CN106536949B - 往复式发动机的曲轴和该曲轴的设计方法 - Google Patents
往复式发动机的曲轴和该曲轴的设计方法 Download PDFInfo
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Abstract
曲轴的臂部(A)的形状是以将销部(P)的轴心和轴颈部(J)的轴心连结的臂部中心线(Ac)为分界地非对称，在由燃烧压力引起的载荷的负载成为最大的时刻，臂部(A)的弯曲刚度成为最大。在以臂部中心线(Ac)为分界地将臂部(A)划分为左右的臂部部分(Ar、Af)时，在与臂部(A)的臂部中心线(Ac)垂直的各截面中的、比销部(P)的轴心靠外侧的各截面中，被负载最大载荷的一侧的臂部部分的截面惯性矩大于与被负载最大载荷的一侧相反的那一侧的臂部部分的截面惯性矩，在比销部(P)的轴心靠内侧的各截面中，与被负载最大载荷的一侧相反的那一侧的臂部部分的截面惯性矩大于被负载最大载荷的一侧的臂部部分的截面惯性矩。该曲轴能够实现提升弯曲刚度和轻量化。
Description
技术区域
本发明涉及搭载在汽车用发动机、船舶用发动机、发电机等通用发动机这样的往复式发动机上的曲轴和该曲轴的设计方法。
背景技术
往复式发动机为了将活塞在缸体(气缸)内的往复运动转换为旋转运动而输出动力，需要曲轴。曲轴大致区分为利用模锻制造的曲轴和利用铸造制造的曲轴。特别是，气缸数为两个以上的多缸发动机大多使用强度和刚度优异的前者的模锻曲轴。
图1是示意地表示通常的多缸发动机用曲轴的一例子的侧视图。图1所示的曲轴1搭载在四缸发动机上，其包括五个轴颈部J1～J5、四个销部P1～P4、前端部Fr、凸缘部Fl以及分别将轴颈部J1～J5和销部P1～P4相连的八块曲臂部(以下也简称作“臂部”)A1～A8。该曲轴1在八块臂部A1～A8上均一体地具有平衡配重部(以下也简称作“配重部”)W1～W8，被称作四缸－八块平衡配重的曲轴。
以下，在分别统称轴颈部J1～J5、销部P1～P4、臂部A1～A8以及配重部W1～W8时，将轴颈部的附图标记记作“J”，将销部的附图标记记作“P”，将臂部的附图标记记作“A”，将配重部的附图标记记作“W”。将销部P和与该销部P相连的一组臂部A(包含配重部W)也统称作“曲拐(日文：スロー)”。
轴颈部J、前端部Fr以及凸缘部Fl与曲轴1的旋转中心配置在同轴上。销部P自曲轴1的旋转中心偏心活塞冲程的一半距离地配置。轴颈部J利用滑动轴承支承在发动机缸体上，成为旋转中心轴。在销部P上利用滑动轴承连结有连接杆(以下也简称作“连杆”)的大端部，在该连杆的小端部利用活塞销连结有活塞。前端部Fr是曲轴1的前端部。在前端部Fr上安装有用于驱动同步带、风扇动力带等的减振带轮2。凸缘部Fl是曲轴1的后端部。在凸缘部Fl上安装有飞轮3。
在发动机中，在各缸体内燃料爆发。因该爆发而产生的燃烧压力带来活塞的往复运动，转换为曲轴1的旋转运动。此时，燃烧压力经由连杆作用于曲轴1的销部P，并经由与该销部P相连的臂部A传递到轴颈部J。由此，曲轴1一边反复弹性变形一边旋转。
在用于支承曲轴的轴颈部的轴承上存在润滑油。与曲轴的弹性变形相对应，轴承内的油膜压力和油膜厚度与轴承载荷和轴颈部的轴心轨迹互相关联地变化。而且，与轴承处的轴颈部的表面粗糙度和轴瓦的表面粗糙度相对应，不仅产生油膜压力，也发生局部的金属接触。为了防止由油耗尽引起的轴承烧粘并且防止局部的金属接触，确保油膜厚度是重要的。其原因在于，对燃料消耗性能产生影响。
此外，由于由曲轴的旋转引起的弹性变形和在轴承内的空隙中移动的轴颈部的轴心轨迹引起旋转中心的偏离，因此，对发动机振动(支座振动)产生影响。并且，该振动在车身中传播，对车厢内的噪音、乘坐舒适性产生影响。
为了提升这样的发动机性能，曲轴寻求轻量且刚度较高、以及不易变形。
图2是表示四循环发动机的筒内压力曲线的图。如图2所示，在将曲轴的销部到达压缩工序的上止点的位置(曲轴转角θ是0°)作为基准时，在压缩工序上止点之后立即发生爆发。因此，筒内压力(缸体内的压力)在曲轴转角θ成为约8°～20°的时刻成为最大的燃烧压力。对曲轴负载图2所示的筒内压力(燃烧压力)的载荷，此外还负载旋转离心力的载荷。为了获得相对于这些载荷的变形阻力，提升弯曲刚度以及扭转刚度、与此同时减轻重量被作为曲轴设计的目标。
一般来讲，在曲轴的设计过程中，首先决定轴颈部的直径、销部的直径、活塞冲程等这样的主要规格。在决定了主要规格之后为了确保弯曲刚度和扭转刚度而能够变更的设计事项限于臂部的形状。因此，臂部形状的设计成为影响曲轴的性能的重要原因。这里所说的臂部，像上述那样，严格地讲是限定于将轴颈部和销部相连的区域的长圆形状(日文：小判形状)的部分，是不包含平衡配重部的区域的部分。
