CN1633552A - 发动机紧固结构 - Google Patents

Abstract

一种发动机紧固结构，其曲轴箱和汽缸体设置为分离单元，因此曲轴箱和汽缸体通过连接螺栓连接在一起，其特征在于，曲轴箱(2)以这样的方式构造，用于支承曲轴轴承的铁合金轴承部件(12b)插入铸造到铝合金里，以及在铁合金轴承部件(12b)的两侧以朝向汽缸体侧延伸的方式整体形成连接轴套部分(12c)，该铁合金轴承部件(12b)的两侧在曲轴延伸的方向上看位于横过汽缸轴线相对，使连接螺栓(30a)被分别拧入连接轴套部分(12c)。

Description

发动机紧固结构

                               技术领域

本发明涉及一种发动机紧固结构，用于通过连接螺栓使汽缸体或汽缸头经由汽缸体牢固地连接到曲轴箱。

                               背景技术

例如，在摩托车的发动机里，通常采用曲轴箱和汽缸体分离设置，并借助于连接螺栓互相连接的结构或采用借助连接螺栓将汽缸头和曲轴箱经由介于其间设置的汽缸体连接起来的结构。

顺便提及，曲轴设置于汽缸体为连接而与之配合接触的曲轴箱配合面的下方，并穿过曲轴箱的左右侧壁，由燃烧压力而产生的高强度负载施加于曲轴箱上设置曲轴轴承的位置上。曲轴箱通常用铝合金制成，为了保证能承受高强度轴承负载所需的刚度，存在诸如曲轴箱的厚度和轴承部分的直径之类的尺寸限制。

现在已经提出一种结构，其中采用插入铸造方法将用于支承曲轴轴承的铸铁轴承部件嵌入曲轴箱(例如参考JP-A-8-21299)。

顺便提及，在未经审查的日本专利公报中披露的现有技术中采用了一种结构，其轴承部件的轴承部分制成半圆形，一半圆形端盖部件用螺栓紧固在轴承部分上，以使曲轴由端盖部件和轴承部分支承。另一方面，根据这种结构，由于燃烧压力施加的轴承负载在端盖部件从轴承部分拉开的方向上起作用。因此，大负载最后施加在紧固端盖部件的螺栓上，结果，使由将铸铁轴承部件插入铸造到曲轴箱而产生的刚度提高的效果受到螺栓强度的限制。

针对常规结构存在的固有问题提出了本发明，其目的之一就是要提供一种发动机紧固结构，可以通过在曲轴箱侧壁内嵌入轴承部件来大幅提高承受轴承负载的刚度，并且大幅增加连接曲轴箱和汽缸体或汽缸头的连接力。

                               发明内容

根据本发明的第一个方面提供了一种利用连接螺栓将汽缸体或汽缸头经由汽缸体与曲轴箱连接的发动机紧固结构，其特征在于，曲轴箱以下述形式构造，使得用于支承曲轴轴承的铁合金轴承部件插入铸造入铝合金内，轴承部件包括包围曲轴轴颈圆周的轴承部分和以这样的方式整体形成的连接轴套部分，使得该连接轴套部分在曲轴延伸方向上看从轴承部分的位于横过汽缸轴线相对的侧面朝汽缸体侧延伸，以及所述连接螺栓分别拧入所述连接轴套部分。

请注意，本发明既涉及一种包括曲轴箱、设置成相互分离的汽缸体和汽缸头的发动机，又涉及一种包括曲轴箱、汽缸体和汽缸头的发动机，其中所述曲轴箱与汽缸体制成一体而汽缸头分离设置。

根据本发明的第二个方面提供了如本发明的第一方面所述的一种发动机紧固结构，其特征在于，整体形成于汽缸体上的曲轴箱侧法兰部分通过连接螺栓与曲轴箱连接，从所述汽缸缸膛轴线延伸的方向上看，所述连接螺栓设置成与曲轴轴承交叠。

根据本发明的第三个方面提供了一种如本发明的第一或第二方面所述的发动机紧固结构，其特征在于从曲轴延伸方向上看，所述连接轴套部分被设置成与汽缸的轴线交叠。

根据本发明的第四个方面提供了一种如本发明的第一至第三方面任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于平衡轴设置在曲轴附近与所述曲轴平行，以及所述平衡轴由铁合金轴承部件支承。

