。図７ではその具体的な制御フローチャート示している。
　まず、ステップＳ１０で現在の機関運転状態として始動状態を含む種々の運転情報を読み込む。次にステップＳ１１で始動条件かどうかを判定する。始動条件は、運転者のキースイッチ操作やアクセル踏込み等から判断することができる。
　ステップＳ１１で始動状態（始動条件）でないと判定すると、ステップＳ１２で内燃機関が運転中かどうかを判定する。運転中でないと判定されるとリターンに抜けてこの制御を終了する。一方、運転中と判定される、暖機が終了した通常運転状態と判定してステップＳ１８に進み、制御位相α１でピストンストロークを調整（制御）する。
　ステップＳ１１で始動状態であると判定するとステップＳ１３に進み、始動に適した制御位相α４でピストンストロークを調整する。ステップＳ１３の制御位相α４の設定が終了すると、ステップＳ１４でクランキングを行い内燃機関の始動を行う。この後にステップＳ１５に進んで、所定のクランキング回転数に達したかどうかを判定する。所定のクランキング回転数に達していない場合は再びステップＳ１４に戻りクランキングを継続する。所定のクランキング回転数を超えるとステップＳ１６に移行する。
　ステップＳ１６では、燃料噴射制御や点火制御等の始動燃焼制御を実行し、その後にステップＳ１７に進む。ステップＳ１７では始動燃焼制御の開始から所定時間を経過したかどうかを判定している。この判定は内燃機関が暖機したかどうかを判定するものであり、所定時間が経過しないと再びこの判定処理を行い、所定時間が経過すると内燃機関が暖機されたと判定してステップＳ１８に進む。
　ステップＳ１８では制御位相α４の制御から制御位相α１の制御に切り換えられ、通常運転状態の制御が実行されてリターンに抜けるようになっている。
　以上述べた通り本実施形態では、ピストンストローク調整装置において、内燃機関の始動時において、圧縮行程の機械圧縮比を大きくして圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善しつつ、膨張行程の機械膨張比を小さくして膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制する、構成とした。
　これによれば、内燃機関の始動時に、圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化でき、また、膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制することができる。これによって、内燃機関の始動性を改善できると共に、排気有害成分の排出量を低減することができるようになる。さらに、前述した圧縮上死点での混合気温度上昇効果により燃焼耐力が向上した分、点火時期を遅延することも可能となる。その場合は、燃焼中心位相も遅角するので、排気ガス温度をさらに高めることもできるようになる。その結果、触媒の転化性能を一層高め、前述の排気有害成分の排出量を低減効果をさらに高めることも可能になる。
　次に、本発明の第２の実施形態について説明する。第２の実施形態は始動時に、コントロ－ルシャフトの位相を図４に示す制御位相α３（例えば、２２０°）に制御することで、更なる排気ガス有害成分の低減効果を得ることを目的としている。また、高機関温度での再始動時にプレイグニッションの発生を抑制する制御位相α２も取り入れたものである。
　本実施形態になる最遅角位相は実施例1と同じ制御位相α１（例えば、７１°）であるが、最進角位相は制御位相α３（例えば２２０°）である。よって、図３における変換角αＴは、例えば１４９°（α３―α１）まで縮小されるように設定されている。すなわち、最進角で係止された位置が制御位相α３となるように設定されている。
　そして、本実施形態のピストン位置変化特性を図８に示しているが、基本的には図５に示す特性と類似しているものである。尚、制御位相α１の特性は実施例1と同じであるので説明は省略する。また、細い実線で制御位相α４の特性も示しているが、これは本実施形態では用いられず、単に実施例1との比較のためだけに記載している。
　そして、本実施形態で始動時に使用される制御位相α３の特性を太い実線で示し、内燃機関が高温状態である高温始動時に使われる制御位相α２の特性を太い一点鎖線で示している。
　まず、始動時に用いられる制御位相α３の特性について考察する。実施例１の制御位相α４の特性と同様に、吸気下死点位置（ＹＣ３）が膨張下死点位置（ＹＥ３）よりかなり低くなっており、機械圧縮比（Ｃ３）＞＞機械膨張比（Ｅ３）の関係を有している。
