JP2009180276A - リンク機構の軸受構造 - Google Patents

Abstract

【課題】リンク機構の軸受構造において、二股軸受部分の変形を抑制し、かつ二股軸受を有するリンク部材の耐久性を向上させる。
【解決手段】軸受部１２０ａ、１２０ｂが二股状に対向して配置された二股軸受部を有する第１部材１００と、二股軸受部１２０ａ、１２０ｂの間に配置される軸受部１３ａを有する第２部材１３と、を備え、二股軸受部１２０ａ、１２０ｂと軸受部１３ａとを、連結ピン２６で連結するリンク機構の軸受構造であって、連結ピン２６は、少なくとも軸受部１２０ａ、１２０ｂの一方では内側連結ピン２６ａと外側連結ピン２６ｂとが同軸状に配置される二重構造となっており、外側連結ピン２６ｂは、第１部材１００の軸受部１２０ａ、１２０ｂに挿通された状態で内周側に内側連結ピン２６ａが圧入されて直径が拡大することによって、第１部材１００の二股軸受部１２０ａ、１２０ｂに圧入固定された状態となっている。
【選択図】図２

Description

本発明は、リンク機構の軸受構造に関する。

内燃機関の機関圧縮比を運転状態に応じて変更可能な機構として、例えば特許文献１に記載されているような、ピストンとクランクシャフトを連結するリンクと、これらのリンクの姿勢を制御するリンクとを備える複リンク式ピストンストローク機構が知られている。具体的には、クランクピンに二股軸受部を有するロアリンクを回転自在に連結し、このロアリンクの一体に形成された二股軸受部にはアッパーピン（連結ピン）を介してアッパリンクを、他端に形成された二股軸受部にはコントロールピン（連結ピン）を介してコントロールリンクを回転自在に連結し、このコントロールリンクによってロアリンクの動作を規制している。そして、運転状態に応じてコントロールリンクを制御してロアリンクの傾斜を変えることで、アッパリンクの他端に連結するピストンの上死点位置をコントロールし、圧縮比可変機構を実現しようとするものである。

ここで、連結ピンは、連結する双方のリンクに対して摺動するフルフロート方式であるため、二股軸受部に設けたピンボスの軸方向の両端部にそれぞれ係止溝を加工する領域を設けなければならず、ピンボス部の全長に比較して、連結ピンの長さを短くせざるを得ない。そのため、連結ピン両端部におけるピンボス部との接触面積が少なくなり、それだけ面圧が高くなって、応力条件が厳しくなるという問題がある。

この問題を解決するため、両端に小径部を設けた連結ピンを用い、当該小径部を配置した状態で二股軸受部に別体のカラー部材を圧入することにより、係止溝を不用として連結ピン両端部におけるピンボス部との接触面積を稼ぐフルフロート方式の連結構造が特許文献２に開示されている。
特開２００２−０６１５０１号公報 特開２００３−２４７５２４号公報

しかしながら、特許文献２の連結構造では、カラー部材を圧入する際に二股軸受のボス部分が変形して、圧入部の中心軸が圧入荷重方向に対してずれ、これにより圧入部で接触圧が円周方向に不均一となり、燃焼荷重等が加わった場合に、接触圧の高い部分が応力に耐えられなくなるおそれがある。

一方、圧入代を小さくすると、ボス部分の変形を抑制することはできるものの、カラー部材の内転や脱落といった問題が生じる。

また、連結ピンがカラー部材（二股軸受）及び連結されるリンク部材の双方に対して摺動するフルフロート方式であるため、連結ピンが二股軸受を有するリンクの強度部材として作用せず、当該リンクの耐久性が低下するという問題もある。

本発明は上記問題の問題点に着目してなされたものであり、リンク機構の軸受構造において、二股軸受部分の変形を抑制し、かつ二股軸受を有するリンク部材の耐久性を向上させることを目的とする。

本発明のリンク機構の軸受構造は、二つの軸受部が二股状に対向して配置された二股軸受部を有する第１部材と、二股軸受部の間に配置される軸受部を有する第２部材と、を備え、第１部材の二股軸受部と第２部材の軸受部とを、連結ピンで連結するリンク機構の軸受構造であって、連結ピンは、二股状に配置された軸受部の少なくとも一方では内側連結ピンと外側連結ピンとが同軸状に配置される二重構造となっており、外側連結ピンは、第１部材の軸受部に挿通された状態で内周側に内側連結ピンが圧入されて直径が拡大することによって、第１部材の二股軸受部に圧入固定された状態となっている。

本発明によれば、外側連結ピンは内側連結ピンが圧入されることによって直径が拡大し、二股軸受部に圧入固定された状態となる。すなわち、内側連結ピンを圧入しない状態では、外側連結ピンを二股軸受部分に挿通する際に二股軸受部分が変形することがない。また、内側連結ピンを圧入する際には、すでに挿通された外側連結ピンが二股軸受部分の強度部材として機能するので、二股軸受部分の変形を抑制することができる。

そして、内側連結ピンが圧入された後は、内側連結ピン及び外側連結ピンからなる連結ピンは第１リンクに圧入固定された状態となり、二股軸受部分の強度部材として機能するので、フルフロート方式のような耐久性低下の問題もない。

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、本発明の一実施形態による複リンク式ピストンストローク機構を備えたエンジン１を示す図である。以下、この複リンク式ピストンストローク機構を備えたエンジンを「圧縮比可変エンジン」という。

圧縮比可変エンジン１は、ピストン２２とクランクシャフト２１とを２つのリンク(アッパリンク(第２部材)１１、ロアリンク(第１部材)１００)で連結するとともに、コントロールリンク(第２部材)１３でロアリンク１００を制御して圧縮比を変更する。

ピストン２２は、燃焼圧力を受け、シリンダ２０内を往復動する。

アッパリンク１１の上端は、ピストンピン２４を介してピストン２２に連結される。一方、アッパリンク１１の下端は、アッパピン２５を介してロアリンク１００の一端に連結される。一端がアッパリンク１１に連結されたロアリンク１００の他端は、コントロールピン２６を介してコントロールリンク１３に連結される。なお、コントロールピン２６は、後述するように内側コントロールピン（内側連結ピン）２６ａと外側コントロールピン（外側連結ピン）２６ｂからなる二重構造となっている。