根据本发明的第五个方面，提供了一种如本发明的第一至第四方面任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于曲轴箱为左右分离的类型，即所述曲轴箱在所述曲轴延伸方向上分成左右箱体部分，以及所述轴承部件嵌入左右箱体部分的侧壁内以支承曲轴的左右轴颈部分。

根据本发明的第六个方面提供了一种如本发明的第五方面所述的发动机紧固结构，其特征在于所述平衡轴还用作将左右曲轴箱部分连接在一起的连接螺栓，以及与轴承部件外表面邻接的所述法兰部分形成于所述平衡轴的一端，而在平衡轴的另一端上形成螺母部件将拧入其中的螺纹部分。

根据本发明的第七个方面提供了一种如本发明的第一至第六方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于所述连接轴套部分的汽缸体侧端面向内嵌入，不暴露于曲轴箱的汽缸体侧配合面。

                               附图说明

图1为根据本发明的一个实施例的发动机的右视图。

图2为显示发动机的一种研发设计的平视剖面图。

图3为显示发动机气门传动装置的左视图。

图4为气门传动装置的后视剖面图。

图5为显示发动机平衡轴的研发设计的平视剖面图。

图6为发动机汽缸头的仰视图。

图7为发动机汽缸体的仰视图。

图8为显示发动机的汽缸头与汽缸体连接部位的剖面侧视图。

图9为显示发动机的汽缸体与曲轴箱连接部位的剖面侧视图。

图10为显示发动机的汽缸体与曲轴箱连接部位的另一剖面侧视图。

图11为显示发动机的平衡单元的左视图。

图12为平衡单元的固定杆的附接部位的放大剖面图。

图13为平衡单元的转动杆的组成元件的侧视图。

图14为显示平衡单元的平衡器驱动齿轮的缓冲结构的侧视图。

图15为平衡单元的右视图。

图16为发动机的轴承座的右视剖面图。

图17为轴承座的左视剖面图。

图18为显示发动机的润滑系统结构的示意图。

图19为显示润滑系统的结构图。

图20为润滑系统的润滑油泵周围区域的侧视剖面图。

图21为润滑系统的左视剖面图。

                              具体实施方式

下面将结合附图说明本发明的一个实施例。

图1到21描述了本发明的一个实施例。在附图中，参考数字1表示一个水冷，4冲程，单缸，5气门发动机，一般来说，发动机有这样的结构，汽缸体3，汽缸头4和汽缸头盖5叠在曲轴箱2上并且紧固到曲轴箱2，可滑动地设置在汽缸体3的汽缸缸膛3a里的活塞6通过连杆7与曲轴8连接。

通过将四个箱体螺栓30a穿过下法兰部分(箱侧法兰部分)3b进入曲轴箱2在汽缸侧配合面2c拧紧，从而使汽缸体3和曲轴箱2被牢固地连接在一起。更具体而言，箱体螺栓30a被拧进分别通过嵌入铸造嵌入铝合金曲轴箱2的左右壁部分的铁合金轴承座(轴承部件)12，12’(后面将会说明)的螺栓连接部分(连接轴套部分)12c。请注意，参考数字31a表示定位曲轴箱2和汽缸体3的定位销。

此外，汽缸体3和汽缸头4用两个短头螺栓30b和四个长头螺栓30c连接在一起。短头螺栓30b被拧入汽缸头4中吸气口4c下面的部分和排气口下面的部分，向下延伸穿过汽缸体3的上法兰部分3f并从中向下伸出。然后，在短头螺栓30b向下伸出的部分拧上端盖螺母32a，从而使上法兰部分3f以及汽缸体3紧固在汽缸头4的汽缸侧配合面4a上。

另外，长头螺栓30c被拧入汽缸体3的下法兰部分3b，从汽缸体3的上法兰部分3f向上延伸穿过汽缸头4的法兰部分4b并从中向上伸出。然后在长头螺栓30c向上伸出的部分拧上端盖螺母32b，从而使下法兰部分3b以及汽缸体3紧固在汽缸头4的汽缸侧配合面4a上。