　また、実施例１と同様にθｉｎｔ＞θｃｏｍｐとなっており、実施例１と同様の始動性の向上、排気ガス有害成分の低減効果が得られる。ここで、排気上死点位置（Ｙ´０３）から吸気下死点位置（ＹＣ３）までの吸入ストロ－ク（ＬＩ３）が、吸気下死点位置（ＹＣ３）から圧縮上死点位置（Ｙ０３）までの圧縮ストロ－ク（ＬＣ３）より相対的に長くなっている。
　これは、吸入ストロ－ク（ＬＩ３）が長いことで新気の吸入量を増加して充填効率を高めることができ、機関フリクションの大きな冷機始動時において、燃焼トルクを高めて始動安定性を高めることが可能となる。
　更に、この制御位相α３の特性で重要なことは、吸気下死点位置（ＹＣ３）が実施例1（細線）での吸気下死点位置（ＹＣ４）よりも低く、それにより実施例1と同様に充分に高い圧縮比を確保できているにもかかわらず、圧縮上死点位置（Ｙ０３）が、実施例1（細線）の圧縮上死点位置（Ｙ０４）より低いことである。また、この圧縮上死点位置（Ｙ０３）は、この制御位相α３の排気上死点位置（Ｙ´０３）より低くなっており、「Ｙ０３＜Ｙ´０３」の関係を有している。これにより、次に示すような格別の排気ガス有害成分の低減効果が得られる。
　すなわち、圧縮上死点位置が高いとピストン冠面位置も高くなり、燃焼室の上方にある燃料噴射弁との距離が短くなる。このため燃料噴射弁から噴射された燃料噴霧が液滴のままピストン冠面に付着しやすくなる。このようなピストン冠面付着燃料が点火プラグによって着火、燃焼するとき、不完全燃焼を生じて未燃焼炭化水素が生じたり、煤であるパーティキュレートマター（ＰＭ）を発生しやすくなる。
　燃焼室内の空間で霧化ないし霧化しつつある燃料液滴と違い、冠面付着燃料はピストン冠面（金属）の表面に液滴状に付着しているので、液滴の全周が高温の空気に接している訳ではなく、ピストン冠面側は燃焼反応が進みにくい。また、特に始動時はピストン冠面の表面温度が低い場合が多く、燃料液滴が冷却されて燃焼が悪化するので、その面からも未燃焼炭化水素やパーティキュレートマターが排出されやすい。
　そこで、本実施形態では、圧縮上死点位置（Ｙ０３）が相対的に低いので、ピストン冠面に燃料噴霧が付着し難くなる。これにより、上述の燃料噴霧がピストン冠面に付着することに起因する未燃焼炭化水素やパーティキュレートマターの発生を抑制できるようになる。
　一方、内燃機関の温度が高い状態での再始動（所謂、ホットリスタ－トと呼ばれる）においては次のような課題が発生する。例えば、高速道路を高速で走行してきた後で、料金所で一度アイドルストップとなり、次に再始動する場合、内燃機関が高圧縮比仕様であると始動時にプレイグニッション（過早着火）という異常燃焼が発生し、それによる異音が生じることがある。
　そこで、本実施形態では、このような高温度での始動の場合は、制御位相α２の特性に切り替えるようにしている。図８の一点鎖線で示すように、吸気下死点位置（ＹＣ２）が上昇し、圧縮上死点位置（Ｙ０２）が下がるように作動する。これによって、圧縮ストロ－ク（ＬＣ２）が短くなり、また圧縮上死点における燃焼室容積（Ｖ０２）が大きくなる。その結果、機械圧縮比（Ｃ２）を充分な値だけ低下することができるようになる。
　これによって、高温時での始動で生じる恐れがあるプレイグニッションの発生を抑制し、異常燃焼による騒音を伴う始動を回避することができる。更に、吸入ストローク（ＬＩ２）も短くなるので、吸入される混合気の量が減少されて充填効率が下がり、高温での始動時のプレイグニッションを更に回避することができる。
　次に、制御位相α２と制御位相α３での燃焼サイクルの各行程における機構姿勢の変化について図９を基に説明する。上段に示す（Ａ）～（Ｄ）は制御位相α３での機構姿勢の変化を示し、下段に示す（Ｅ）～（Ｈ）は制御位相α２での機構姿勢の変化を示している。尚、制御位相α３の機構姿勢変化の特性は、実施例1の制御位相α４の特性と実質的に同様であるが、圧縮上死点位置（Ｙ０３）が排気（吸気）上死点位置（Ｙ´０３）より低くなっている点で異なっている。
　≪排気（吸気）上死点≫まず、排気（吸気）上死点における偏心カム部の偏心方向（αＹ′）について考察する。制御位相α３では、（Ａ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ´３）は、制御位相α1や制御位相α４の場合に対して、コントロールリンク１４からやや離れる方向を向いており、コントロールリンク１４を介して第２連結ピン１１をやや引き下げ、ロアリンク１０を反時計方向にやや回動させている。これにより、クランクピンとピストンピンとの間が更に直線状となり、ピストンの排気（吸気）上死点位置（Ｙ´０３）は、制御位相α４の排気（吸気）上死点位置（Ｙ０４）に比較して、やや上方に移行する。