ロアリンク１００は、ほぼ中央に形成されたクランクピン軸受部１０１にクランクシャフト２１のクランクピン２１ｂを保持する。ロアリンク１００は、このクランクピン２１ｂを中心軸として揺動する。ロアリンク１００は上下の２部材に分割可能で、２本のボルト１０３，１０４によって一体に固定されている。

クランクシャフト２１は、複数のジャーナル２１ａとクランクピン２１ｂとを備える。ジャーナル２１ａは、シリンダブロック２３及びラダーフレーム２８によって回転自在に支持される。クランクピン２１ｂは、ジャーナル２１ａから所定量偏心しており、ここにロアリンク１００が揺動自在に連結する。

一端がロアリンク１００に連結されたコントロールリンク１３の他端は、エンジン１本体に回転可能に支持されたコントロールシャフト１４の回転中心から偏心している偏心カム部１５に連結する。コントロールリンク１３は、この偏心カム部１５を中心として揺動する。偏心カム部１５は、図示せぬ圧縮比制御アクチュエータによってコントロールシャフト１４が回転させられることで移動する。

圧縮比可変エンジン１は、圧縮比を高めるときには、圧縮比制御アクチュエータを駆動してコントロールシャフト１４の偏心カム部１５を下げる。するとロアリンク１００は時計回りに移動し、アッパピン２５が上げられ、ピストン２２の上死点の位置が上昇する。圧縮比を下げるときには、圧縮比制御アクチュエータを駆動してコントロールシャフト１４の偏心カム部１５を上げる。するとロアリンク１００は反時計回りに移動し、アッパピン２５が下げられ、ピストン２２の上死点の位置が下降する。なお、これらの間で圧縮比を連続的に変化させることができる。

ところで、このような圧縮比可変エンジン１において、ロアリンク１００は、ピストン２２が受けた燃焼圧力を、アッパリンク１１を介してアッパピン２５より受け取り、コントロールピン２６を支点とするテコのような動作でクランクピン２１ｂに力を伝達する。つまり、ロアリンク１００は、エンジン１の各行程で、クランクピン２１ｂ、アッパピン２５及びコントロールピン２６からそれぞれ方向の異なる大きな荷重を受ける。したがって、ロアリンク１００には大きな内力が発生するため、ロアリンク全体としてこれに耐えうる強度・剛性が必要とされる。

そこで、本発明では、ロアリンク１００とアッパピン２５及びコントロールピン２６とのピン連結方法を、ロアリンク１００とアッパピン２５及びコントロールピン２６とが摺動しないプレスフィット（圧入）方式とすることでロアリンク全体としての耐久性を向上させる。以下では、ロアリンク１００とコントロールピン２６とのピン連結部の構造について詳しく説明する。

図２は、コントロールピン２６の軸受構造を示す図であり、（ａ）がロアリンク１００とコントロールピン２６との連結部周辺の拡大図、（ｂ）が図１のII-II線に沿う断面図である。

ロアリンク１００の一端部には、図２に示すようにコントロールピン２６を支持するコントロールピン軸受部１２０が二股状に形成される。この対向して二股状に形成されているコントロールピン軸受部１２０の一方を第１コントロールピン軸受部１２０ａとし、他方を第２コントロールピン軸受部１２０ｂとする。第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ，１２０ｂはそれぞれ略一定の肉厚を有し、その間の空間（以下「コントロールピン軸受部谷間」という）１２１を挟んで、互いに平行に延びている。

コントロールピン２６は、まず中空円筒状の外側コントロールピン２６ｂをコントロールピン第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ，１２０ｂに挿通する。ここで、外側コントロールピン２６ｂの外径から第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの内径を差し引いた値（以下、圧入代という）は、略ゼロとする。そして、外側コントロールピン２６ｂを挿通した状態で、内側コントロールピン２６ａを外側コントロールピン２６ｂの内側に圧入する。

このように、外側コントロールピン２６ｂの第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂに対する圧入代が略ゼロなので、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの変形を生じることなく外側コントロールピン２６ｂを挿通することができる（このように圧入代略ゼロで挿通した状態を軽圧入とよぶ）。そして、内側コントロールピン２６ａを外側コントロールピン２６ｂに圧入することにより、外側コントロールピン２６ｂの径が拡大され、外側コントロールピン２６ｂの第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂに対する圧入代が増大するので、圧入効果が大きくなって、外側コントロールピン２６ｂの回転や脱落のおそれがなくなる。また、外側コントロールピン２６ｂが軽圧入された状態で内側コントロールピン２６ａを圧入するので、外側コントロールピン２６ｂが第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの強度部材として機能し、内側コントロールピン２６ａを圧入する際の第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの変形を抑制することができる。

ところで、内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代は、図３に示すように、挿入後に第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの外側側面に相当する部分をＡ、同じく中央部分に相当する部分をＢ、内側側面に相当する部分をＣ、同じくコントロールピン軸受部１３ａの両側面に相当する部分をＤ、同じく中央部分に相当する部分をＥとし、それぞれの部分の圧入代Ｒａ、Ｒｂ、Ｒｃ、Ｒｄ、Ｒｅとしたときに、Ｒｂ＞Ｒｃ＞Ｒａ、かつＲｅ＞Ｒｄとする。そして圧入代の大きさがこのような関係になるように、内側コントロールピン２６ａの外径を設定する。内側コントロールピン２６ａの外径で圧入代を調整するのは、外側コントロールピン２６ｂの内径を加工するのに比べて内側コントロールピン２６ａの外径を加工する方が加工が容易だからであり、当然、外側コントロールピン２６ｂの内径を加工することによって調整することもできる。なお、図３は図２（ｂ）と同様の図である。

圧入時には、図３の連結部端面付近（Ａ、Ｃ部）の応力は、中央部（Ｂ部）に比べて高くなりがちであるが、圧入代をＲｂ＞Ｒｃ＞Ｒａとすることにより、応力は低減され、連結部の耐久信頼性が向上する。

また、一般に、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂのような二股の軸受部にピンを圧入すると、そのピンは圧入部分で径が絞られ、軸受部間では中央部付近が最大径となる樽型に変形する。この変形は片当り等の原因となる。

