CN106662140B - 往复式发动机的曲轴 - Google Patents

Abstract

曲轴包括成为旋转中心轴的轴颈部(J)、相对于该轴颈部(J)偏心的销部(P)、以及将轴颈部(J)和销部(P)相连的曲臂部(A)。经由连接杆在从活塞销的轴心朝向销部(P)的轴心的方向上对销部(P)负载由燃烧压力引起的载荷。在臂部(A)的轴颈部(J)侧的表面上，在沿着该表面的轮廓的边缘部(11)的内侧沿着该边缘部(11)具有凹部(10)。凹部(10)相对于将销部(P)的轴心和轴颈部(J)的轴心连结的臂部中心线(Ac)为非对称。在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。该曲轴能够实现轻量化和提升扭转刚度和弯曲刚度。

Description

往复式发动机的曲轴

技术领域

本发明涉及一种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。

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。特别是在要求高强度和高刚度的情况下，大多使用那些特性优异的前者的锻造曲轴。

图1是示意地表示通常的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为“J”，将销部的附图标记记为“P”，将臂部的附图标记记为“A”，将配重部的附图标记记为“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。

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。而且，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，曲轴寻求刚度较高且不易变形。不仅如此，曲轴还寻求轻量化。

对曲轴负载筒内压力(缸体内的燃烧压力)的载荷，此外还负载旋转离心力的载荷。为了施加相对于这些载荷的变形阻力，谋求提升曲轴的扭转刚度和弯曲刚度。在曲轴的设计过程中决定轴颈部的直径、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，臂部的形状设计成为剩下的设计区域。因此，利用臂部的形状设计同时提升扭转刚度和弯曲刚度首先成为重要的要素。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。

另一方面，曲轴需要使静态平衡和动态平衡均衡的质量分配。其目的在于，在运动力学上作为旋转体能够进行流畅的旋转。为了取得这些静态平衡和动态平衡，相对于根据弯曲刚度和扭转刚度的要素所决定了的臂部侧的质量，在轻量化的基础上调整配重部侧的质量成为重要的要素。

对于静态平衡而言，针对臂部和配重部的各部分的质量矩(质量×重心半径)，将这些值的全部之和调整为零。此外，对于动态平衡而言，以曲轴的旋转轴的某一点为基准，将从该基准点到各部分的重心的轴向距离乘以各部分的质量矩(质量×重心半径×轴向距离)，将这些值的全部之和调整为零。

而且，为了在一曲拐内(与一缸相对应的曲轴的区域)取得相对于燃烧压力载荷的平衡而调整平衡率。平衡率是曲轴的配重部侧的质量矩相对于包含销部(严格地讲也包含连杆的一部分)的臂部侧的质量矩的比例。该平衡率被调整为处于某个恒定范围内。

谋求提高曲轴的臂部的刚度和轻量化处于折衷的关系，但为了同时达到两者的要求，一直以来提出了各种与臂部形状相关的技术。作为以往技术存在下述的内容。

日本专利第4998233号公报(专利文献1)公开了一种臂部：在臂部的销部侧的表面和轴颈部侧的表面的、连结轴颈部的轴心和销部的轴心的直线(以下也称作“臂部中心线”)上集中地设有较大地凹入的凹槽。专利文献1所公开的臂部意在轻量化和提升刚度。轴颈部侧表面的凹槽有助于通过质量的减少实现轻量化，而且，该凹槽周围的厚壁部有助于提升扭转刚度。但是，鉴于在臂部中心线上集中地存在较大地凹入的凹槽，在实际的状况中不太能够期待提升弯曲刚度。

日本特表2004－538429号公报(专利文献2)、日本特表2004－538430号公报(专利文献3)、日本特开2012－7726号公报(专利文献4)以及日本特开2010－230027号公报(专利文献5)公开了在臂部的轴颈部侧的表面的、臂部中心线上设有较大较深地凹入的孔部的臂部。在专利文献2～5所公开的臂部中，也能够谋求轻量化和提升扭转刚度。但是，鉴于在臂部中心线上存在较大较深地凹入的孔部，在实际的状况中弯曲刚度下降。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第4998233号公报