　尚、制御位相α２では、（Ｅ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ´２）は、コントロールリンク１４からさらに離れる方向を向いており、ピストンの排気（吸気）上死点位置（Ｙ´０２）は、制御位相α３の排気（吸気）上死点位置（Ｙ´０３）よりさらにわずかに上方に移行する。
　≪吸気下死点≫次に吸気下死点における偏心カム部の偏心方向（αＣ）について考察する。制御位相α３では、（Ｂ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＣ３）は、コントロールリンク１４の方向を向いている。これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に時計方向に回転させる。これにより第１連結ピン８の位置は下がり、アッパリンク７によりピストン２は下方に引き下げられる。この結果、圧縮開始点でもある吸気下死点位置（ＹＣ３）は比較的低い位置になり、この時に長い圧縮ストローク（ＬＣ３）が得られる。
　一方、制御位相α２では、（Ｆ）に示すように、偏心コントロ－ルカムの偏心方向（αＣ２）は、コントロールリンク１４方向に対してほぼ直交する方向、すなわちαＣ３やαＣ４よりは、相対的にコントロールリンク１４から離れる方向に位置している。そのため、これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を相対的に左下方に引き下げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に反時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は上がり、アッパリンク７によりピストンは上方に押し上げられる。もって、吸気下死点位置（ＹＣ２）は圧縮開始点でもある吸気下死点位置（ＹＣ３）より高い位置になり、この時に短い圧縮ストローク（ＬＣ２）が得られる。
　≪圧縮上死点≫次に圧縮上死点における偏心カム部の偏心方向（αＹ）について考察する。制御位相α３では、（Ｃ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＹ３）は、（αＹ４）に比べてコントロールリンク１４に近づく方向に向くので、コントロールリンク１４を介して第２連結ピン１１をやや押し上げ、ロアリンク１０を時計方向にやや回動させる。これにより、クランクピンと第１連結ピン８とを結ぶ線分と、第１連結ピン８とピストンピンを結ぶ線分とは、逆「く」の字に大きく折れ曲がり、これにより、圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０３）は、排気上死点のピストン位置（Ｙ´０３）より低く、また制御位相α４での圧縮上死点のピストン位置（Ｙ０４）よりも低くなる。
　尚、この逆「く」の字による圧縮上死点のピストン位置の低下についてであるが、図１に示すように、ピストン中心線とクランク軸中心のオフセットＫを設けることで、大きなピストン位置の低下を図ることができる。
　次に、制御位相α２の機構姿勢変化の特性は、吸気下死点位置が高く、圧縮上死点位置が低く、機械圧縮比を十分に低減できている点が特徴である。
　制御位相α２では、（Ｇ）に示すように偏心コントロ－ルカムの偏心方向（αＹ２）は、コントロールリンク１４方向に近い方向、すなわちαＹ３やαＹ４よりは、コントロールリンク１４に近づく方向に位置している。このため、コントロールリンク１４は第２連結ピン１１を相対的に右上方に押し上げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に時計方向に回転させ、第１連結ピン８の位置は下がり、アッパリンク７によりピストンは下方に引き下げられる。この結果、圧縮上死点位置（Ｙ０２）は、制御位相α３の圧縮上死点位置（Ｙ０３）より低い位置になる。
　以上のように、制御位相α３に比べて制御位相α２では、吸気下死点位置（ＹＣ２）は吸気下死点位置（ＹＣ３）より高い位置になり、圧縮上死点位置（Ｙ０２）は圧縮上死点位置（Ｙ０３）より低い位置となる。このため、圧縮ストロ－ク（ＬＣ２）が短くなり、また圧縮上死点位置（Ｙ０２）における燃焼室容積（Ｖ０２）は大きくなり、その結果、機械圧縮比は充分低下する。更に、吸入ストローク（ＬＩ２）も減少するようになる。
　以上のようにして、図８に示す制御位相α２のピストン位置変化特性は、図９に示すコントロ－ルカムの偏心位相の違いによるリンク姿勢の違いにより生み出されるのである。