这样，在汽缸体3和汽缸头4的连接中，因为不仅用短头螺栓30b和端盖螺母32将汽缸体3的上法兰部分3f紧固在汽缸头4上，还将长头螺栓30c拧入牢固地紧固连接在曲轴箱2的配合面2e上的下法兰部分3b，从而用长头螺栓30c和端盖螺母32b紧固汽缸体3以便将其固定在汽缸头4的法兰部分4b上，燃烧压力产生的拉伸负载由汽缸体3和四个长头螺栓30c承受，这样施加在汽缸体3上的负载可以相应地减小或减少这样的程度，使汽缸体3和长头螺栓30c能承受这样的负载。由此，产生的应力，特别是在汽缸体3的轴向中部产生的应力可以减小，从而即使如果减小汽缸体3的厚度也能够保证必要的耐久性。

附带地，如果只有汽缸体3的上法兰部分3f连接到汽缸头4，在汽缸体3的轴向中部会产生非常大的拉伸应力；在极端情况下，在上述部位会出现裂缝。然而在本实施例中，因为存在长头螺栓30c，就可以避免在汽缸体中部产生非常大的应力，从而可以防止产生裂缝。

另外，在将长头螺栓30c拧入下法兰部分3b时，由于长头螺栓分别设置于曲轴箱紧固箱体螺栓30a附近，燃烧压力产生的负载可以从汽缸头4经由长头螺栓30c和汽缸体安全可靠地传递到曲轴箱2上，从而能提高承受这类负载的耐久性。

这里，如图5，16所示，右侧轴承座12’有轴套部分12b，曲轴8的右侧轴承11a’被插入其中以便通过压配合安装在轴承孔12a里，因而其包围曲轴8的轴颈部分的外圆周。然后，从曲轴8延伸的方向看过去，螺栓连接部分12c，12c从将曲轴8保持在其间的前部和后部向上延伸到曲轴箱2的汽缸侧配合面2e附近。

此外，如图5，17所示，在左侧轴承座12，从曲轴8延伸的方向看过去，螺栓连接部分12c，12c从将曲轴8保持在其间的前部和后部延伸到曲轴箱2的汽缸侧配合面2e附近。另外，轴环孔12e形成在轴承部分12b里，向其中压配合一个外径大于平衡器驱动齿轮25a的铁轴承环12d，所述平衡器驱动齿轮25a将在后面说明。左侧曲轴轴承11a经插入而装配于轴承环12d的轴承孔12a里。

箱体螺栓30a被拧入螺栓连接部分12c里，从汽缸缸膛轴向方向A看，箱体螺栓30a，30a分别与曲轴轴承11a，11a’交叠，这样燃烧压力产生的负载就经由连接螺栓部分12c从轴承11a，11a’传递到汽缸体侧。

需要注意的是，在本实施例中可以以这样的方式在左右螺栓连接部分12c之外设置或单独设置螺栓连接部分，使其在曲轴延伸方向看与汽缸缸膛的轴线A交叠。在采用这种结构的情况下，在垂直于曲轴的方向也不存在连接螺栓和轴承部分互相偏离，从而更有效地将负载传递到汽缸体侧。

这里设置轴承环12d是为了便于将曲轴8装配到曲轴箱2里，其中带有平衡驱动齿轮25a的齿轮单元25被压配合装到曲轴8上。

此外如图5所示，密封板25d设置于曲轴8的左轴部分8c上的齿轮单元25和轴承11a之间。密封板25d的内径侧的部分由齿轮单元25和轴承11a的内圈夹持，在其外径侧部分与轴承11a外圈之间有微小间隙以避免两者之间的干扰。另外，使轴承环12d的法兰部分12h的内圆周面与密封板25d的外圆周面形成滑动接触。

进一步地，密封管17i设置于曲轴8的右轴部分8c’的轴承11a’和盖板17g之间。密封管17i的内圆周面固定装配于右轴部分8c’上。此外，在密封管17i的外圆周面上形成具有迷宫结构的密封槽，使密封管17i外圆周面与在右箱体部分2b上形成的密封孔2p的内圆周面形成滑动接触。

这样，通过在曲轴8的左右轴部分8c，8c’上的轴承11a，11a’外侧插入密封板25d和密封管17i，防止了曲轴箱室2c里的压力泄漏，从而实现下面要提到的润滑油的高效向外输送。