例如日本专利4998233号公报(专利文献1)公开了一种技术：为了谋求曲轴的轻量化并提高扭转刚度和弯曲刚度，在臂部的销侧表面和轴颈侧表面的中央部设置减轻重量凹部的技术。该专利文献1所公开的技术着眼于曲轴转角是0°的状态(即曲轴的销部处于压缩工序上止点的状态)下对于臂部进行的轻量化和高刚度化，表示对于臂部的设计方法。也就是说，该设计方法表示在曲轴转角是0°的状态下被赋予了某个刚度值的目标时如何谋求臂部的轻量化。此外，该设计手法表示在被赋予了轻量化的目标值时如何提高臂部的刚度。
此外，日本特开平10－169637号公报(专利文献2)公开了一种利用材料力学的三弯矩法求出平衡配重部的质量矩的最佳分配的最佳化的计算方法。该专利文献2所公开的技术表示以阶梯圆棒梁来近似曲轴，根据臂部的刚度和臂部的质量矩调整平衡配重部的质量矩分配使得对轴颈部负载的载荷值最小化的方法。也就是说，该方法表示如下方法：臂部的刚度采用现有值或者利用其他的方法决定，之后调整多个(例如在四缸－八块平衡配重的曲轴中是八个)的平衡配重部的质量矩分配使得轴颈部的轴承载荷最小。
现有技术文献
专利文献
专利文献1：日本专利4998233号公报
专利文献2：日本特开平10－169637号公报
发明内容
发明要解决的问题
如所述图2所示，筒内压力不在曲轴转角θ是0°的时刻成为最大的燃烧压力，而在曲轴转角θ是约8°～20°的时刻成为最大的燃烧压力。因此，在曲轴转角θ是约8°～20°的时刻，经由连杆对曲轴的销部负载最大的燃烧压力。此时，燃烧压力相对于销部的负载方向是从活塞销的轴心(连杆的小端部的轴心)朝向销部的轴心的方向。因此，由最大燃烧压力引起的最大载荷并不是沿着将销部的轴心和轴颈部的轴心连结的直线(以下也称作“臂部中心线”)的方向负载在臂部上，而是沿着相对于该臂部中心线倾斜的方向负载在臂部上。
关于该点，所述专利文献1中的臂部形状的设计以假定为对曲轴转角是0°的状态的臂部负载由最大燃烧压力引起的最大载荷地进行为前提。也就是说，该设计以假定为在沿着臂部中心线的方向上负载最大载荷地进行为前提。于是，利用所述专利文献1的公开技术得到的臂部形状并不是在反映了实际状态的条件下得到的。因而，并不能断言该臂部形状在提升刚度而且谋求轻量化的方面一定恰当。此外，所述专利文献2所公开的技术最初并不谋求提升臂部刚度。
本发明即是鉴于这样的实际情况而完成的，其目的在于提供反映实际状态并提升弯曲刚度、与此同时能够谋求轻量化的往复式发动机的曲轴和该曲轴的设计方法。
用于解决问题的方案
本发明为了解决上述的课题，以下述的(I)所示的往复式发动机的曲轴和(II)所示的曲轴的设计方法为主旨。
(I)本实施方式的曲轴包括成为旋转中心轴的轴颈部、相对于该轴颈部偏心的销部、将所述轴颈部和所述销部相连的曲臂部、以及与所述曲臂部一体的平衡配重部，该曲轴搭载在往复式发动机上，经由连接杆在从活塞销的轴心朝向所述销部的轴心的方向上对所述销部负载由燃烧压力引起的载荷。
所述曲臂部的形状是以将所述销部的轴心和所述轴颈部的轴心连结的臂部中心线为分界地非对称，
在由所述燃烧压力引起的对所述销部负载的所述载荷成为最大的时刻，所述曲臂部的弯曲刚度成为最大。
在该曲轴中，
在以所述臂部中心线为分界地将所述曲臂部划分为左右的臂部部分时，
在与所述曲臂部的所述臂部中心线垂直的各截面中的、比所述销部的轴心靠外侧的各截面中，被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的截面惯性矩大于与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的截面惯性矩，
在与所述曲臂部的所述臂部中心线垂直的各截面中的、比所述销部的轴心靠内侧的各截面中，与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的截面惯性矩大于被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的截面惯性矩。
在该曲轴的情况下，可以设为这样的结构：
在比所述销部的轴心靠外侧的所述各截面中，被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的最大厚度大于与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的最大厚度，
在比所述销部的轴心靠内侧的所述各截面中，与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的最大厚度大于被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的最大厚度。