专利文献2：日本特表2004－538429号公报

专利文献3：日本特表2004－538430号公报

专利文献4：日本特开2012－7726号公报

专利文献5：日本特开2010－230027号公报

发明内容

发明要解决的问题

确切地讲，采用所述专利文献1～5所公开的技术，能够谋求曲轴的轻量化和提升扭转刚度。但是，在这些以往技术中，曲轴的弯曲刚度的提升存在极限，强烈地盼望其技术革新。

本发明即是鉴于这样的实际情况而完成的，其目的在于提供一种在谋求曲轴的轻量化和提升扭转刚度的同时、能够谋求提升弯曲刚度的往复式发动机的曲轴。

用于解决问题的方案

作为本发明的一个技术方案的往复式发动机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。所述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。

在所述曲臂部的所述轴颈部侧的表面上，在沿着该表面的轮廓的边缘部的内侧沿着该边缘部具有凹部。所述凹部相对于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。

上述的曲轴能够设为所述曲臂部的所述边缘部的厚度相对于所述臂部中心线为非对称的结构。

在上述的曲轴中，优选设为下述的结构。

在将所述臂部中心线作为分界地将所述曲臂部划分为左右的臂部部分时，

在所述曲臂部的与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，

在所述曲臂部的与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，能够设为这样的结构：

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，在上述的曲轴的情况下，也能够设为这样的结构：

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。

发明的效果

采用本发明的曲轴，在反映了实际状态的条件下，在臂部的轴颈部侧的表面形成有相对于臂部中心线非对称的凹部。由此，臂部的边缘部被厚壁化，该边缘部的内侧利用凹部被薄壁化。进而该凹部的内侧的中央部被厚壁化，因此，臂部的弯曲刚度上升，与此同时臂部的轻量化和扭转刚度上升。

附图说明

图1是示意地表示通常的曲轴的一例子的侧视图。

图2是用于说明臂部的弯曲刚度的评价方法的示意图。

图3是用于说明臂部的扭转刚度的评价方法的示意图，图3的(a)表示一曲拐的侧视图，图3的(b)表示其轴向观察时的主视图。

图4是表示在从材料力学上扭转刚度的观点出发将臂部视为单纯的圆板的情况下的典型例的图，图4的(a)表示矩形截面圆板，图4的(b)表示凸型截面圆板，图4的(c)表示凹型截面圆板。

图5是表示在从材料力学上弯曲刚度的观点出发使臂部的截面形状单纯化并将臂部视为单纯的梁的情况下的典型例的图，图5的(a)表示矩形截面梁，图5的(b)表示凸型截面梁，图5的(c)表示凹型截面梁。

图6是与截面形状相应地归纳与弯曲刚度和扭转刚度直接相关联的截面惯性矩和截面极惯性矩的大小关系的图。

图7是表示四循环发动机的筒内压力曲线的图。

图8是表示在由燃烧压力引起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是表示材料力学的梁理论中的梁形状的一例子的图，图11的(a)表示矩形梁，图11的(b)表示轻量化梁。

图12是表示利用图11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12的(a)表示立体图，图12的(b)和图12的(c)分别表示与臂部中心线垂直的剖视图。

图13是表示将臂部形状设计为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图。

图14是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的一例子的图。

图15是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的另一例子的图。

图16是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的另一例子的图。

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是表示以往的曲轴的臂部形状的一例子的图。

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2是用于说明臂部的弯曲刚度的评价方法的示意图。如图2所示，就曲轴的各曲拐而言，因缸体内的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传递到轴颈轴承。由此，臂部A成为3点弯曲的载荷负载状态，对臂部A作用弯矩M。随之，在臂部A中，在板厚方向的外侧(轴颈部J侧)产生压缩应力，在板厚方向的内侧(销部P侧)产生拉伸应力。

在将销部P和轴颈部J的各直径作为设计规格并对其进行了决定的情况下，臂部A的弯曲刚度依赖于各曲拐的臂部形状。配重部W对于弯曲刚度几乎没有帮助。此时，如下述的算式(1)所示，销部P的轴向中央的燃烧压力负载方向上的位移u与对销部P负载的燃烧压力的载荷F成正比，与弯曲刚度成反比。

u∝F/(弯曲刚度)…(1)