　≪膨張下死点≫次に膨張下死点における偏心カム部の偏心方向（αＥ）について考察する。制御位相α２では、（Ｄ）に示すように偏心カム部の偏心方向（αＥ３）は、コントロールリンク１４の方向と逆側を向いている。これによりコントロールリンク１４は第２連結ピン１１を左下方に引き下げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に反時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は上がり、もってアッパリンク７によりピストンは上方に押し上げられる。この結果、膨張下死点位置（ＹＥ３）は、比較的高い位置になり、この時に短い膨張ストローク（ＬＥ３）が得られる。
　制御位相α２では、（Ｈ）に示すように偏心コントロ－ルカムの偏心方向（αＹ２）は、（αＥ３）に比べてコントロールリンク１４に近づく方向に向くので、コントロールリンク１４は第２連結ピン１１を右上方に押し上げ、ロアリンク１０をクランクピン支点に時計方向に回転させ、それにより第１連結ピン８の位置は下がり、アッパリンク７によりピストンは下方に引き下げられる。もって、膨張下死点位置（ＹＥ２）は、膨張下死点位置（ＹＥ３）より低い位置になり、この時に制御位相α３の場合よりはやや長い膨張ストローク（ＬＥ２）が得られる。したがって、膨張ストローク（ＬＥ）は「ＬＥ２＞ＬＥ３」の関係を有することになる。
　このように、制御位相α３では、「ＹＣ３＞＞ＹＥ３」の関係を有し、制御位相α２では「ＹＥ２≒ＹＣ２」の関係を有し、図８に示す特性となる。
　そして、制御位相α３の特性においては、吸気下死点位置（ＹＣ３）が膨張下死点位置（ＹＥ３）よりかなり低くなっており、「機械圧縮比（Ｃ３）＞＞機械膨張比（Ｅ３）」の関係を有している。したがって、実施例１と同様の作用、効果を奏することができる。
　また、圧縮上死点位置（Ｙ０３）が、実施例1の圧縮上死点位置（Ｙ０４）より低く設定してある。また、この圧縮上死点位置（Ｙ０３）は、この制御位相α３の排気上死点位置（Ｙ´０３）より低くなっており、「Ｙ０３＜Ｙ´０３」の関係を有している。
　圧縮上死点位置が高いとピストン冠面位置も高くなり、燃焼室の上方にある燃料噴射弁との距離が短くなる。このため燃料噴射弁から噴射された燃料噴霧が液滴のままピストン冠面に付着しやすくなる。このようなピストン冠面付着燃料が点火プラグによって着火、燃焼するとき、不完全燃焼を生じて未燃焼炭化水素が生じたり、煤であるパーティキュレートマター（ＰＭ）が発生しやすくなる。
　本実施形態では、圧縮上死点位置（Ｙ０３）が相対的に低いので、ピストン冠面に燃料噴霧が付着し難くなる。これにより、上述の燃料噴霧がピストン冠面に付着することに起因する未燃焼炭化水素やパーティキュレートマターの発生を抑制できるようになる。
　更に、制御位相α２の特性においては、制御位相α３に比べて吸気下死点位置（ＹＣ２）が上昇し、圧縮上死点位置（Ｙ０２）が下がるように作動する。これによって、圧縮ストロ－ク（ＬＣ２）が短くなり、また圧縮上死点における燃焼室容積（Ｖ０２）が大きくなる。その結果、機械圧縮比（Ｃ２）を充分な値だけ低下することができるようになる。これによって、高温時での始動で生じる恐れがあるプレイグニッションの発生を抑制し、異常燃焼による騒音を伴う始動を回避することができる。更に、吸入ストローク（ＬＩ２）も短くなるので、吸入される混合気の量が減少されて充填効率が下がり、高温での始動時のプレイグニッションを更に回避することができる。
　制御位相α２と制御位相α３の切り換えは基本的には内燃機関の温度（例えば、冷却水温度）を検出し、高温状態と判断されれば制御位相α２を使用し、高温でないと判断されれば制御位相α３を使用すれば良いものである。
　次に、上述したピストンストローク調整装置を使用して運転状態に対応した具体的な制御について図１０を用いて説明する。
　まず、ステップＳ１０で現在の機関運転状態として始動状態を含む種々の運転情報を読み込む。次にステップＳ１１で始動条件かどうかを判定する。始動条件は、運転者のキ－スイッチ操作やアクセル操作等から判断することができる。
　ステップＳ１１で始動状態（始動条件）でないと判定すると、ステップＳ１２で内燃機関が運転中かどうかを判定する。運転中でないと判定されるとリターンに抜けてこの制御を終了する。一方、運転中と判定される、暖機が終了した通常運転状態と判定してステップＳ１８に進み、制御位相α１でピストンストロークを調整する。
　ステップＳ１１で始動状態であると判定するとステップＳ１９に進み、内燃機関の温度Ｔを検出する。この温度は内燃機関の冷却水温度を用いることができる。内燃機関の温度を検出するとステップＳ２０に進み、検出された温度Ｔが予め定めた所定温度Ｔ０より低いかどうかを判断する。