此外，根据本实施例，由于朝汽缸体3侧延伸的螺栓连接部分(连接轴套部分)12c，12c整体形成于位于插入铸造于铝合金曲轴箱2内的每个铁合金曲轴支承轴承部件12，12’的横越气缸缸膛轴线A相对的侧面上，用于将汽缸体2连接到曲轴箱2上的箱体螺栓30a被分别拧入螺栓连接部分12c，燃烧压力产生的负载可以由前后两个横越汽缸缸膛轴线A相对的螺栓连接部分12c均匀地承受，汽缸体3与曲轴箱2之间的连接刚度能得到提高。

另外，由于轴承部分12b包围轴承11a，11a’以及曲轴8的轴颈部分8c，8c’，可以在大范围内保证轴承部分12b的强度。另外，诸如将半圆形轴承部分与半圆形端盖部件通过端盖螺栓连接在一起的结构引起的端盖螺栓造成限制轴承支承强度的问题可以被避免。

另外，因为用于将整体形成于汽缸体3上的箱侧法兰部分3b连接到连接轴套部分12c的连接螺栓30a以从汽缸缸膛轴线A方向上看与曲轴轴承11a，11a’交叠(参考图7)的方式设置，不存在连接螺栓30a和轴承部分12b在曲轴延伸方向上互相偏离的情况，因此就能有效地将燃烧压力产生的负载传递到汽缸缸体侧，从而能提高该方面的连接刚度。

另外，由于在曲轴8附近与之平行设置的平衡轴22，22’，至少在其一端由铁合金轴承部件12，12’支承，所以可以提高平衡轴22，22’的支承刚度。

另外，曲轴箱2为左右分离的类型，由左右箱体部分2a，2b组成，轴承部件12，12’分别嵌入左右箱体部分2a，2b的侧壁里以便于左右轴承部件12，12’支承曲轴颈部分8c，8c’；当轴承部件12的构造使轴颈部分的圆周被轴承部分12b包围时，可以便于曲轴的装配工作，进而能够提高装配工作的效率。

另外，在左轴承座12中，由于外径比平衡器驱动齿轮25a外径大的轴承轴环12附接到轴承11a的外圆周上，在将曲轴8装配到曲轴箱2里，通过压配合或类似方法在曲轴8上附接固定平衡器驱动齿轮25a(或者平衡驱动齿轮25a当然也能整体形成在曲轴8上)的时候，不会发生使平衡器驱动齿轮25a干扰轴承座12的轴套部分12b具有最小内径的部分的危险，因此可以毫无问题地进行曲轴8的装配。

另外，因为平衡轴22，22’还被用作将左右箱体部分2a，2b连接在一起的连接螺栓，与轴承部件12的外表面邻接的法兰部分22a形成于平衡轴22的一个端部，而在平衡轴22的另一端部形成螺纹部分使螺母部件12b能拧于其上，当平衡轴22被用作箱体连接螺栓时，使平衡轴22收紧具有高强度的轴承部件12的外表面，从而在用连接螺栓紧固曲轴箱时引起铝合金曲轴箱的变形的问题可以避免，以保证左右箱体部分连接的刚性。

另外，在将铁合金轴承座12，12’嵌入铝合金曲轴箱2的过程中，由于螺栓连接部分12c的上端面12f位置向里而不暴露于曲轴箱2的汽缸侧配合面2e，所以没有在曲轴箱2和汽缸体3之间的连接处以混合的形式存在具有不同硬度和材料的金属部件的风险，从而能避免密封性能的降低。也就是说，如果螺栓连接部分12c的上端面12f与形成于铝合金汽缸体3的下法兰3b上的箱侧配合面邻接，密封性能会由于热膨胀系数的差异而降低。

曲轴箱2为两部分结构的类型，曲轴箱2分成左右两个箱体部分2a，2b。左箱盖9可拆卸地附接在左箱体部分2a上，由左箱体部分2a和左箱盖9围成的空间形成飞轮磁性室9a。该飞轮磁性室9a容纳附接在曲轴8左端部的飞轮永磁发电机35。请注意飞轮磁性室9a通过下面要介绍的链室3d，4d与凸轮轴排列室连通，从而大部分润滑凸轮轴用过的润滑油经过链室3d，4d落入飞轮磁性室9a。