1－2.臂部的扭转刚度

图3是用于说明臂部的扭转刚度的评价方法的示意图。图3的(a)表示一曲拐的侧视图，图3的(b)表示该一曲拐的轴向观察时的主视图。由于曲轴以轴颈部J为中心地进行旋转运动，因此，如图3所示产生扭矩T。因此，需要提高臂部A的扭转刚度。其目的在于，相对于曲轴的扭转振动不引起共振而确保流畅的旋转。

在将销部P和轴颈部J的各直径作为设计规格并对其进行了决定的情况下，臂部A的扭转刚度依赖于各曲拐的臂部形状。配重部W对于扭转刚度几乎没有帮助。此时，如下述的算式(2)所示，轴颈部J的扭转角γ与扭矩T成正比，与扭转刚度成反比。

γ∝T/(扭转刚度)…(2)

2.本实施方式的曲轴

2－1.用于提升臂部刚度的见解

像上述那样，配重部对弯曲刚度和扭转刚度几乎没有帮助。因此，在本实施方式中，提出了轻量且弯曲刚度和扭转刚度同时上升的臂部形状。

2－1－1.提升扭转刚度的基本形状

在此，基于材料力学的理论对用于提升扭转刚度的典型的形状进行研究。就所述图3所示的臂部A而言，为了维持重量并提升扭转刚度，增大极惯性矩的做法是有效的。

图4是表示在从材料力学上扭转刚度的观点出发将臂部视为单纯的圆板的情况下的典型例的图。图4的(a)表示矩形截面圆板，图4的(b)表示凸型截面圆板，图4的(c)表示凹型截面圆板。在任一个图中均是上层表示立体图，下层表示剖视图。图4的(a)所示的矩形截面圆板、图4的(b)所示的凸型截面圆板以及图4的(c)所示的凹型截面圆板的各重量相同。即，这些圆板的截面形状为矩形、凸型以及凹型而互不相同，但它们的体积相同。

具体地讲，图4的(a)所示的矩形截面圆板的截面形状为矩形，厚度是H₀，直径是B₀。图4的(b)所示的凸型截面圆板的截面形状是中央部与外周部相比突出的凸型，最外周的直径是B₀。该中央部突出部分的厚度是H₂，直径是B₂，该外周部的厚度是H₁。另一方面，图4的(c)所示的凹型截面圆板的截面形状是中央部与外周部相比凹入的凹型，最外周的直径是B₀。该中央部的厚度是H₁，凹坑的深度是H₃，凹坑的直径是B₃。

在使重量相同的条件下查验这些圆板的扭转刚度的大小关系。一般来讲，根据材料力学的理论，在扭转刚度、极惯性矩以及扭转角之间存在用下述的算式(3)～算式(5)表示的关系。根据这些算式的关系，增大极惯性矩的做法对于提升扭转刚度是有效的。

扭转刚度：G×J/L…(3)

极惯性矩：J＝(π/32)×d⁴…(4)

扭转角：γ＝T×L/(G×J)…(5)

在算式(3)～算式(5)中，L是轴向长度，G是横向弹性模量，d是圆棒的半径，T是扭矩。

在图4所示的3种圆板中，重量相同这样的条件的意思是指体积相同这样的条件。因此，这3种圆板的各尺寸参数存在下述的算式(6)的关系。

(π/4)×B₀×B₀×H₀＝(π/4)×(B₀×B₀×H₁+B₂×B₂×H₂)＝(π/4)×{B₀×B₀×(H₁+H₃)－B₃×B₃×H₃)}…(6)

而且，考虑到厚度，用下述的算式(7)～算式(9)表示3种圆板各自的极惯性矩。

矩形截面圆板的极惯性矩：

J_(A)＝(π/32)×H₁×B₀ ⁴…(7)

凸型截面圆板的极惯性矩：

J_(B)＝(π/32)×(H₁×B₀ ⁴+H₂×B₂ ⁴)…(8)

凹型截面圆板的极惯性矩：

J_(C)＝(π/32)×{(H₁+H₃)×B₀ ⁴－H₃×B₃ ⁴}…(9)