此外，在上述的情况下，也可以设为这样的结构：
在比所述销部的轴心靠外侧的所述各截面中，被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的宽度大于与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的宽度，
在比所述销部的轴心靠内侧的所述各截面中，与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的宽度大于被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的宽度。
(II)本实施方式的曲轴的设计方法用于设计上述(I)的曲轴，其中，
以在由所述燃烧压力引起的所述载荷的负载成为最大的时刻该最大载荷的负载方向上的所述曲臂部的弯曲刚度成为最大而满足目标刚度、且所述曲臂部的重量满足目标重量的方式将所述曲臂部的形状以所述臂部中心线为分界地设为非对称。
上述的设计方法也可以是，以在由所述燃烧压力引起的所述载荷的负载成为最大的时刻在使该最大载荷的负载方向上的所述曲臂部的弯曲刚度恒定的条件下所述曲臂部的重量成为最小的方式设计所述曲臂部的形状。
发明的效果
采用本发明，由于在反映了实际状态的条件下臂部的形状以臂部中心线为分界地设为非对称，因此，可靠性较高，臂部的弯曲刚度上升，与此同时能够实现臂部的轻量化。
附图说明
图1是示意地表示通常的多缸发动机用曲轴的一例子的侧视图。
图2是表示四循环发动机的筒内压力曲线的图。
图3是用于说明臂部的弯曲刚度的评价方法的示意图。
图4是用于说明臂部的扭转刚度的评价方法的示意图，图4的(a)表示一曲拐的侧视图，图4的(b)表示其轴向观察下的主视图。
图5是示意地表示以往的曲轴的臂部形状的图。
图6是示意地表示本实施方式的曲轴的臂部形状的一例子的图。
图7是说明本实施方式的曲轴的臂部刚度的设计参数的选择自由度的概念图。
图8是表示在燃烧压力的负载成为最大的时刻曲轴的臂部和连杆的几何学关系的图。
图9是表示在燃烧压力的负载成为最大的时刻曲轴转角θ和最大载荷负载角α之间的相互关系的图。
图10是表示在燃烧压力的负载成为最大的时刻曲轴的臂部和连杆的几何学关系的另一例子的图。
图11是表示本实施方式的曲轴的臂部的设计要领的一例子的流程图。
图12是表示材料力学的梁理论中的梁形状的一例子的图，图12的(a)表示矩形梁，图12的(b)表示轻量化梁。
图13是表示利用图12的(b)所示的轻量化梁的概念做成的左右非对称的臂部形状的图。
图14是表示以在由燃烧压力引起的载荷成为最大时臂部的弯曲刚度成为最大的方式设计臂部形状的图。
图15是表示在图11所示的臂部的设计要领中作为目标函数使重量最小化的方式和使弯曲刚度最大化的方式是等同的状况的图。
图16是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的一例子的图。
图17是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的另一例子的图。
图18是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的另一例子的图。
图19是表示以往的曲轴的臂部形状的一例子的图。
图20是比较地表示图16所示的本实施方式的臂部和图19所示的以往的臂部各自的弯曲刚度的图。
图21是比较地表示图16所示的本实施方式的臂部和图19所示的以往的臂部各自的一曲拐的重量的图。
具体实施方式
以下，详细地说明本发明的往复式发动机的曲轴和该曲轴的设计方法的实施方式。
1.在曲轴的设计中应考虑的基本技术
1－1.臂部的弯曲刚度
图3是用于说明臂部的弯曲刚度的评价方法的示意图。如图3所示，就曲轴的各曲拐而言，因缸体内的点火·爆发而产生的燃烧压力的载荷F经由连杆负载于销部P。此时，由于各曲拐利用轴承支承两端的轴颈部J，因此，载荷F从销部P经由臂部A向轴颈轴承传递。由此，臂部A成为三点弯曲的载荷负载状态，对臂部A作用弯矩M。伴随于此，在臂部A中，在板厚方向的外侧(轴颈部J侧)产生压缩应力，在与其相反的内侧(销部P侧)产生拉伸应力。此时影响的是臂部A的弯曲刚度Mc。包含该弯曲刚度Mc以及销部和轴颈部的弯曲刚度的一曲拐整体的弯曲刚度Mt能够利用下述的算式(1)来评价。
Mt＝F/u…(1)
在算式(1)中，F是对销部负载的燃烧压力的载荷，u是销部的轴向中央的燃烧压力负载方向上的位移。
1－2.臂部的扭转刚度