另外，右箱盖10可拆卸地附接在右箱部分2b上，由右箱部分2b和右箱盖10围成的空间构成离合器室10a。

分别在曲轴箱2的前后部分形成曲轴室2c和传动室2d。使曲轴室2c汽缸缸膛3a开口，但基本被限定成与传动室2d之类的其他室分离。基于此，随着活塞在垂直方向的往复运动会使传动室2d内的压力产生波动，这样就使传动室2d起到了泵的作用。

曲轴8设置成使左右臂部分8a，8b和其左右配重部分被容纳在曲轴室2c中。曲轴8为一个包括左曲轴部分和右曲轴部分的装配件，其中在所述左曲轴部分里集成了左臂部分8a、左配重部分8b和左轴部分8c，在所述右曲轴部分里集成了右臂部分8a、右配重部分8b和右轴部分8c’；左曲轴部分和右曲轴部分通过在其中压配合进一个管形曲轴销而连成一体。

左右轴部分(轴颈部分)8c，8c’通过曲轴轴承11a，11a’可旋转地支承于左右箱体部分2a，2b的侧壁上。如上所述，轴承11a，11a’被压配合进铁合金轴承座12，12’内的轴承孔12a，其中所述铁合金轴承座12，12’被插入铸造在铝合金的左右箱体部分2a，2b里。

传动装置13容纳和设置于传动室2d内。传动装置13具有恒定啮合的结构，主轴14和驱动轴15被设置和排列成与曲轴8平行，使附接在主轴14上的第一级速到第五级速齿轮1p到5p与附接在驱动轴15上的第一级速到第五级速齿轮1w到5w恒定啮合。

主轴14通过主轴轴承11b，11b可旋转地由左右箱体部分2a，2b支承；同时，驱动轴15通过驱动轴轴承11c，11c可旋转地由左右箱体部分2a，2b支承。

主轴14的右端部分穿过右侧箱体部分2b并突出向右侧，离合器机构16附接在突出部分上，且该离合器机构16位于离合器室10a内。然后，离合器机构16的一个大减速齿轮(输入齿轮)16a和一个固定附接在曲轴8的右端部分的小减速齿轮17啮合。

驱动轴15的左端部分从左箱体部分2a向外突出，并且在突出部分上附接一个驱动链轮18。该驱动链轮18与后轮上的从动链轮连接。

根据本实施例的平衡器单元19包括设置成横越曲轴8相对的且结构基本相同的前后平衡器20，20’。前后平衡器20，20’包括不转动的平衡轴22，22’和通过轴承23，23旋转支承于平衡轴上的配重24，24。

在此，使平衡轴22，22’同时起箱体螺栓(连接螺栓)作用，在曲轴延伸的方向上将左右箱体部分2a，2b连接在一起。通过使在旋转支承的配重24在发动机横向的内侧形成的法兰部分22a与整体形成于插入铸造于左右箱体部分2a，2b内的轴承座12，12’上的轴套部分12g外端面邻接，并且将固定螺母21a，21b拧入各自平衡轴的相对的端部，使各自的平衡轴22，22’也被用于将左右箱体部分连接在一起。

配重24包括一个半圆形配重主体24a和一个整体形成于配重主体上的圆形齿轮支承部分24b，一个环形的平衡器从动齿轮24c固定附接于齿轮支承部分24b上。请注意参考数字24b表示配重24上位置与配重主体24a相对的部分上制作的一个孔，以便于将所述部分的重量减到尽可能低的水平。

附接于后平衡器20’上的平衡器从动齿轮24c与相对于齿轮单元25转动附接的平衡器驱动齿轮25a啮合，所述齿轮单元25通过压配合牢固地附接在曲轴箱2的左轴部分8c上。

请注意参考数字25b表示整体形成于齿轮单元15上的定时链驱动链轮，并且包括一个如图11所示的用于气门定时的定时标记对准的对准或定时标记25c。齿轮单元25被压配合到曲轴8上，从而当曲轴8位于压缩冲程的顶部死点上时，使定时标记25c在曲轴延伸的方向上看去与汽缸缸膛轴线A对准。