根据这些算式(7)～算式(9)，矩形截面圆板的极惯性矩J_(A)、凸型截面圆板的极惯性矩J_(B)以及凹型截面圆板的极惯性矩J_(C)的大小关系如下述的算式(10)所示。

J_(B)＜J_(A)＜J_(C)…(10)

该算式(10)是根据材料力学在理论上导出的结论。定性地讲，根据在距扭转的中心的距离较远的部位配置有较多构件的截面形状的方式极惯性矩升高这样的材料力学的考察，能够理解该结论。

例如作为相同重量的条件、即满足上述算式(6)的条件的实例，考虑如下地设定各尺寸参数的情况。

B₀＝100mm、H₀＝20mm、H₁＝10mm、H₂＝H₃＝20mm、B₂＝B₃＝100/√2＝70.71mm。

在该实例的情况下，根据上述算式(7)，如利用下述的算式(11)所示那样求出矩形截面圆板的极惯性矩J_(A)。

J_(A)＝1.96×10⁸…(11)

根据上述算式(8)，如利用下述的算式(12)所示那样求出凸型截面圆板的极惯性矩J_(B)。

J_(B)＝1.47×10⁸…(12)

根据上述算式(9)，如利用下述的算式(13)所示那样求出凹型截面圆板的极惯性矩J_(C)。

J_(C)＝2.45×10⁸…(13)

根据这些算式(11)～算式(13)，在数值上能够确认上述算式(10)的关系成立。

因而，可以说，相对于扭转载荷，按照凸型截面圆板、矩形截面圆板以及凹型截面圆板的顺序扭转刚度升高，凹型截面圆板是最优选的形状。

2－1－2.提升弯曲刚度的基本形状

在此，基于材料力学的理论对用于提升弯曲刚度的典型的形状进行研究。就所述图2所示的臂部A而言，为了维持重量并提升弯曲刚度，增大相对于弯曲的截面惯性矩的做法是有效率的。

图5是表示在从材料力学上弯曲刚度的观点出发使臂部的截面形状单纯化并将臂部视为单纯的梁的情况的典型例的图。图5的(a)表示矩形截面梁，图5的(b)表示凸型截面梁，图5的(c)表示凹型截面梁。在任一个图中，均是上层表示立体图，下层表示剖视图。图5的(a)所示的矩形截面梁、图5的(b)所示的凸型截面梁以及图5的(c)所示的凹型截面梁的各重量相同。即，这些梁的截面形状为矩形、凸型以及凹型而互不相同，但这些截面的面积相同。

具体地讲，图5的(a)所示的矩形截面梁的截面形状为矩形，厚度是H₀，宽度是B₃。图5的(b)所示的凸型截面梁的截面形状是中央部与两侧部相比突出的凸型，整个宽度是B₃。该中央部的厚度是H₂，宽度是B₂，该两侧部分别是厚度为H₁，宽度为B₁/2。另一方面，图5的(c)所示的凹型截面梁的截面形状是中央部与两侧部相比凹入的凹型，整个宽度是B₃。该中央部的厚度是H₁，宽度是B₁，该两侧部分别是厚度为H₂，宽度为B₂/2。

在使重量相同的条件下查验这些梁的刚度相对于弯曲载荷的大小关系。一般来讲，根据材料力学的理论，用下述的算式(14)～算式(16)表示矩形梁的弯曲刚度和截面惯性矩之间的关系。根据算式(14)～算式(16)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…(14)

截面惯性矩：I＝(1/12)×b×h³…(15)

挠曲位移：u＝k(M/(E×I))…(16)

在算式(14)～算式(16)中，b是宽度，h是厚度，E是纵向弹性模量，M是弯矩，k是形状系数。

在图5所示的3种梁中，重量相同这样的条件的意思是指体积彼此相同、即截面的面积彼此相同这样的条件。因此，与这3种梁的各尺寸参数相关地存在下述的算式(17)的关系。

B₃×H₀＝(H₂×B₂+B₁×H₁)＝(H₂×B₂+B₁×H₁)…(17)

而且，用下述的算式(18)～算式(20)表示3种梁各自的截面惯性矩。

矩形截面梁的截面惯性矩：

I_(D)＝(1/12)×B₃×H₀ ³…(18)