图4是用于说明臂部的扭转刚度的评价方法的示意图。图4的(a)表示一曲拐的侧视图，图4的(b)表示其轴向观察下的主视图。曲轴以轴颈部J为中心地进行旋转运动。因此，如图4的(a)和图4的(b)所示产生扭矩T。因此，为了相对于曲轴的扭转振动确保不引起共振而流畅的旋转，需要提高臂部A的扭转刚度Tc。其原因在于，在决定了销部P的直径和轴颈部J的直径的情况下，各曲拐的扭转刚度较大程度地依赖于臂部A的扭转刚度。包含臂部A的扭转刚度Tc以及销部和轴颈部的扭转刚度的一曲拐整体的扭转刚度Tt利用下述的算式(2)来赋予。
Tt＝T/γ…(2)
在算式(2)中，T是扭矩，γ是轴颈部的扭转角。
因此，在曲轴的设计过程中，需要提升臂部的弯曲刚度和扭转刚度这两者。另外，配重部W对于弯曲刚度和扭转刚度几乎没有帮助。因此，对于提升弯曲刚度和扭转刚度而言，与臂部A的形状有主要的关系，与配重部W的形状没有关系。配重部W主要承担调整重心位置和质量获取质量平衡的作用。
2.本实施方式的曲轴和其设计方法
2－1.概要
图5是示意地表示以往的曲轴的臂部形状的图。图5的(a)在表示轴向观察下的主视图，图5的(b)表示侧视图。如图5的(a)和图5的(b)所示，以往的曲轴的臂部A以将销部P的轴心Pc和轴颈部J的轴心Jc连结的臂部中心线Ac为分界地设为左右对称的形状。即，臂部A的右半部分的臂部部分Ar和左半部分的臂部部分Af相对于臂部中心线Ac对称。其原因在于，以往的臂部A的形状设计是假定为在沿着臂部中心线Ac的方向上负载由最大燃烧压力引起的对于臂部A的最大载荷而进行的。
相对于此，本实施方式的曲轴的臂部存在以下的特征。
图6是示意地表示本实施方式的曲轴的臂部形状的一例子的图。图6的(a)表示一曲拐的立体图，图6的(b)表示图6的(a)中的与臂部中心线垂直的C－C’位置的剖视图。而且，图6的(c)表示图6的(a)中的与臂部中心线垂直且与C－C’位置不同的D－D’位置的剖视图。在此，图6的(b)所示的C－C’位置是比销部的轴心靠外侧的位置。图6的(c)所示的D－D’位置是比销部的轴心靠内侧的位置。如图6的(a)和图6的(b)所示，本实施方式的曲轴的臂部A以臂部中心线Ac为分界地设为左右非对称的形状。即，右侧的臂部部分Ar和左侧的臂部部分Af相对于臂部中心线Ac非对称。
这样的本实施方式的臂部A的形状设计是以反映实际状态地对曲轴转角θ是约8°～20°的状态的臂部A负载由最大燃烧压力引起的对于臂部A的最大载荷为前提进行的。也就是说，该形状设计是以在相对于臂部中心线Ac以角度α倾斜的方向上负载最大载荷为前提进行的。而且，分别独立地使右侧的臂部部分Ar和左侧的臂部部分Af各自的形状变化，并决定臂部A的形状，使得对于臂部A负载最大载荷的负载方向上的臂部A的弯曲刚度成为最大而满足目标刚度。在决定臂部A的形状时，臂部A的重量也需要满足目标重量。
另外，以下将由燃烧压力引起的载荷对于臂部A的负载方向(从活塞销的轴心朝向销部的轴心的方向)与臂部中心线Ac的交叉角也称作载荷负载角β。在载荷负载角β中，曲轴转角θ是约8°～20°且负载由最大燃烧压力引起的最大载荷的时刻的载荷负载角也称作最大载荷负载角α。
图7是说明本实施方式的曲轴的臂部刚度的设计参数的选择自由度的概念图。
如图6的(b)和图6的(c)所示，取样本实施方式的曲轴中的臂部A的右侧的臂部部分Ar并且取样该臂部A的左侧的臂部部分Af地考虑。在这种情况下，如图7所示，臂部A的整体的弯曲刚度Mc成为右侧的臂部部分Ar的弯曲刚度“Mr/2”与左侧的臂部部分Af的弯曲刚度“Mf/2”之和。同样，臂部A的整体的扭转刚度Tc成为右侧的臂部部分Ar的扭转刚度“Tr/2”与左侧的臂部部分Af的扭转刚度“Tf/2”之和。
图7也表示以往的曲轴中的臂部A的弯曲刚度Mp和扭转刚度Tp。在以往的曲轴中，由于臂部形状左右对称，因此，设计参数是一个。因此，弯曲刚度Mp和扭转刚度Tp与设计参数一对一地相对应。在选择设计参数时，弯曲刚度Mp和扭转刚度Tp的组合没有选择的自由度。
相对于此，在本实施方式的曲轴中，由于臂部A的形状在右侧的臂部部分Ar和左侧的臂部部分Af中有所不同，因此，设计参数增加到两个。因此，能够各自独立地选择右侧的臂部部分Ar的弯曲刚度“Mr/2”和扭转刚度“Tr/2”以及左侧的臂部部分Af的弯曲刚度“Mf/2”和扭转刚度“Tf/2”。将它们相加而得到的是非对称臂部A的整体的刚度。即，在谋求曲轴的轻量化的方面，刚度设计的参数的选项增加。
总而言之，臂部的刚度在以往的曲轴中用弯曲刚度Mp和扭转刚度Tp来表现，而在本实施方式的曲轴中能够用下述的算式(3)和算式(4)来表现。因而，本实施方式的曲轴的臂部的左右形状能够各自独立地选择，因此，具有设计的自由度增加这样的优点。