一方、連結ピンによる連結部において、潤滑油の油膜圧力は連結部の中央付近で最大となり、端部に近づくほど低くなる。

そこで、圧入代をＲｅ＞Ｒｄとすることによって樽型への変形を大きくし、十分な油膜圧力が確保できる中央部付近で外側コントロールピン２６ｂとコントロールリンク１３との接触による面圧を高め、油膜圧力が低くなる端面（Ｄ部）では面圧を低める。

これにより、片当り等の問題を回避し、コントロールピン２６（外側コントロールピン２６ｂ）とコントロールリンク１３との摺動特性が向上し、フリクションの低減や、焼き付き防止等の効果を得ることができる。

なお、ロアリンク１００とアッパリンク１１との連結部も、上述した図２及び図３と同様の構成及び圧入代分布とする。すなわち、アッパピン２５は内側アッパピン２５ａと外側アッパピン２５ｂからなる二重構造であり、内側アッパピン２５ａの外側アッパピン２５ｂに対する圧入代の長軸方向の分布も、コントロールピン２６の内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代と同様の分布となっている。

図４は、クランクピン２１ｂと直交する面に沿うロアリンク１００の断面図である。

ロアリンク１００は、クランクピンへの組み立て性のため、クランクピン軸受部１０１の中心を通る分割面１０２に沿って２部材に分割される。以下では、分割された部材のうち、アッパピン軸受部１１０を備える部材をロアリンクアッパ１００ａと、コントロールピン軸受部１２０を備える部材をロアリンクロア１００ｂという。ロアリンクアッパ１００ａとロアリンクロア１００ｂとは、クランクピン軸受部１０１の両側に配置された２本のボルト１０３，１０４によって一体に固定される。

ボルト１０３は、ロアリンクロア１００ｂに形成されたボルト挿入孔１０５を貫通し、ロアリンクアッパ１００ａに形成された雌ねじ部１０６にその先端が螺合する。ボルト１０３の先端は、アッパピン軸受部谷間１１１へ突き出ている。このように、ボルト１０３の先端をアッパピン軸受部谷間１１１へ突き出すことで、突き出さない場合と比べて、ボルト１０３の先端が螺合する雌ねじ部１０６近傍の応力集中を抑制できる。

同様に、ボルト１０４も、ロアリンクアッパ１００ａに形成されたボルト挿入孔１０７を貫通し、ロアリンクロア１００ｂに形成された雌ねじ部１０８にその先端が螺合する。ボルト１０４の先端が螺合する部位の応力集中を抑えるため、ボルト１０４の先端は、コントロールピン軸受部谷間１２１へ突き出されている。

図５は、燃焼行程時に、ロアリンク１００の３つの軸受部１０１，１１０，１２０が受ける入力荷重について説明する図である。図中の矢印Ｆ_upperは、アッパピン軸受部１１０がアッパピン２５から受ける入力荷重とその方向を表す。図中の矢印Ｆ_controlは、コントロールピン軸受部１２０がコントロールピン２６から受ける入力荷重とその方向を表す。図中の矢印Ｆ_crankは、クランクピン軸受部１０１がクランクピン２１ｂから受ける入力荷重とその方向を表す。これらの入力荷重は、主に燃焼荷重がピストン２２やアッパリンク１１等を介して伝達されたものである。図６は図７のコントロールピン軸受部１２０周辺の拡大図である。

コントロールピン２６から入力される荷重は図中右下方向となるため、コントロールピン軸受部１２０の、内側コントロールピン２６ａの中心軸に対して当該荷重方向にある部分（図５中の破線で囲んだ領域Ｌ）に高い荷重がかかる。すなわち、この領域Ｌは内側コントロールピン２６ａを圧入することによって発生する応力に加えて、さらにこのような燃焼荷重がかかる。そのため、他の領域よりも高い強度が要求される。

しかしながら、領域Ｌは、機関運転中に他の部品との干渉を回避するために、肉厚を他の領域に比べて薄くしなければならない。したがって、肉厚を増大させることによる強度確保は難しい。

そこで、内側コントロールピン２６ａ外周とＦ_control方向との交点近傍の領域Ｌｉｎでは、内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代を、他の領域よりも小さくする。これにより、領域Ｌｉｎで内側コントロールピン２６ａを圧入することによって発生する応力が低減され、燃焼荷重が作用したときに領域Ｌに作用する総荷重は低減される。そのため、領域Ｌは肉厚が薄くても、作用する荷重に対して十分な強度を確保することができる。

図７は、排気行程時に、ロアリンク１００の３つの軸受部１０１，１１０，１２０が受ける入力荷重について説明する図である。図中の矢印Ｆ_upper、矢印Ｆ_control、矢印Ｆ_crankは、図５と同様である。これらの入力荷重は、主にピストン２２やアッパリンク１１等の慣性荷重によるものである。図８は図７のアッパピン２５周辺の拡大図である。

アッパピン２５から入力される荷重は図中右上方となり、アッパピン軸受部１１０の破線で囲んだ領域Ｕに高い荷重がかかる。すなわち、この領域Ｕは内側アッパピン２５ａを圧入することによって発生する応力に加えて、さらにこのような慣性荷重がかかる。そのため、他の領域よりも高い強度が要求される。しかしながら、領域Ｕも領域Ｌと同様に、他の部品との干渉を回避するために、他の領域に比べて肉厚を薄くしなければならない。

そこで、内側アッパピン２５ａ外周とＦ_upper方向との交点近傍の領域Ｕｉｎでは、内側ピン２６５ａの外側アッパピン２５ｂに対する圧入代を、他の領域よりも小さくする。これにより、領域Ｕも上述した領域Ｌと同様に、肉厚が薄くても作用する荷重に対して十分な強度を確保することができる。

なお、外側アッパピン２５ｂは、内側アッパピン２５ａ及びアッパピン軸受部１１０よりも弾性係数が小さい材料で形成する。内側アッパピン２５ａとアッパピン軸受部１１０には、公差範囲内で寸法のずれや芯ずれがあるため、外側アッパピン２５ｂを介さずに内側アッパピン２５ａをアッパピン軸受部１１０に圧入する構成とすると、接触面の面圧が不均一になる。このように面圧が不均一になると、面圧が高い部分に応力が集中してしまうという不具合が生じる。