凸型截面梁的截面惯性矩：

I_(E)＝1/3×(B₃×E₂ ³－B₁×H₃ ³+B₂×E₁ ³)…(19)

在算式(19)中，

E₂为“(B₂×H₂ ²+B₁×H₁ ²)/{2×(B₂×H₂+B₁×H₁)}”，

E₁为“H₂－E₂”，

H₃为“E₂－H₁”。

凹型截面梁的截面惯性矩：

I_(F)＝1/3×(B₃×E₂ ³－B₁×H₃ ³+B₂×E₁ ³)…(20)

在算式(20)中，

E₂为“(B₂×H₂ ²+B₁×H₁ ²)/{2×(B₂×H₂+B₁×H₁)}”，

E₁为“H₂－E₂”，

H₃为“E₂－H₁”。

上述算式(19)和上述算式(20)的形式相同。这是表示在重量相同这样的条件下凸型截面梁的截面惯性矩I_(E)和凹型截面梁的截面惯性矩I_(F)相同。

总而言之，矩形截面梁的截面惯性矩I_(D)、凸型截面梁的截面惯性矩I_(E)以及凹型截面梁的截面惯性矩I_(F)的大小关系如下述的算式(21)所示。

I_(D)＜I_(E)＝I_(F)…(21)

该算式(21)是根据材料力学在理论上导出的结论。定性地讲，根据在距弯曲的中立面的距离较远的部位配置有较多构件的截面形状的方式截面惯性矩升高这样的材料力学的考察，能够理解该结论。

例如作为相同重量的条件、即满足上述算式(17)的条件的实例，考虑如下地设定各尺寸参数的情况。

B₁＝B₂＝50mm、B₃＝100mm、H₀＝20mm、H₁＝10mm、H₂＝30mm。此时，E₁＝12.5mm、E₂＝17.5mm、H₃＝7.5mm。

在该实例的情况下，根据上述算式(18)，如利用下述的算式(22)所示那样求出矩形截面梁的截面惯性矩I_(D)。

I_(D)＝6.67×10⁴…(22)

根据上述算式(19)，如利用下述的算式(23)所示那样求出凸型截面梁的截面惯性矩I_(E)。

I_(E)＝2.04×10⁵…(23)

根据上述算式(20)，如利用下述的算式(24)所示那样求出凹型截面梁的截面惯性矩I_(F)。

I_(F)＝2.04×10⁵…(24)

根据这些算式(22)～算式(24)，在数值上能够确认上述算式(21)的关系成立。

因而，可以说，相对于弯曲载荷，凸型截面梁和凹型截面梁具有同等的弯曲刚度，与矩形截面梁相比，使臂部的局部厚壁化这样的凸型截面梁或者凹型截面梁的弯曲刚度较高，是优选的形状。

2－1－3.提升弯曲刚度和扭转刚度的基本形状的归纳

图6是与截面形状相应地归纳与弯曲刚度和扭转刚度直接相关联的截面惯性矩和极惯性矩的大小关系的图。在图6中，用将矩形截面作为基准“1”的比例针对所述图4和图5所示的矩形截面、凸型截面以及凹型截面的每个截面形状表示极惯性矩和截面惯性矩。

如图6所示，若截面形状是凸型或者凹型，则弯曲刚度升高，另一方面，若截面形状是凹型，则扭转刚度升高。通过将这些截面形状组合起来，弯曲刚度和扭转刚度均上升。因此，为了同时提升弯曲刚度和扭转刚度，将臂部的截面形状设计为将凸型和凹型组合而成的形状的做法是有效的。即，使沿着臂部的轮廓的边缘部厚壁化，使该边缘部的内侧薄壁化。而且，使作为该薄壁化的部分的内侧的中央部(在臂部中心线上靠轴颈部的部分)厚壁化。通过使自臂部的扭转中心较远的边缘部厚壁化的同时使其内侧薄壁化，能够实现轻量化并将扭转刚度确保得较高。臂部的边缘部的厚壁化有助于确保弯曲刚度。此外，臂部的中央部的厚壁化有助于确保弯曲刚度。