此外，附接于前平衡器20的平衡器从动齿轮24c与相对于小减速齿轮17旋转支承的平衡器驱动齿轮17a啮合，所述小减速齿轮17固定附接于曲轴8的右轴部分8c’上。

在此，后平衡器驱动齿轮25a相对于齿轮单元25旋转支承，前平衡器驱动齿轮17b相对于小减速齿轮17旋转支承。由片簧制成的U形缓冲弹簧33分别设置于平衡器驱动齿轮25a，17a和齿轮单元25和小减速齿轮17之间，用以限制发动机内扭矩波动产生的冲击传递到平衡器20，20’。

在此，虽然将参照附图14详细说明用于驱动前平衡器20的平衡器驱动齿轮17a，对于用于驱动后平衡器的平衡器驱动齿轮25a的说明也是相同的。平衡器驱动齿轮17a被制成环状并由被形成为具有比小减速齿轮17小的直径的滑动面17b旋转地相对于小减速齿轮17的一侧支承。  然后，在滑动面17b上形成一定数量的U形弹簧保持槽17c，将其围绕曲轴中心呈放射状形式地装回该表面上，并在弹簧保持槽17c里的适当位置插入U形缓冲弹簧33。缓冲弹簧33的开放的侧端部33a，33a卡在形成于卡持凹部17d上的前后阶梯部分，该卡持凹部17d形成于平衡器驱动齿轮17a的内圆周表面上。

当小减速齿轮17与平衡器驱动齿轮17a由于扭矩波动而发生相对转动时，缓冲弹簧33在端部33a，33a之间的空隙变窄的方向上发生弹性变形以吸收所这样产生的扭矩波动。请注意参考数字17g表示用于将缓冲弹簧33保持在保持槽17c内的盖板，参考数字17h表示用于连接小减速齿轮1和曲轴8的键，参考数字17e，17f分别表示用于小减速齿轮17和平衡器驱动齿轮17a装配的对准标记。

在平衡器20，20’上设置调整平衡器从动齿轮24c，24c和平衡器驱动齿轮25a，17a之间的齿隙的机构。该调整机构被构造成使平衡器的平衡轴22，22’的轴线稍微偏离平衡器从动齿轮24c的转动中心。也就是说，当使平衡轴22，22’绕着平衡器轴线转动时，平衡器从动齿轮24c的转动中心线与平衡器驱动齿轮25a，17a的转动中心线之间的间隔稍微有变化，从而齿隙也发生变化。

在此，平衡轴22，22’的转动机构在前平衡器20和后平衡器20’之间有所不同。首先，在后平衡器20’中，在后平衡轴22’的左端部上形成六边形的锁定突起部分22b，而形成于旋转杆26一端上的花键形(多边星状)的锁定孔26a被锁定在锁定突起部分22b上。此外，在旋转杆26的另一端以绕平衡器轴线延伸的形式形成一弧形的螺栓孔26b。

穿过螺栓孔26b的固定螺栓27a被设置在导板28内。导板28通常制成弧形并且用螺栓紧固在曲轴箱2上。注意导板28还具有控制润滑油流动的功能。

后平衡器20’齿隙的调整通过转动旋转杆26实现，从而使得齿隙调整到一个合适的状态，具体通过松开固定螺母21a，随后用固定螺栓27和固定螺母27b固定旋转杆26，其后重新拧紧固定螺母21a实现。

具有椭圆形横截面的握持部分22f形成于前平衡轴22左端部上(参考图12)，该握持部分22f通过在圆形横截面的两侧形成平面部分22e而形成。具有与握持部分22f的外圆周形状匹配的内圆周形状的轴环29a附接于握持部分22f上，进一步地，夹持杆29的夹持部分29b以使其在轴向可以移动但不会相对转动的方式附按在轴环29a外面。夹持杆29的末端部分29e用螺栓29f固定在左箱体部分2a的轴套部分2f上。另外，在夹持杆29的夹持部分29b上形成收紧缝29c，这样就通过拧紧固定螺栓29d防止了轴环29的进而是平衡轴22的转动。更进一步，固定螺母21b通过垫片被稳固地拧到平衡轴22上轴环29的外侧。