弯曲刚度：Mc＝(Mr+Mf)/2…(3)
扭转刚度：Tc＝(Tr+Tf)/2…(4)
而且，在轻量化时，通过分别适当地选择臂部的左右的形状，如下述的算式(5)和算式(6)所示，与左右对称的以往的臂部的刚度相比产生能够增大非对称臂部的刚度的可能性。即，轻量且增大刚度的自由度增加，产生优点。
Mc＝(Mr+Mf)/2＞Mp…(5)
Tc＝(Tr+Tf)/2＞Tp…(6)
图8是表示在燃烧压力的负载成为最大的时刻曲轴的臂部和连杆的几何学关系的图。图9是表示在燃烧压力的负载成为最大的时刻曲轴转角θ与最大载荷负载角α之间的相互关系的图。关于弯曲载荷，气缸内的燃烧压力显示最大值的时刻如所述图2所示，是曲轴自压缩工序上止点稍稍旋转且曲轴转角θ是约8°～20°的时刻。
如图8所示，臂部A在相对于臂部中心线Ac以最大载荷负载角α倾斜的方向上承受由最大燃烧压力引起的最大载荷Fmax。利用由负载最大燃烧压力的时刻的曲轴转角“θ”、活塞冲程Ls的一半(销部P的轴心Pc和轴颈部J的轴心Jc之间的距离)“Ls/2”、以及连杆4的小端部4S的轴心4Sc(活塞销的轴心)和销部P的轴心Pc之间的距离“Lc”这一角两边决定的三角形的外角求出该最大载荷负载角α。即，臂部A会承受相对于臂部中心线Ac以比曲轴转角θ(约8°～20°)大一些的最大载荷负载角α(约十度～二十几度)倾斜的弯曲载荷(参照图9)。
图10是表示在燃烧压力的负载成为最大的时刻曲轴的臂部和连杆的几何学关系的另一例子的图。在图10所示的发动机中，轴颈部J的轴心Jc的位置(曲柄旋转轴)偏移地配置在自缸体中心轴线稍稍偏离的位置。或者，虽然轴颈部J的轴心Jc的位置配置在缸体中心轴线上，但是活塞销的轴心的位置偏移地配置在自缸体中心轴线稍稍偏离的位置。在这种情况下，在几何学上考虑到与在所述图8中说明的方式同样的三角形和偏移量Lo地求出最大载荷负载角α。
2－2.设计要领
提高臂部的弯曲刚度的实际设计可以使用非参量形状最佳化软件(日文：ノンパラメトリック形状最適化ソフト)。在非参量形状最佳化软件中，将负载有以约十度～二十几度°的最大载荷负载角α倾斜的弯曲载荷的臂部作为模型，将目标函数作为弯曲刚度，将制约条件设为重量，能够设计弯曲刚度和扭转刚度较高的左右非对称形状的臂部。
作为其他的设计方法，也可以是这样的尝试性设计方法(日文：試行錯誤的な設計手法)，即制作多个臂部为左右非对称形状的模型，对各个模型负载以最大载荷负载角α倾斜的弯曲载荷和扭矩而实施FEM解析，选择可获得作为目标的刚度的最好的模型。在这种情况下，能够近似地得到最佳的非对称形状的臂部。
但是，在使用非参量形状最佳化软件的情况下，成为更为理论极值化的轻量且刚度较高的曲轴，在获得更期望的结果这一点上是有用的。但是，不管是哪种设计方法，基本上以在以最大载荷负载角α倾斜的弯曲载荷下弯曲刚度成为最大的方式非对称地设计臂部的左右形状即可。
图11是表示本实施方式的曲轴的臂部的设计要领的一例子的流程图。在此，使用非参量形状最佳化软件。首先，将曲轴的臂部设为设计区域，针对一曲拐的解析模型负载以最大载荷负载角α倾斜的弯曲载荷Fmax。其次，针对臂部的形状施加形状制约。即，附加像旋转最大半径、在模锻曲轴的情况下称作模具的起模斜度那样鉴于设计上和制造上的制约能够容许的形状的范围。
而且，在最佳化解析中，将弯曲刚度的提升设为目标函数，进行以解析的初始模型为基准地尽可能使弯曲刚度上升这样的解析。此时的制约条件是臂部重量的轻量化，设定相对于初始模型的重量下降的变化量。在谋求轻量化时，对于初始模型以－X％的轻量化这样的形式进行指定。
在重复计算的过程中，臂部形状微小地变更着，从而在最初满足作为制约条件的轻量化。在满足制约条件(轻量化)时，在维持该条件的同时，以使本次作为目标函数的弯曲刚度上升的方式对臂部形状施加微小的校正。
而且，判定弯曲刚度是否上升到极限并达到极值(最大值)。即，将目标函数(弯曲刚度)没有变化的状态设为极值，若达到该状态则判定为计算结束。此时，在臂部重量满足目标的轻量化重量的同时，相对于以最大载荷负载角α倾斜的最大弯曲载荷而言的刚度成为理论上最大，臂部的弯曲刚度满足目标的高刚度。此时的臂部的形状以臂部中心线为分界地成为左右非对称。
2－3.具体例
2－3－1.作为目标函数弯曲刚度的最大化
为了将臂部形状设计成在负载最大载荷负载角α的弯曲载荷的时刻臂部的弯曲刚度成为最大，非对称的臂部形状是必要条件。以下，表示基于材料力学的简单的具体例，但并不限定于此。
(A)利用材料力学得出的基本见解
关于弯曲刚度，根据通常的材料力学的知识，列举长方形梁材料的例子。于是，用下述的算式(7)～算式(9)表示该弯曲刚度和截面惯性矩之间的关系。根据这些算式的关系，增大截面惯性矩的做法会提高弯曲刚度。