　ステップＳ２０で検出された温度Ｔが所定温度Ｔ０以下であれば、冷間始動、或いは通常の始動と見做してステップＳ２１に進む。ステップＳ２１では冷間始動、或いは通常の始動に適した制御位相α３でピストンストロークを調整する。
　一方、ステップＳ２０で検出された温度Ｔが所定温度Ｔ０より高ければ熱間始動（高温）と見做してステップＳ２２に進む。この熱間始動は、例えば、高速道路を高速で走行してきた後で、料金所で一度アイドルストップとなり、次に再始動する場合等が該当する。ステップＳ２２では熱間始動に適した制御位相α２でピストンストロークを調整する。
　ステップＳ２１、Ｓ２２で制御位相α３或いは制御位相α２の設定が終了すると、ステップＳ１４でクランキングを行い内燃機関の始動を行う。この後にステップＳ１５に進んで、所定のクランキング回転数に達したかどうかを判定する。クランキング回転数に達していない場合は再びステップＳ１４に戻りクランキングを継続する。クランキング回転数を超えるとステップＳ１６に移行する。
　ステップＳ１６では、燃料噴射制御や点火制御等の始動燃焼制御を実行し、その後にステップＳ１７に進む。ステップＳ１７では始動燃焼制御の開始から所定時間を経過したかどうかを判定している。この判定は内燃機関が暖機したかどうかを判定するものであり、所定時間が経過しないと再びこの判定処理を行い、所定時間が経過すると内燃機関が暖機されたと判定してステップＳ１８に進む。
　尚、ステップＳ２２で熱間始動が行われた場合は、ステップＳ１７を実行せずにステップＳ１８に進むようにしても良い。この場合は、ステップＳ２２で制御位相α２であることを示すフラグ「１」を立て、ステップＳ１６とステップＳ１７の間に、このフラグ「１」を監視する制御ステップを設け、フラグ「１」が立っていると熱間始動と判断してステップＳ１８に移行させるようにすれば良いものである。
　ステップＳ１８では制御位相α２或いは制御位相α３の制御から制御位相α１の制御に切り換えられ、通常運転状態の制御が実行されてリターンに抜けるようになっている。
　このように、本実施形態によれば第１の実施形態による作用、効果の他に、次に述べるような作用、効果を奏することができる。
　本実施形態の制御位相α３では、第１の実施形態に比べて圧縮上死点位置（Ｙ０３）が相対的に低いので、ピストン冠面に燃料噴霧が付着し難くなる。これにより、上述の燃料噴霧がピストン冠面に付着することに起因する未燃焼炭化水素やパーティキュレートマターの発生を抑制できるようになる。
　更に、制御位相α２では、制御位相α３に比べて吸気下死点位置（ＹＣ２）が上昇し、圧縮上死点位置（Ｙ０２）が下がるように作動する。その結果、機械圧縮比（Ｃ２）を充分な値だけ低下することができるようになる。これによって、高温時での始動で生じる恐れがあるプレイグニッションの発生を抑制し、異常燃焼による騒音を伴う始動を回避することができる。
　上述した実施形態では1気筒の内燃機関を示しているが、２気筒、３気筒、４気筒、及び６気筒等の多気筒内燃機関に適用することは当然のことである。この場合、直列エンジンであれば全気筒のピストン作動特性を、単一のピストンストローク調整装置によって調整でき、Ｖ型エンジンであればバンク毎のピストン作動特性を、一対のピストンストローク調整装置によって調整でき、これらによって全気筒を所望の機械圧縮比、機械膨張比に制御することが可能である。
　また、実施形態で示したピストン位置変更機構としては、本発明の主旨から逸脱しない範囲で他の適切なピストン位置変更機構を採用することができる。例えば、クランク軸の回転を半分の角速度に減速して偏心カムに伝える減速機構として、一対の減速ギヤプ－リの例を本実施形態では示したがこれに限定されるものではない。
　また、本実施形態では、クランク軸の回転方向と偏心カムの回転方向が逆方向になるが、同方向としても良いものである。例えば、クランク側プ－リの回転をタイミングベルト（タイミングチェ－ン）を介して、半分の角速度に減速して、偏心コントロ－ルカム側プ－リに伝達するようにしても良いものである。この場合は、クランク軸の回転方向と偏心コントロ－ルカムの回転方向が同方向となり、クランク軸回転（横軸）に対するピストン位置変化特性（縦軸）は左右に裏返るが、動作的には同じである。
　また、ピストン位置変更機構に使用されるリンク機構については、実施例に示した具体例に限られる訳ではなく、ピストンのストロ－ク位置の特性を同様に変化できる機構であれば異なったリンク機構であっても構わない。
　以上述べた通り本発明は、内燃機関の始動時において、圧縮行程の機械圧縮比を大きくして圧縮上死点での混合気の温度を高め、膨張行程の機械膨張比を小さくして膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制するように構成した。