ところが、上記のように外側アッパピン２５ｂの弾性係数を内側アッパピン２５ａ及びアッパピン軸受部１１０よりも低くし、内側アッパピン２５ａとアッパピン軸受部１１０との間に外側アッパピン２５ｂを介装する構成とすると、外側アッパピン２５ｂの変形量が内側アッパピン２５ａ及びアッパピン軸受部１１０の変形量よりも大きくなるので、内側アッパピン２５ａとアッパピン軸受部１１０との寸法ずれ等を吸収し、面圧を均一に近付けることができる。

以上により本実施形態では、次のような効果を得ることができる。
（１）二股状に対向して配置された第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂを有するロアリンク１００と、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの間に配置される軸受部１３ａを有するコントロールリンク１３と、を備え、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂとコントロールリンク１３の軸受部１３ａとを、コントロールピン２６で連結するリンク機構の軸受構造であって、コントロールピン２６は、少なくとも第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの一方では内側コントロールピン２６ａと外側コントロールピン２６ｂとが同軸状に配置される二重構造となっており、外側コントロールピン２６ｂは、ロアリンク１００の第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂに挿通された状態で内周側に内側コントロールピン２６ａが圧入されて直径が拡大することによって、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂに圧入固定された状態となっているので、外側コントロールピン２６ｂを第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂに軽圧入する際に、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂが変形することがない。また、内側コントロールピン２６ａを圧入する際には、すでに軽圧入された外側コントロールピン２６ｂが強度部材として機能するので、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの変形を抑制することができる。そして、内側コントロールピン２６ａが圧入された後は、内側コントロールピン２６ａ及び外側コントロールピン２６ｂからなるコントロールピン２６はロアリンク１００に圧入固定された状態となり、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの強度部材として機能するので、フルフロート方式のような耐久性低下の問題もない。
（２）内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代は、内側コントロールピン２６ａ及び外側コントロールピン２６ｂを第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂに圧入した際に当該軸受部の外側側面に相当する位置における圧入代をＲａ、同じく当該軸受部の略中央に相当する位置における圧入代をＲｂ、同じくロアリンク１００の軸受部１３ａの内側側面に相当する位置における圧入代をＲｃ、としたときに、Ｒｂ＞Ｒｃ＞Ｒａであるので、応力が高くなりがちな中央部の応力を低減することができる。
（３）内側コントロールピン２６ａの外径を内側コントロールピン中心軸方向の位置に応じて異ならせることにより、内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代の大小関係を実現するので、外側コントロールピン２６ｂの内周を加工して当該大小関係を実現するよりも加工が容易である。
（４）ロアリンク１００の軸受部周縁のうち、燃焼上死点位置付近でコントロールピン２６を介してロアリンク１００に入力される荷重の作用方向にある部分近傍の領域Ｌは、他の部位に比べて内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代が小さいので、領域Ｌで内側コントロールピン２６ａを圧入することによって発生する応力が低減され、燃焼荷重が作用したときに領域Ｌに作用する総荷重は低減される。そのため、領域Ｌは肉厚が薄くても、作用する荷重に対して十分な強度を確保することができる。
（５）ロアリンク１００の軸受部周縁のうち、排気上死点位置付近でアッパピン１１を介してロアリンク１００に入力される荷重の作用方向にある部分近傍の領域Ｕは、他の部位に比べて内側アッパピン２５ａの外側アッパピン２５ｂに対する圧入代が小さいので、慣性荷重が作用したときに領域Ｕに作用する総荷重は低減される。そのため、領域Ｕは肉厚が薄くても、作用する荷重に対して十分な強度を確保することができる。

第２実施形態について説明する。

本実施形態は、基本的な構成は図１、図２と同様であるが、内側コントロールピン２６ａの外側コントロールピン２６ｂに対する圧入代が異なる。ここでは、図３に示したＥ部とＤ部の圧入代を、Ｒｅ＜Ｒｄとする。

前述したように、二股の軸受部に連結ピンを圧入すると、軸受部間では連結ピンは樽型に変形する特性がある。そこで、圧入後に第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂ間における外側コントロールピン２６ｂの外径分布が略一定となるようにＲｅとＲｄとの差を設定する。

なお、ＲｅとＲｄとの差は、使用する内側、外側ピン２６ａ、２６ｂの材質や径、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの間隔等により異なる。

上記のように、圧入代Ｒｅ、ＲｄをＲｅ＜Ｒｄと設定することにより、圧入後の外側コントロールピン２６ｂの外径分が略一定となるので、外側コントロールピン２６ｂの摺動部両端にも均一に荷重がかかるようになる。これにより摺動特性の悪化を抑制することができる。

第３実施形態について説明する。

図９は本実施形態のコントロールピン２６の軸受構造を示す図であり、図２（ｂ）と同様に図１のII−II線に沿う断面図である。

第１実施形態とは、内側コントロールピン２６ａが２つの部品に分割されている点で相違する。２つの内側コントロールピン２６ａの中心軸方向長さは、それぞれ第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂの中心軸方向長さと略同等である。

そして、これらの内側コントロールピン２６ａは、第１コントロールピン軸受部１２０ａ側については図中左側から、第２コントロールピン軸受部１２０ｂ側については図中右側から、つまり、それぞれ軸受部の外側端面から圧入する。

内側コントロールピン２６ａを圧入した後は、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂでは外側コントロールピン２６ｂが圧入状態となって回転や脱落のおそれがなくなる。また、内側コントロールピン２６ａのコントロールピン軸受部谷間１２１部分がなくなる分だけ軽量になる。さらに、第１、第２コントロールピン軸受部１２０ａ、１２０ｂでそれぞれ独立して内側コントロールピン２６ａを圧入するので、圧入作業が容易になる。

第４実施形態について説明する。

図１０は本実施形態を適用する複リンク式ピストンストローク機構を模式的に表した図である。ピストン２２とクランクシャフト２１とをアッパリンク１１及びロアリンク１００を介して連結し、ロアリンク１００の傾斜をコントロールリンク１３を介して制御するという構成は、図１と同様である。

ただし、クランクシャフト２１の回転軸はシリンダボア中心からオフセットし、クランクシャフト２１のカウンタウェイト最外径部が、下死点近傍においてピストンピン中心軸の軸方向への延長線と交差し、クランクシャフト２１が回転したときのアッパピン２５の軌跡が、図１２に示すようにシリンダボア中心に対してクランクシャフト回転軸側で、シリンダ軸方向に長い略楕円となるように、各リンク１１、１３、１００のディメンションを設定する。