弯曲刚度：E×I…(7)
截面惯性矩：I＝(1/12)×b×h3…(8)
挠曲位移：v＝k(M/(E×I))…(9)
在算式(7)～算式(9)中，臂部截面视为矩形，b：臂部宽度，h：臂部壁厚，E：纵弹性模量，M：弯矩，k：形状系数。
另一方面，关于扭转刚度，根据通常的材料力学的知识，作为简单的例子列举圆棒。于是，用下述的算式(10)～算式(12)表示该扭转刚度和极惯性矩之间的关系。根据这些算式的关系，将截面形成为圆形并增大极惯性矩的做法会提高扭转刚度，较为理想。在此，若将物质(质量)配置在距扭转中心轴线较远的部位，则极惯性矩增大。因此，为了谋求轻量化并提高扭转刚度，期望的是，将质量较多地形成为以扭转中心为中心点的半径较大的圆形、或者将质量形成为接近圆形。在此，预先指出设计方针的方向性。
扭转刚度：T/γ…(10)
极惯性矩：J＝(π/32)×d4…(11)
扭转角：γ＝T×L/(G×J)…(12)
在算式(10)～算式(12)中，L：轴向长度，G：横弹性模量，d：圆棒的半径，T：扭矩。
一般来讲，曲轴的臂部需要提高弯曲刚度。此外，实际上，扭转刚度也存在提高的必要性。因而，期望的是，同时提高臂部的弯曲刚度以及提高扭转刚度。但是，由于扭转刚度的提升是附加的，因此，以下不积极地记述扭转刚度。
(B)相对于弯曲而言轻量且高刚度的臂部形状为左右非对称的说明
像上述那样，最大的弯曲载荷沿相对于臂部中心线以最大载荷负载角α倾斜的方向负载在臂部上。着眼于这一点，以下表示鉴于轻量且刚度较高的梁的形状将臂部形状设为左右非对称的做法是有效的。
图12是表示材料力学的梁理论中的梁形状的一例子的图。图12的(a)表示矩形梁，图12的(b)表示轻量化梁。利用材料力学上的梁理论单纯化地考虑臂部。就承受弯曲载荷的梁而言，刚度较高、变形较小、最轻量的二维的梁形状(板厚t恒定)并不是图12的(a)所示的、板宽B恒定的矩形梁，而是图12的(b)所示的、板宽B从载荷点朝向固定端而单调地增大的轻量化梁。
图13是表示利用图12的(b)所示的轻量化梁的概念做成的左右非对称的臂部形状的图，图13的(a)表示立体图，图13的(b)和图13的(c)表示与臂部中心线垂直的剖视图。在此，图13的(b)表示比销部的轴心靠外侧的截面、即自销部的轴心靠与轴颈部相反侧的截面。图13的(c)表示比销部的轴心靠内侧的截面、即自销部的轴心靠轴颈部的截面。所述图8和图10所示那样的、在相对于臂部中心线以最大载荷负载角α倾斜的方向上负载有最大的弯曲载荷的臂部A视为图13的(a)所示那样多个板厚t的梁堆叠合成的结构。只要将该多个梁的截面形状设为图12的(b)所示那样的、板宽B朝向固定端单调地增加的轻量化梁，就能够得到最轻量且刚度较高的臂部A。
若如图13的(a)所示那样以与臂部中心线Ac垂直的平面切断该臂部A，则根据几何学的关系，该截面如图13的(b)和图13的(c)所示那样以臂部中心线Ac为分界地成为左右非对称的形状。即，臂部A以臂部中心线Ac为分界地被划分为左右的臂部部分Ar、Af，右侧的臂部部分Ar和左侧的臂部部分Af相对于臂部中心线Ac为非对称。
通过这样相对于以最大载荷负载角α对臂部A负载的最大弯曲载荷将臂部A做成左右非对称的形状，轻量且有效率地刚度升高。臂部A的非对称形状考虑有很多。例如，只要以如图14所示使载荷负载角β作为参数变化且在该载荷负载角β为最大载荷负载角α的时刻(即由燃烧压力引起的载荷的负载成为最大的时刻)弯曲刚度成为最大的方式将臂部A设计为左右非对称的形状，就能够实现没有多余部分的最有效率的轻量化。由此，臂部A最轻量且成为高刚度，能够最大限度地发挥曲轴的性能。
此时，如图13的(b)所示那样，设为如下结构：在比销部的轴心靠外侧的截面中，左侧的臂部部分Af的截面惯性矩大于右侧的臂部部分Ar的截面惯性矩，该左侧为被负载最大载荷的一侧，该右侧为与被负载最大载荷的一侧相反的那一侧。与此同时，如图13的(c)所示那样，设为如下的结构：在比销部的轴心靠内侧的截面中，右侧的臂部部分Ar的截面惯性矩大于左侧的臂部部分Af的截面惯性矩，该右侧为与被负载最大载荷的一侧相反的那一侧的，该左侧为被负载最大载荷的一侧。
2－3－2.作为目标函数重量的最小化
将臂部形状设计为在使负载最大载荷负载角α的弯曲载荷的时刻臂部的弯曲刚度恒定的条件下臂部的重量为最小的方式与像上述那样将臂部形状设计为在负载最大载荷负载角α的弯曲载荷的时刻臂部的弯曲刚度为最大的方式是等同。即，作为目标函数使重量最小化的方式是在表现上改变了使弯曲刚度最大化的方式而成的。两者的意思在最佳设计之后表示相同的臂部形状，是指条件相同的意思。