　これによれば、内燃機関の始動時に、圧縮上死点での混合気の温度を高めて燃焼を改善、安定化でき、また、膨張下死点での排気ガスの温度の低下を抑制することができる。これによって、内燃機関の始動性を改善できると共に、排気有害成分の排出量を低減することができるようになる。
　尚、本発明は上記した実施形態に限定されるものではなく、様々な変形例が含まれる。例えば、上記した実施形態は本発明を分かりやすく説明するために詳細に説明したものであり、必ずしも説明した全ての構成を備えるものに限定されるものではない。また、ある実施形態の構成の一部を他の実施形態の構成に置き換えることが可能であり、また、ある実施形態の構成に他の実施形態の構成を加えることも可能である。また、各実施形態の構成の一部について、他の構成の追加・削除・置換をすることが可能である
　本願は、２０１５年１２月２４日付出願の日本国特許出願第２０１５－２５１４２１号に基づく優先権を主張する。２０１５年１２月２４日付出願の日本国特許出願第２０１５－２５１４２１号の明細書、特許請求の範囲、図面、及び要約書を含む全開示内容は、参照により本願に全体として組み込まれる。
　０１…内燃機関、０２…シリンダブロック、０３…ボア、１…ピストン位置可変機構、２…ピストン、３…ピストンピン、４…クランクシャフト、５…リンク機構、６…位相変更機構、７…アッパリンク(第１リンク)、８…第１連結ピン、９…クランクピン、１０…ロアリンク(第２リンク)、１１…第２連結ピン、１２…コントロールシャフト、１３…偏心カム部、１４…コントロールリンク(第３リンク)、１５…第１ギヤ歯車(駆動回転体)、１６…第２ギヤ歯車(従動回転体)。

Claims (10)

  1. 　内燃機関のピストンストローク調整装置であって、該内燃機関のピストンストローク調整装置は、
    　４サイクル式の内燃機関におけるピストンのストロ－ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能なピストン位置変更機構と、
    　前記内燃機関の始動時において、前記ピストン位置変更機構によって、前記機械圧縮比を前記機械膨張比に対して相対的に大きくすると共に、前記機械膨張比を前記機械圧縮比に対して相対的に小さく設定するコントロールユニットと、
    　を有することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  2. 　請求項１に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置において、
    　前記コントロールユニットは、前記ピストン位置変更機構によって、前記内燃機関の始動時における新気の吸入期間を相対的に長く、前記新気の圧縮期間を相対的に短く設定することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  3. 　請求項１に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置において、
    　前記コントロールユニットは、前記ピストン位置変更機構によって、前記内燃機関の始動時において、圧縮上死点における前記ピストンの位置を、排気上死点における前記ピストンの位置に対し相対的に低く設定したことを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  4. 　請求項１に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置において、
    　前記コントロールユニットは、前記ピストン位置変更機構によって、前記内燃機関の始動時における吸入ストロ－クを圧縮ストロ－クより相対的に長く設定したことを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  5. 　請求項１に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置において、
    　前記コントロールユニットは、前記ピストン位置変更機構によって、前記内燃機関の始動時において、前記内燃機関の温度が所定温度を越えていた場合には、前記機械圧縮比を、前記内燃機関の温度が前記所定温度以下の前記始動時における機械圧縮比より相対的に小さく設定することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  6. 　請求項１に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置において、