通过松开或最好是拿开固定螺母21b，用工具夹紧平衡轴22的握持部分22f转动轴，使齿隙调整到合适的状态，然后拧紧固定螺栓29d，随后拧紧固顶螺母21b，从而实现前平衡器20齿隙的调节。

此外，通过将锁定突起部分22b的上部切削成弧形，从而在锁定突起部分22b的上部形成润滑油引入部分22c。使导孔22d向引入部分22c开口，且导孔延伸进入平衡轴22并从中穿过到平衡轴22的外圆周面下方，从而使润滑油引入部分22c与平衡器轴承23的内圆周面连通。这样进入润滑油引入部分22c的润滑油就提供到平衡器轴承23。

在此，虽然配重24和平衡器从动齿轮24c设置在前平衡器20内沿曲轴延伸方向的右端部分，在后平衡器20’内则设置于左端部分。此外，平衡器从动齿轮24c在前后平衡器20，20’中位置相对于配重24向右，因此配重24和平衡器从动齿轮24c在前后平衡器内具有相同的构型。

因此根据本实施例，由于平衡器20的配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在前平衡轴(主平衡轴)22的右手侧(一侧)，配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在后平衡轴(辅助平衡轴)22’的左手侧(另一侧)，可以避免设置两轴平衡器单元时会出现的在曲轴方向上重量平衡的减少。

另外，由于使前后平衡轴22，22’被兼用于将左右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓，当采用两轴平衡器单元时，在限制发动机的结构变得复杂且限制零件数量增加的情况下，可以提高曲轴箱的连接刚度

此外，由于平衡器配重主体24a和平衡器从动齿轮24c做成整体并分别由平衡轴22，22’可旋转地支承，只有由平衡器配重主体24a组成的配重和平衡器从动齿轮24c可以被驱动而转动，因此可以尝试有效地利用发动机的输出，而达到使平衡轴本身无需被驱动而旋转的程度。

此外，与将平衡器配重与平衡轴做成整体的发动机结构相比较，可以提高装配时的自由度。

另外，由于使平衡器从动齿轮24c的旋转中心线相对于平衡轴22，22’的轴线有所偏离，平衡器从动齿轮24c和曲轴8侧的平衡器驱动齿轮25a，27a之间的齿隙可以通过简单的结构或仅通过转动平衡轴的简单操作调整，进而可能防止产生噪音。

在前平衡轴22上，齿隙调整通过利用工具夹紧形成于平衡轴22左手侧的握持部分22f转动平衡轴22实现；在后平衡轴22’上，齿隙调整通过转动设置在平衡轴22’左手侧的转动杆26实现。这样，在前后平衡轴22，22’的任意一个上都可以从发动机左手侧调整齿隙，因而可以有效率地实现齿隙调整工作。

另外，由于曲轴8侧与平衡器从动齿轮24c啮合的平衡器驱动齿轮17a被构造成以相对固定于曲轴8上的小减速齿轮17的滑动面17b转动的方式设置，并且U形缓冲弹簧33被设置于将其从该滑动面17b往回排设而形成的弹簧保持槽17c内，发动机内由于扭矩波动而产生的冲击可以由紧凑的结构吸收，从而使平衡器单元顺利工作。请注意，对于平衡器驱动齿轮25a可作相同描述。

除此之外，冷却剂泵48同轴设置于前平衡轴22的右端部。冷却剂泵48的转轴通过奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)与平衡轴22连接，该连接方式可以吸收转轴与平衡轴22中心之间的轻微偏差，该奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)与后面要提到的润滑油泵52的连接器具有相似结构。

在本实施例的气门传动装置中，进气凸轮轴36和排气凸轮轴37设置于汽缸头盖5内，被构造成用曲轴8驱动而旋转。更具体而言，压配合在曲轴8的左轴部分8c上因此而附接在其上的齿轮单元25的曲轴链轮25b，与由位于汽缸头4内的支承轴39可旋转地支承的中间链轮38a通过定时链40连接；整体形成于中间链轮38a上且其直径比中间链轮38a小的中间齿轮38与固定在进气和排气凸轮轴36，37上的进气和排气齿轮41，42啮合。注意定时链40设置成穿过汽缸体3和汽缸头4左壁上形成的链室3d，4d。