図１１は、図１０の複リンク式ピストンストローク機構において、ピストン２２が下死点に位置するときの状態をエンジン側方から見た図である。

クランクシャフト２１の回転軸をシリンダボア中心からオフセットさせることにより、図１２に示すようにアッパピン２５の軌跡の最下点は、クランクピン２１ｂの軌跡の最下点とほぼ同等まで低くなる。この場合、ピストン２２のスカート２２ａの形状が図１に示すような一般的な形状では、下死点付近においてクランクシャフト２１のカウンタウェイトとピストン２２のスカート２２ａが干渉してしまう。そこで、カウンタウェイトとの干渉を回避するために、図１１に示すようにピストン２２のスカート２２ａのクランクシャフト回転軸方向の幅を狭くする。また、ピストンピン中心軸の軸方向への延長線が下死点近傍でカウンタウェイト２１ｃ最外径部と交差するので、ピストンピン２４の軸方向長さを一般的なピストン形状の場合に比べて短くする。つまり、第１ピストンピン軸受部１３０ａと第２ピストンピン軸受部１３０ｂとの間隔は、一般的なピストン形状の場合と比べて小さく、かつピストン２２の中央に近い位置に設けられることとなる。

なお、アッパピン２５の軌跡がシリンダボア中心からオフセットした構成なので、ピストン２２に作用するスラスト力は、クランクシャフト２１の回転に応じて反転することはなく、一方向となる。

図１３は、図２（ｂ）と同様にアッパピン２５の軸受部について示した図である。アッパピン２５は、コントロールピン２６と同様に内側アッパピン２５ａ及び外側アッパピン２５ｂからなる二重構造となっており、外側アッパピン２５ｂを第１、第２アッパピン軸受部１１０ａ、１１０ｂに軽圧入した後に、内側アッパピン２５ａを外側アッパピン２５ｂに圧入することで、アッパピン２５が第１、第２アッパピン軸受部１１０ａ、１１０ｂに圧入固定されて状態となっている。

アッパピン第１、第２軸受部１１０ａ，１１０ｂには、アッパピン２５が圧入（プレスフィット）される第１ピン孔１１２と第２ピン孔１１３とが形成される。第１、第２ピン孔１１２，１１３は同軸上に位置し、互いに同じ径に形成されている。

一方、アッパリンク１１の下端部にも、アッパピン２５を支持する軸受部（以下「アッパピン第３軸受部」という）１１ａが形成される。アッパピン第３軸受部１１ａにはアッパピン２５を挿通する第３ピン孔１１ｂが形成される。アッパピン第３軸受部１１ａは、アッパピン第１、第２軸受部１１０ａ，１１０ｂの間に形成されるアッパピン軸受部谷間１１１内に配置可能な肉厚を有する。

アッパピン２５は、外側アッパピン２５ｂをアッパピン第１、第２軸受部１１０ａ，１１０ｂに対して軽圧入した状態で、内側アッパピン２５ａを外側アッパピン２５ｂに圧入することにより、アッパピン第１、第２軸受部１１０ａ，１１０ｂに対して圧入固定された状態となっている。一方で、その間に配置されるアッパピン第３軸受部１１ａに対しては摺動可能にアッパリンク１１とロアリンク１００とを連結する。

上記のようにアッパピン２５の軌跡をシリンダ方向に長い略楕円にすることで、アッパリンク１１の揺動角が小さくなる。つまり、アッパピン２５の揺動時の角速度が小さくなる。

ピストン２２に作用する燃焼荷重は、上死点後１０〜２０度程度で最大となり、その後も筒内圧が十分に低くなるまで作用する。この燃焼荷重が作用する間、アッパピン２５の軌跡が上記のような略楕円であれば、アッパリンク１１がほとんど角度変化しない状態で燃焼荷重を受けるので、ピストンピン２４とアッパリンク１１との摺動速度は略ゼロとなり、潤滑特性は向上する。したがって、ピストンピン２４がピストンに対して圧入される構成（挿入結合構成）であるが、ピストンピン２４の摺動部にスカッフ等が発生することを抑制できる。

図１４は、ピストンピン２４の軸受部について示した図である。基本的にアッパピン２５の軸受構造と同様である。ピストンピン２４もアッパピン２５と同様に内側ピストンピン２４ａ及び外側ピストンピン２４ｂからなる二重構造であり、外側ピストンピン２４ｂを第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂに軽圧入した状態で、内側ピストンピン２４ａを外側ピストンピン２４ｂに圧入することにより、圧入固定された状態となっている。なお、外側ピストンピン２４ｂは、２つに分割されており、それぞれ第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂに固定される。

このようにピストンピン２４が第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂに圧入固定されることにより、ピストンピン２４が第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂの補強部材として作用する。

ところで、上述したように第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂの間隔が一般的なピストン形状の場合と比べて短く、かつ、それぞれが中央に近い位置に設けられるので、燃焼荷重が作用した場合には一般的な形状のピストンよりもピストン中央に近い位置で支持することとなり、ピストン冠面の変形が大きくなる、つまり燃焼荷重に対する剛性が低下してしまう。また、ピストンピンがフルフロート方式で支持される場合には、剛性を確保しようとすると、ピストン重量の増大を招くことになる。

しかしながら、ピストンピン２４がピストン２２に圧入固定された状態となることで、ピストンピン２４が補強部材として作用するので、ピストン重量の増加を招くことなく、剛性の低下を抑制することができる。

内側ピストンピン２４ａの中心には、ピストンピン軸方向に貫通する空洞が油孔２４ｃとして形成される。さらに、油孔２４ｃの軸方向略中央部から内側ピストンピン２４ａの外周面に貫通する一本の油孔２４ｄが形成される。内側ピストンピン２４ａは、この油孔２４ｄがシリンダボア中心軸方向上向きとなるように圧入される。