2－2.用于依据实际状态提升臂部刚度的想法

图7是表示四循环发动机的筒内压力曲线的图。如图7所示，在将曲轴的销部达到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产生爆发。因此，筒内压力(缸体内的压力)在曲轴转角θ为约8°～20°的时刻成为最大的燃烧压力。对曲轴负载图7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。此时，在曲轴转角θ为约8°～20°的时刻，最大的燃烧压力经由连杆被负载在曲轴的销部。在曲轴的设计过程中，为了获得相对于由该最大燃烧压力引起的载荷的变形阻力，提升弯曲刚度以及扭转刚度、与此同时减轻重量成为目标。

图8是表示在由燃烧压力引起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。如图8所示，燃烧压力对于销部P的负载方向是从活塞销的轴心(连杆4的小端部4S的轴心4Sc)朝向销部P的轴心Pc的方向。因此，由最大燃烧压力引起的最大载荷Fmax并不是沿着将销部P的轴心Pc和轴颈部J的轴心Jc连结的臂部中心线Ac的方向负载在臂部A上，而是沿着相对于该臂部中心线Ac倾斜的方向负载在臂部A上。即，反映实际状态地对曲轴转角θ为约8°～20°的状态的臂部A负载最大载荷Fmax。即，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Fmax。

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为约8°～20°且负载由最大燃烧压力引起的最大载荷Fmax的时刻的载荷负载角也称作最大载荷负载角α。

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。如所述图7所示，与弯曲载荷相关，气缸内的燃烧压力显示最大值的是曲轴自压缩工序上止点稍稍旋转且曲轴转角θ为约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～二十多度)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。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。

2－2－1.本实施方式的曲轴的概要

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，以下表示将自轻量且刚度较高的梁的形状使臂部形状成为左右非对称的做法是有效的。

图11是表示材料力学的梁理论中的梁形状的一例子的图。图11的(a)表示矩形梁，图11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11的(a)所示那样的、板宽B恒定的矩形梁，而是图11的(b)所示那样的、板宽B从载荷点朝向固定端而单调地增大的轻量化梁。

图12是表示利用图11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12的(a)表示立体图，图12的(b)和图12的(c)表示与臂部中心线垂直的剖视图。图12所示的臂部形状的概念还根据上述算式(21)所表示的弯曲刚度升高的结果反映了图5的(b)的凸型形状。在此，图12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12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Ac以最大载荷负载角α倾斜的方向上负载最大的弯曲载荷的臂部A视为图12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11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12的(a)所示以与臂部中心线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12的(b)和图12的(c)所示以臂部中心线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13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。

另外，此时，还优选的是，如图12的(b)所示，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，优选的是，如图12的(c)所示，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，该左侧为被负载最大载荷的一侧。

依据以上内容，本实施方式的曲轴在臂部A的轴颈部J侧的表面上，在沿着该表面的轮廓的边缘部的内侧沿着该边缘部形成有凹部。这是遵照上述算式(10)所表示的结果、为了提高扭转刚度而反映了凹型形状的曲轴。而且，在反映载荷负载的实际状态的条件下，该凹部相对于臂部中心线Ac为非对称。由此，臂部A的形状相对于臂部中心线Ac成为左右非对称的形状。即，臂部A的形状设为在由燃烧压力引起的对销部P负载的载荷成为最大的时刻弯曲刚度成为最大的形状。由此，臂部的凹部外侧的边缘部被厚壁化，该边缘部的内侧利用凹部被薄壁化。进而，该薄壁化的部分的内侧被厚壁化。因此，弯曲刚度上升，与此同时能够谋求轻量化和提升扭转刚度。

2－2－2.臂部的形状例

图14是表示本实施方式的曲轴的臂部形状的一例子的图。图15是表示其另一例子的图。图16和图17是表示其又一例子的图。图17是表示以往的曲轴的臂部形状的一例子的图。在图14～图18中的任一个图中，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。此外，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14、图15、图16及图17所示的臂部A在轴颈部J侧的表面形成有凹部10。具体地讲，臂部A具有沿着轴颈部J侧的表面轮廓的边缘部11。凹部10在该边缘部11的内侧沿着该边缘部11形成。

特别是，分别形成在将臂部中心线Ac作为分界的右侧的臂部部分Ar和左侧的臂部部分Af上的凹部10的形状互不相同。具体地讲，为了在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，凹部10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为左右非对称形状。并且，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。