图15是表示在图11所示的臂部的设计要领中作为目标函数使重量最小化的方式和使弯曲刚度最大化的方式是等同的状况的图。如图15所示，臂部的最佳设计存在将制约条件设定为刚度上升、将目标函数设定为重量减少的情况(图15中的右侧)和与此相比更换内容而将制约条件设定为重量减少、目标函数设定为刚度上升的情况(图15中的左侧)。两者的最佳化虽然中途的经过不同，但最终结束的设计形状相同。例如，两者的结束形状均成为－B％的轻量化且A％的刚度上升，臂部形状相同。
2－3－3.臂部的形状例
图16是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的一例子的图。图17和图18是表示其另一例子的图。图19是表示以往的曲轴的臂部形状的一例子的图。在图16～图19的任一个图中，均是各图的(a)表示一曲拐的立体图，各图的(b)表示各图的(a)中的与臂部中心线垂直的C－C’位置的剖视图。而且，各图的(c)表示各图的(a)中的与臂部中心线垂直且与C－C’位置不同的D－D’位置的剖视图。在此，各图的(b)所示的C－C’位置是比销部的轴心靠外侧的位置，各图的(c)所示的D－D’位置是比销部的轴心靠内侧的位置。
图16、图17及图18所示的臂部A轻量且弯曲刚度较高，是以臂部中心线Ac为分界地左右非对称形状。这些臂部形状是像所述图11所示那样根据利用非参量形状最佳化软件做成的设计要领在以最大载荷负载角α倾斜的弯曲载荷条件下导出的。具体地讲，以由燃烧压力引起的对销部P负载的载荷成为最大的时刻臂部A的弯曲刚度成为最大的方式臂部A相对于臂部中心线Ac设为左右非对称。由此，臂部A相对于臂部中心线Ac成为左右非对称形状。而且，如各图的(b)所示，在比销部P的轴心靠外侧的截面中，左侧的臂部部分Af的截面惯性矩大于右侧的臂部部分Ar的截面惯性矩，该左侧为被负载最大载荷的一侧，该右侧为该左侧的相反侧。与此同时，如各图的(c)所示，在比销部P的轴心靠内侧的截面中，右侧的臂部部分Ar的截面惯性矩大于左侧的臂部部分Af的截面惯性矩，该右侧为与被负载最大载荷的一侧相反的那一侧，该左侧为该右侧的相反侧。
特别是就图16所示的臂部A而言，左侧的臂部部分Af的最大厚度Baf在比销部P的轴心靠外侧的截面中大于右侧的臂部部分Ar的最大厚度Bar(参照图16的(b))，在比销部P的轴心靠内侧的截面中小于右侧的臂部部分Ar的最大厚度Bar(参照图16的(c))。
图17所示的臂部A是将图16所示的臂部A变形而成的。不同点如下。就图17所示的臂部A而言，左侧的臂部部分Af的宽度Wf在比销部P的轴心靠外侧的截面中大于右侧的臂部部分Ar的宽度Wr(参照图17的(b))，左侧的臂部部分Af在比销部P的轴心靠内侧的截面中小于右侧的臂部部分Ar的宽度Wr(参照图17的(c))。
图18所示的臂部A是将图17所示的臂部A变形而成的。不同点如下。在图18所示的臂部A中，最大厚度相对于臂部中心线Ac设为左右对称。
另一方面，图19所示的以往的臂部A是以臂部中心线Ac为分界地左右对称形状。
图20是比较地表示图16所示的本实施方式的臂部和图19所示的以往的臂部各自的弯曲刚度的图。图21是比较地表示这些臂部各自的一曲拐的重量的图。在任一个图中，均用将以往的臂部作为基准(100％)的比例表示。
如图20所示，本实施方式的臂部的弯曲刚度大于以往的臂部的弯曲刚度。此外，如图21所示，包含本实施方式的臂部的一曲拐的重量轻于以往的臂部的一曲拐的重量。也就是说，像本实施方式这样，非对称形状的臂部轻量且弯曲刚度也升高。
像以上那样，本实施方式的曲轴在反映了实际状态的条件下臂部的形状以臂部中心线为分界地设为非对称，因此，可靠性较高，弯曲刚度上升，与此同时能够谋求轻量化。利用本实施方式的设计方法能够有效地得到这样的曲轴。
另外，本发明的曲轴将搭载在所有的往复式发动机上的曲轴作为对象。即，发动机的缸数可以是二缸、三缸、四缸、六缸、八缸以及十缸中的任一种，也可以更多。发动机气缸的排列也并不特别拘于直列配置、V型配置、相对配置等。发动机的燃料也并不拘于汽油、柴油、生物燃料等的种类。此外，发动机也包含将内燃机和电动马达复合而成的混合动力发动机。
产业上的可利用性
本发明能够有效地应用于搭载在所有的往复式发动机上的曲轴。
附图标记说明
1、曲轴；J、J1～J5、轴颈部；Jc、轴颈部的轴心；P、P1～P4、销部；Pc、销部的轴心；Fr、前端部；Fl、凸缘部；A、A1～A8、曲臂部；Ac、臂部中心线；Ar、右侧的臂部部分；Af、左侧的臂部部分；W、W1～W8、平衡配重部；2、减振带轮；3、飞轮；4、连接杆；4S、小端部；4Sc、小端部的轴心(活塞销的轴心)。
Claims (5)