燃焼荷重は、ピストン２２に対してシリンダボア中心軸下向きに作用するため、内側ピストンピン２４ａとアッパリンク１１との摺動面では、図中下側部分の接触応力が高くなる。そのため、油孔２４ｄから内側ピストンピン２４ａとアッパリンク１１との摺動面へ円滑に潤滑油を供給することができる。なお、油孔２４ｄから供給される潤滑油は、油孔２４ｃから供給されるものである。油孔２４ｃへは、一般的なエンジンにおいてクランクシャフトに設けた油孔から噴出した潤滑油が、コネクティングロッド小端部の上端に設けた油孔に自然給油されるのと同様の作用によって供給される。

なお、外側ピストンピン２４ｂを、図２の外側コントロールピン２６ｂと同様に一体にしてもよい。この場合、外側ピストンピン２４ｂにも、油孔２４ｄと連通する油孔を設け、これらの油孔が連通するように内側ピストンピン２４ａを圧入する必要がある。

図１５は、ピストンピン２４の別の構成の一例を示す図である。図１５に示すように、外側ピストンピン２４ｂを、第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂのいずれか一方にのみ配置し、他方は内側ピストンピン２４ａが第１ピストンピン軸受部１３０ａ又は第２ピストンピン軸受部１３０ｂのいずれかに直接圧入されるようにしてもよい。これによれば、部品点数を削減しつつ、ピストンピン２４を圧入する際のピストン２２の変形を抑制することができる。

図１６は外側ピストンピン２４ｂの別の構成の一例を示す図である。図１４と同様に外側ピストンピン２４ｂが２つに分割されている場合に、図１６に示すように外側ピストンピン２４ｂの外周部に、ピストン２２の中心側から外周側に向けて外側ピストンピン２４ｂの径方向の肉厚が厚くなるようにテーパ角を設ける。これにより、外側ピストンピン２４ｂを図１６中右側から挿入する際に、ピストンピン２４の中心軸方向の位置決めが容易となって作業性が向上する。

図１７は、（ａ）がピストン２２を下方から見た図、（ｂ）が（ａ）のxvi−xvi線に沿う断面図である。

第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂのピストンピン２４を圧入固定する孔をピストンピン孔１３１、ピストンピン孔１３１の中心軸１３１ａを通るスラスト力作用方向線をＴＨとする。そして、中心軸１３１ａからスラスト力が入力される側のスラスト力作用方向線ＴＨと第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂとの交点までの距離をＬ１、他方の距離をＬ２としたときに、Ｌ１＞Ｌ２となるように、第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂのピストンピン孔１３１の周辺を形成する。すなわち、中心軸１３１ａに対してスラスト力が入力される側のピストンピン孔１３１周縁の肉厚を、反対側の肉厚よりも厚くする。

図１８は、ピストン２２にスラスト力が入力された場合の、第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂの変形の様子を表した図であり、（ａ）はピストンピン孔１３１周縁の肉厚が均等の場合、（ｂ）はスラスト力が入力される側の肉厚を反対側の肉厚より厚くした場合について表した図である。

図１８の（ａ）と（ｂ）を比較すると、ピストンピン孔１３１周縁の肉厚が均等の場合よりも、スラスト力が入力される側の肉厚を相対的に厚くした場合の方が、スラスト力によるピストンピン孔１３１の変形が小さい。すなわち、スラスト力が入力された場合にも、ピストンピン孔１３１が円形に近い状態を維持することができる。これは、肉厚を厚くすることによって、スラスト力が入力される側の剛性が高まるためである。

スラスト力が入力される度にピストンピン孔１３１が変形すると、ピストンピン孔１３１と、これに圧入固定されたピストンピン２４との間に微少摩耗が生じる。しかし、上記のようにスラスト力が入力される側のピストンピン孔１３１周縁の肉厚を相対的に厚くして変形を抑えることで、この微少摩耗を抑制することができ、ひいてはピストンピン２４の耐久性向上を図ることができる。

なお、図１９に示すように、スラスト力が入力される側のピストンピン軸受部間隔Ｓ１を、反対側のピストンピン軸受部間隔Ｓ２よりも小さくすることによっても、スラスト力が入力される側の剛性を高めることができ、同様の効果を得ることができる。

以上により本実施形態では、次のような効果を得ることができる。
（１）シリンダボア中心軸とクランクシャフト回転軸とがオフセットし、かつカウンタウェイト２１ｃの最外径部が、下死点近傍においてピストンピン２４の軸方向への延長線と交差するように各リンクを配置したリンク機構において、ピストンピン２４が第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂに圧入固定された状態となるので、ピストンピン２４が剛性部材として作用し、これによりピストン２２の重量増加を招くことなく冠面の変形を抑制することができる。
（２）機関前方から見た際にアッパリンク１１がクランクシャフト２１の回転に伴ってシリンダボア中心軸に対して左右いずれか一方の範囲で揺動するので、スラスト力の入力方向は一定となる。そしてピストン２２の軸受部周縁の肉厚は、シリンダボア中心軸に対してアッパリンク１１が揺動する範囲とは反対側の方が同じ側よりも厚いので、スラスト力が入力された場合に、ピストンピン孔１３１の変形を抑制して略円形に保つことができ、これによりピストンピン２４の内転を防止することができる。
（３）第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂのピストンピン中心軸方向長さが、シリンダボア中心軸に対してアッパリンク１１が揺動する範囲とは反対側の方が、同じ側よりも長いので、内側ピストンピン２４ａを圧入する際の第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂの変形を抑制して略円形に保つことができる。これにより圧入作業が容易になる。
（４）内側ピストンピン２４ａの外側ピストンピン２４ｂに対する圧入代は、燃焼上死点位置付近でピストンピン２４を介してアッパリンク１１に入力される荷重の作用方向にある部分近傍が、他の部分に比べて小さいので、燃焼荷重を受けた際に応力が高くなりがちな部分の圧入代が小さくなる。これにより応力を低減して耐久性を向上させることができる。
（５）外側ピストンピン２４ｂは外側ピストンピン中心軸方向に二分割されて第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂのみが二重構造となっており、各外側ピストンピン２４ｂの外周面は、外側ピストンピン２４ｂの径方向厚さがピストン中心側よりも外周側の方が大きくなるようテーパ状になっているので、外側ピストンピン２４ｂの位置決めが容易となる。
（６）ピストンピン２４には、軸方向に貫通する空洞及びこの空洞の軸方向略中央部からピストン冠面方向の外周面に貫通する空洞からなる油孔２４ｃ、２４ｄが形成されているので、燃焼荷重が作用した場合に接触応力が高くなる部分と油孔２４ｄの開口部が重なることがない。したがって、燃焼荷重が作用した場合にも、摺動部へ確実に潤滑油を供給することができる。
（７）外側ピストンピン２４ｂは、内側ピストンピン２４ａ及び第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂよりも弾性係数が小さいので、圧入固定された際に発生する応力を均一に近づけることができ、ピストンピン２４の内転を防止することができる。