在图14所示的臂部A中，边缘部11的厚度相对于臂部中心线Ac为对称。此外，右侧的臂部部分Ar中的边缘部11的厚度Bar和左侧的臂部部分Af中的边缘部11的厚度Baf相等。取而代之，左侧的臂部部分Af在比销部P的轴心靠外侧的截面中，其中央部的最大厚度Bbf大于右侧的臂部部分Ar的最大厚度Bbr(参照图14的(b))。另一方面，在比销部P的轴心靠内侧的截面中，其中央部的最大厚度Bbf小于右侧的臂部部分Ar的最大厚度Bbr(参照图14的(c))。

在图15所示的臂部A中，边缘部11的厚度相对于臂部中心线Ac为非对称。此外，右侧的臂部部分Ar中的边缘部11的厚度Bar与左侧的臂部部分Af中的边缘部11的厚度Baf不同。具体地讲，左侧的臂部部分Af在比销部P的轴心靠外侧的截面中，其边缘部11的厚度Baf大于右侧的臂部部分Ar的边缘部11的厚度Bar(参照图15的(b))。另一方面，在比销部P的轴心靠内侧的截面中，其边缘部11的厚度Baf小于右侧的臂部部分Ar的边缘部11的厚度Bar(参照图15的(c))。此外，左侧的臂部部分Af的边缘部11的厚度Baf大于中央部的最大厚度Bbf。该关系在比销部P的轴心靠外侧的截面和比销部P的轴心靠内侧的截面中均成立。在右侧的臂部部分Ar中，也同样是臂部Ar的边缘部11的厚度Bar大于中央部的最大厚度Bbr。该关系在比销部P的轴心靠外侧的截面和比销部P的轴心靠内侧的截面中均成立。

图16所示的臂部A是将图15所示的臂部A变形而成的。不同点如下。就图16所示的臂部A而言，在比销部P的轴心靠外侧的截面中，左侧的臂部部分Af的宽度Wf大于右侧的臂部部分Ar的宽度Wr(参照图16的(b))，在比销部P的轴心靠内侧的截面中，左侧的臂部部分Af的宽度Wf小于右侧的臂部部分Ar的宽度Wr(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。在图17所示的臂部A中，边缘部11的厚度和中央部的最大厚度相对于臂部中心线Ac为对称。

另一方面，图18所示的以往的臂部A没有形成凹部，是将臂部中心线Ac作为分界地左右对称形状。

这样，在图14～图17所示的本实施方式的曲轴中，与图18所示的以往的曲轴相比较，臂部A是在反映实际状态的条件下形成的。具体地讲，臂部A的边缘部11在臂部A的整个区域内被厚壁化。该边缘部11的内侧利用凹部10被薄壁化。进而，该薄壁化的部分的内侧的中央部被厚壁化。其结果，曲轴能够谋求轻量化和提升扭转刚度，与此同时能够谋求提升弯曲刚度。

此外，本发明并不限定于上述的实施方式，能够在不脱离本发明主旨的范围内进行各种变更。例如，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，发动机的缸数除了四缸之外，也可以是一缸、两缸、三缸、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；4、连接杆；4S、小端部；4Sc、小端部的轴心(活塞销的轴心)；10、凹部；11、边缘部。

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，

在所述曲臂部的所述轴颈部侧的表面上具有第1凹部和第2凹部，该第1凹部在沿着该表面的轮廓的一侧的边缘部的内侧沿着该边缘部，该第2凹部在另一侧的边缘部的内侧沿着该边缘部，所述第1凹部和所述第2凹部相对于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。

2.根据权利要求1所述的往复式发动机的曲轴，其中，

所述曲臂部的所述边缘部的厚度相对于所述臂部中心线为非对称。

3.根据权利要求1或2所述的往复式发动机的曲轴，其中，

在将所述臂部中心线作为分界地将所述曲臂部划分为左右的臂部部分时，

在所述曲臂部的与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，

在所述曲臂部的与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。

4.根据权利要求3所述的往复式发动机的曲轴，其中，

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。

5.根据权利要求3所述的往复式发动机的曲轴，其中，

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。