    　前記コントロールユニットは、前記ピストン位置変更機構によって、前記内燃機関の始動時において、前記内燃機関の温度が所定温度以下であった場合は、前記機械圧縮比を相対的に大きく、前記機械膨張比を相対的に小さく設定し、その後、前記内燃機関の温度が前記所定温度を越えていた場合、前記機械圧縮比を、前記内燃機関の温度が前記所定温度以下の場合における機械圧縮比より相対的に小さく設定することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  7. 　請求項１に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置であって、
    　前記内燃機関は前記ピストンの軸心がクランクシャフトの回転軸心に対して所定量離間していると共に、
    　前記ピストン位置変更機構は、
    　前記ピストンにピストンピンを介して一端が連結された第１リンクと、
    　前記第１リンクの他端に第１連結ピンを介して回転可能に連結されると共に、前記クランクシャフトに回転可能に連結された第２リンクと、
    　前記クランクシャフトに対し１／２の角速度で回転するコントロールシャフトと、
    　前記コントロールシャフトに設けられ、前記コントロールシャフトの回転軸心に対し偏
    心した偏心軸部と、
    　前記第２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、他端が前記偏心軸部に回転可能に連結された第３リンクと、
    　前記コントロールシャフトの軸心に対する前記偏心軸部の偏心方向を変更可能なリンク姿勢変更機構と
    を有することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  8. 　請求項７に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置であって、
    　前記コントロールシャフトは、前記クランクシャフトの軸心に対して前記ピストンの軸心と反対側に設けられていることを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  9. 　４サイクル式の内燃機関におけるピストンの軸心がクランクシャフトの回転軸心に対して所定量だけ偏倚している前記ピストンのストロ－ク位置を変化させることで、機械圧縮比及び機械膨張比を変更可能なピストン位置変更機構を備えた内燃機関のピストンストローク調整装置であって、
    　前記ピストン位置変更機構は、
    　前記ピストンにピストンピンを介して一端が連結された第１リンクと、
    　前記第１リンクの他端に第１連結ピンを介して回転可能に連結されると共に、クランクシャフトに回転可能に連結された第２リンクと、
    　前記クランクシャフトに対し１／２の角速度で回転するコントロールシャフトと、
    　前記コントロールシャフトに設けられ、前記コントロールシャフトの回転軸心に対し偏
    心した偏心軸部と、
    　前記第２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、他端が前記偏心軸部に回転可能に連結された第３リンクと、
    　前記コントロールシャフトの軸心に対する前記偏心軸部の偏心方向を変更可能なリンク姿勢変更機構と、
    　前記内燃機関の始動時に前記リンク姿勢変更機構を、吸気下死点における前記偏心軸部の軸心を前記コントロールシャフトの軸心より前記第２連結ピン側になるように設定すると共に、膨張下死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心に対して前記第２連結ピンと反対側となる第１ポジションに設定するコントロールユニットと、
    を有することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
  10. 　請求項９に記載の内燃機関のピストンストローク調整装置において、
    　前記コントロールユニットは、前記リンク姿勢変更機構によって、前記内燃機関の温度が所定より高い場合において、前記吸気下死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心より前記第２連結ピンと反対側になるように設定すると共に、前記膨張下死点における前記偏心軸部の軸心が前記コントロールシャフトの軸心に対して前記第２連結ピン側となるように設定することを特徴とする内燃機関のピストンストローク調整装置。
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