第５実施形態について説明する。

本実施形態は、基本的には第４実施形態と同様の構成であり、ピストン２２の形状が異なる。

図２０は、図１７と同様に、（ａ）がピストン２２を下方から見た図、（ｂ）が（ａ）のxviii−xviii線に沿う断面図であり、中心軸１３１ａからスラスト力が入力される側のスラスト力作用方向線ＴＨと第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂとの交点までの距離Ｌ１が他方の距離Ｌ２よりも大きくなっている。

図２０（ａ）に示すように、本実施形態のピストン２２は、一方のスカート２２ａ（図中左側）が、他方のスカート２２ａ（図中右側）よりも周方向の幅が広くなっている。例えば、クランクシャフト２１の回転軸とシリンダボア中心とのオフセット量が図１７の場合よりも大きく、カウンタウェイト２１ｃとの干渉は片方のスカート２２ａのみである場合に、このようなスカート形状にすることができる。なお、スラスト力が入力される側のスカート２２ａの方を広くする。

図２１は、ピストンピン２４を圧入する場合の、第１、第２ピストンピン軸受部１３０ａ、１３０ｂの変形の様子を表した図であり、（ａ）はピストンピン孔１３１周縁の肉厚が均等の場合、（ｂ）はスカート２２ａの周方向幅が広い側の肉厚を狭い側の肉厚より厚くした場合について表した図である。

図２１（ａ）のようにピストンピン孔１３１周縁の肉厚が均等の場合、ピストンピン孔１３１の周縁の剛性は、スカート２２ａの幅が広い側の方が狭い側よりも低くなる。そのため、ピストンピン２４を圧入する際に、剛性の低い側は引張り変形が大きくなり、圧入作業が困難になる。

これに対して、図２１（ｂ）のようにスカート２２ａの周方向幅が広い方のピストンピン孔１３１周縁の肉厚が相対的に厚い場合には、肉厚を厚くした部分の剛性が高まるため、圧入時の変形を抑制することができる。これにより、圧入を容易にすることができる。

なお、図２２に示すように、スカート２２ａの周方向幅が広い側のピストンピン軸受部間隔Ｓ１を、狭い側のピストンピン軸受部間隔Ｓ２よりも狭くすることによっても、スカート２２ａの周方向幅が広い側のピストンピン孔１３１周縁の剛性を高めることができ、同様の効果を得ることができる。

なお、本発明は上記の実施の形態に限定されるわけではなく、特許請求の範囲に記載の技術的思想の範囲内で様々な変更を成し得ることは言うまでもない。

第１実施形態による複リンク式ピストンストローク機構を備えたエンジンを示す図である。 コントロールリンクとロアリンクの連結部を示す図であり、（ａ）は機関前方から見た図、（ｂ）は機関側方から見た図である。 圧入代を説明するための図である。 クランクピンと直交する面に沿うロアリンクの断面図である。 燃焼行程時に、ロアリンクの３つの軸受部が受ける入力荷重について説明する図である。 コントロールピン軸受部の圧入代について説明するための図である。 排気行程時に、ロアリンクの３つの軸受部が受ける入力荷重について説明する図である。 アッパピン軸受部の圧入代について説明するための図である。 コントロールリンクとロアリンクの連結部の別の例を示す図である。 第２実施形態の複リンク複リンク式ピストンストローク機構を備えたエンジンを示す図である。 下死点におけるピストンとカウンタウェイトの関係を示す図である。 アッパピンの軌跡を説明するための図である。 アッパリンクとロアリンクの連結部を示す図である。 ピストンとアッパピンの連結部の断面図である。 ピストンとアッパピンの連結部の他の例を示す断面図である。 外側ピストンピンの形状を説明するための図である。 ピストンピン軸受部の形状を説明するための図（その１）であり、（ａ）は下方から見た図、（ｂ）は（ａ）のXVI−XVI線に沿う断面図である。 スラスト力が作用した場合のピストンピン軸受部の変形を説明するための図であり、（ａ）は周縁の肉厚が一定の場合、（ｂ）はスラスト力が入力される部分の肉厚が暑い場合を示す図である。 ピストンピン軸受部の形状を説明するための図（その２）である。 ピストンピン軸受部の形状を説明するための図（その３）であり、（ａ）は下方から見た図、（ｂ）は（ａ）のXVIII−XVIII線に沿う断面図である。 内側ピストンピンを圧入する際のピストンピン軸受部の変形を説明するための図であり、（ａ）は周縁の肉厚が一定の場合、（ｂ）はスラスト力が入力される部分の肉厚が暑い場合を示す図である。 ピストンピン軸受部の形状を説明するための図（その４）である。

符号の説明

１１ アッパリンク
１１ａ アッパピン軸受部
１３ コントロールリンク
１３ａ コントロールピン軸受部
２１ クランクシャフト
２２ ピストン
２４ ピストンピン
２５ アッパピン
２６ コントロールピン
１００ ロアリンク
１１０ アッパピン軸受部
１１１ アッパピン軸受部谷間
１２０ コントロールピン軸受部
１３０ ピストンピン軸受部

Claims (19)