1.一种往复式发动机的曲轴，其包括成为旋转中心轴的轴颈部、相对于该轴颈部偏心的销部、将所述轴颈部和所述销部相连的曲臂部、以及与所述曲臂部一体的平衡配重部，该曲轴搭载在往复式发动机上，经由连接杆在从活塞销的轴心朝向所述销部的轴心的方向上对所述销部负载由燃烧压力引起的载荷，其中，
所述曲臂部的形状是以将所述销部的轴心和所述轴颈部的轴心连结的臂部中心线为分界地非对称，
在由所述燃烧压力引起的对所述销部负载的所述载荷成为最大的时刻，所述曲臂部的弯曲刚度成为最大，
在以所述臂部中心线为分界地将所述曲臂部划分为左右的臂部部分时，
在与所述曲臂部的所述臂部中心线垂直的各截面中的、相对于所述销部的轴心靠与所述轴颈部相反侧的各截面中，被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的截面惯性矩大于与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的截面惯性矩，
在与所述曲臂部的所述臂部中心线垂直的各截面中的、相对于所述销部的轴心靠所述轴颈部的各截面中，与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的截面惯性矩大于被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的截面惯性矩。
2.根据权利要求1所述的往复式发动机的曲轴，其中，
在相对于所述销部的轴心靠与所述轴颈部相反侧的所述各截面中，被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的最大厚度大于与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的最大厚度，
在相对于所述销部的轴心靠所述轴颈部的所述各截面中，与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的最大厚度大于被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的最大厚度。
3.根据权利要求1或2所述的往复式发动机的曲轴，其中，
在相对于所述销部的轴心靠与所述轴颈部相反侧的所述各截面中，被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的宽度大于与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的宽度，
在相对于所述销部的轴心靠所述轴颈部的所述各截面中，与被负载所述最大的所述载荷的一侧相反的那一侧的所述臂部部分的宽度大于被负载所述最大的所述载荷的一侧的所述臂部部分的宽度。
4.一种曲轴的设计方法，是用于设计权利要求1～3中任一项所述的曲轴的方法，其中，
以在由所述燃烧压力引起的所述载荷的负载成为最大的时刻该最大载荷的负载方向上的所述曲臂部的弯曲刚度成为最大而满足目标刚度、且所述曲臂部的重量满足目标重量的方式将所述曲臂部的形状以所述臂部中心线为分界地设为非对称。
5.根据权利要求4所述的曲轴的设计方法，其中，
以在由所述燃烧压力引起的所述载荷的负载成为最大的时刻在使该最大载荷的负载方向上的所述曲臂部的弯曲刚度恒定的条件下所述曲臂部的重量成为最小的方式设计所述曲臂部的形状。
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Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| C06 | Publication | ||
| PB01 | Publication | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| SE01 | Entry into force of request for substantive examination | ||
| CB02 | Change of applicant information | ||
| CB02 | Change of applicant information |
Address after: Tokyo, Japan, Japan Applicant after: Nippon Iron & Steel Corporation Address before: Tokyo, Japan, Japan Applicant before: Nippon Steel Corporation |
|
| GR01 | Patent grant | ||
| GR01 | Patent grant |