1. 二つの軸受部が二股状に対向して配置された二股軸受部を有する第１部材と、
   前記二股軸受部の間に配置される軸受部を有する第２部材と、を備え、
   前記第１部材の二股軸受部と前記第２部材の軸受部とを、連結ピンで連結するリンク機構の軸受構造であって、
   前記連結ピンは、前記二股状に配置された軸受部の少なくとも一方では内側連結ピンと外側連結ピンとが同軸状に配置される二重構造となっており、
   前記外側連結ピンは、前記第１部材の軸受部に挿通された状態で内周側に前記内側連結ピンが圧入されて直径が拡大することによって、前記第１部材の二股軸受部に圧入固定された状態となっていることを特徴とするリンク機構の軸受構造。
2. 前記リンク機構は、
   ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、
   クランクシャフトのクランクピンに回転自由に装着されるとともに前記アッパリンクにアッパピンを介して連結されるロアリンクと、
   前記ロアリンクにコントロールピンを介して連結されるコントロールリンクと、
   を備える内燃機関の複リンク式ピストンストローク機構であって、
   前記第１部材及び前記第２部材が、それぞれロアリンク、アッパリンク又はコントロールリンクであり、
   前記連結ピンが、アッパピン又はコントロールピンであることを特徴とする請求項１に記載のリンク機構の軸受構造。
3. 前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代は、前記内側連結ピン及び外側連結ピンを前記第１部材の二股軸受部に圧入した際に前記第１部材の軸受部の外側側面に相当する位置における圧入代をＲａ、同じく前記第１部材の各軸受部の略中央に相当する位置における圧入代をＲｂ、同じく第１部材の軸受部の内側側面に相当する位置における圧入代をＲｃ、としたときに、Ｒｂ＞Ｒｃ＞Ｒａであることを特徴とする請求項１または２に記載のリンク機構の軸受構造。
4. 前記内側連結ピンは内側連結ピン中心軸方向に二分割されて前記第１部材の２つの軸受部のみが二重構造となっており、
   各内側連結ピンは前記第１部材の２つの軸受部の外側側面方向から前記外側連結ピンに圧入されることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受部構造。
5. 前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代は、前記外側連結ピンと前記第２部材との摺動面端部に相当する位置における圧入代をＲｄ、同じく摺動面略中央部に相当する位置における圧入代をＲｅ、としたときに、Ｒｄ＞Ｒｅであることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
6. 前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代は、前記外側連結ピンと前記第２部材との摺動面端部に相当する位置における圧入代をＲｄ、同じく摺動面略中央部に相当する位置における圧入代をＲｅ、としたときに、Ｒｅ＞Ｒｄであることを特徴とする請求項１から３のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
7. 前記内側連結ピンの外径を内側連結ピン中心軸方向の位置に応じて異ならせることにより、前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代の大小関係を実現することを特徴とする請求項３から６のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
8. 前記第１部材が前記ロアリンクであり、
   前記第２部材が前記アッパリンク又は前記コントロールリンクであり、
   前記連結ピンが前記アッパピン又は前記コントロールピンであることを特徴とする請求項２から７のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
9. 前記第１部材が前記ロアリンクであり、
   前記第２部材が前記コントロールリンクであり、
   前記ロアリンクの軸受部周縁のうち、燃焼上死点位置付近で前記コントロールピンを介して前記ロアリンクに入力される荷重の作用方向にある部分近傍は、他の部位に比べて前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代が小さいことを特徴とする請求項８に記載のリンク機構の軸受構造。
10. 前記第１部材が前記ロアリンクであり、
    前記第２部材が前記アッパリンクであり、
    前記ロアリンクの軸受部周縁のうち、排気上死点位置付近で前記アッパピンを介して前記ロアリンクに入力される荷重の作用方向にある部分近傍は、他の部位に比べて前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代が小さいことを特徴とする請求項８に記載のリンク機構の軸受構造。
11. 前記リンク機構は、
    ピストンにピストンピンを介して連結されるアッパリンクと、
    クランクシャフトのクランクピンに回転自由に装着されるとともに前記アッパリンクにアッパピンを介して連結されるロアリンクと、
    前記ロアリンクにコントロールピンを介して連結されるコントロールリンクと、
    を備え、
    シリンダボア中心軸とクランクシャフト回転軸とがオフセットし、かつ前記クランクシャフトのカウンタウェイト最外径部が、下死点近傍においてピストンピンの軸方向への延長線と交差するように前記各リンクを配置した内燃機関の複リンク式ピストンストローク機構であって、
    前記第１部材がピストンであり、
    前記第２部材がアッパリンクであり、
    前記連結ピンがピストンピンであることを特徴とする請求項１に記載のリンク機構の軸受構造。
12. 前記リンク機構は、機関前方から見た際に、前記アッパリンクが前記クランクシャフトの回転に伴ってシリンダボア中心軸に対して左右いずれか一方の範囲で揺動し、
    前記ピストンの軸受部周縁の肉厚は、シリンダボア中心軸に対して前記アッパリンクが揺動する範囲とは反対側の方が、同じ側よりも厚いことを特徴とする請求項１１に記載のリンク機構の軸受構造。
13. 前記ピストンのスカート部の周方向長さが、シリンダボア中心軸に対して前記アッパリンクが揺動する範囲とは反対側の方が、同じ側よりも長いことを特徴とする請求項１２に記載のリンク機構の軸受構造。
14. 前記ピストンの軸受部のピストンピン中心軸方向長さが、シリンダボア中心軸に対して前記アッパリンクが揺動する範囲とは反対側の方が、同じ側よりも長いことを特徴とする請求項１２または１３に記載のリンク機構の軸受構造。
15. 前記内側連結ピンの前記外側連結ピンに対する圧入代は、燃焼上死点位置付近で前記ピストンピンを介して前記アッパリンクに入力される荷重の作用方向にある部分近傍が、他の部分に比べて小さいことを特徴とする請求項１１から１４のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
16. 前記外側連結ピンは外側連結ピン中心軸方向に二分割されて前記第１部材の２つの軸受部のみが二重構造となっており、
    各外側連結ピンの外周面は、外側連結ピンの径方向厚さがピストン中心側よりも外周側の方が大きくなるようテーパ状になっていることを特徴とする請求項１１から１４のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
17. 前記連結ピンはピストンピンであり、軸方向に貫通する空洞及びこの空洞の軸方向略中央部からピストン冠面方向の外周面に貫通する空洞からなる油孔が形成されていることを特徴とする請求項１１から１６のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
18. 前記外側連結ピンは、前記内側連結ピン及び軸受部よりも弾性係数が小さいことを特徴とする請求項１から１７のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。
19. 前記リンク機構は、前記コントロールリンクの姿勢を変化させてピストン上死点位置を制御することにより機関圧縮比の変更が可能な可変圧縮比機構であることを特徴とする請求項２から１８のいずれか一つに記載のリンク機構の軸受構造。

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