中间链轮38a和中间齿轮38b由支承轴39通过两副滚针轴承44可旋转地支承，该支承轴39沿汽缸缸膛轴线A在曲轴延伸方向穿过汽缸头4上的链室4d。支承轴39于其法兰部分39a通过两个螺栓39b固定于汽缸头4上。附图标记39c，39d分别表示密封垫圈。

在此，采用市场上可以买到的(标准)轴承作为所述两副滚针轴承44，44。在各自的轴承44，44之间设置间隙调整轴环44a，并在轴承端部设置止推垫圈44b，44b接收轴向负荷。止推垫圈44b制成阶梯状，其具有与中间链轮的端面滑动接触的大直径部分和朝滚针轴承44轴向突出的阶梯部分。

这样，因为间隙调整轴环44a设置于两副轴承44，44之间，通过调整轴环44a的长度可以采用市场上可以买到的标准轴承作为滚针轴承，从而能降低成本。

另外，由于采用具有阶梯结构的垫圈作为止推垫圈44b，可以改进中间链轮38a的装配工作。也就是说，在装配中间链轮38a时，当在中间链轮38a和中间齿轮38b设置于链室4d内且止推垫圈以不从中间链轮38a和中间齿轮38b掉落的方式位于中间链轮38a和中间齿轮38b的端部的状态时从外面插入支承轴39时，可以通过使止推垫圈44b的台阶部分锁定在中间链轮38a的轴孔里防止止推垫圈44b掉落，从而提高装配性能。

另外，油孔39e形成于支承轴39上，用于将从凸轮室经由汽缸头4上形成的油引入孔4e引入的润滑油提供到滚针轴承44。

此外，四个重量减轻孔38c和适合于在装配时使用并使其兼作为重量减轻孔的两个检查孔38c呈60度间隔分布而形成。然后，对准或定时标记38d印在基本位于中间齿轮38b的检查孔38c’正中心的齿上，定时标记41a，42a也印在与定时标记38d相应的进气和排气凸轮轴齿轮41，42的两个齿上。在此，当对齐左右定时标记38d，38d和定时标记41a，42a时，进气和排气凸轮轴齿轮41，42分别位于相应于压缩冲程的顶部死点的适当位置上。

进一步地，当定时标记38d与41a，42a对准时，定时标记38e，38e也形成在中间链轮38a的位于汽缸头4的盖侧配合面4f上的部分上。

为了对齐气门定时装置，首先通过对准定时标记25c(参考图11)和汽缸缸膛轴线A，使曲轴8保持在压缩冲程的顶部死点上。另外，定位通过支承轴39附接在汽缸头4上的中间链轮38a和中间齿轮38b，使中间链轮38a的定时标记38e对准盖侧配合面4f；在该状态下，曲轴链轮25b和中间链轮38a通过定时链40连接。当通过检查孔38c’确认定时标记41a，42a与中间齿轮38b上的定时标记38d对齐时，进气和排气凸轮轴36，37上的进气和排气凸轮轴齿轮41，42与中间齿轮38b啮合，且进气和排气凸轮轴36，37通过凸轮托架固定在汽缸头4的上表面上。

从而，由于在中间链轮38a上设置使其兼作为重量减轻孔以减轻大直径中间链轮38a重量的检查孔38c’，可以通过检查孔38c’确认装到中间链轮38a的背面上的小直径中间齿轮38b上的定时标记38d与凸轮轴齿轮41，42上的定时标记41a，42a对齐；当将小直径中间齿轮38b放到大直径中间链轮38a的背面上时，中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间的啮合可以简便且可靠的方式经观察确认，从而能毫无问题地对准气门定时装置。

此外，因为中间齿轮38b可以设置在中间链轮38a的背面侧，从与中间齿轮38b啮合的凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖36a的尺寸可以做得较短，同时凸轮轴的扭转角度可以做得小到使该尺寸能那样小的程度，从而能使凸轮轴周围区域更紧凑。

也就是说，例如在中间齿轮38b设置在中间链轮38a前侧位置上的情况下，虽然气门定时装置能容易对准，但凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖之间的尺寸变长，凸轮轴的扭转角度变大到该尺寸扩大的程度，从而降低了气门开闭定时控制的精度。

另外，在中间齿轮38b设置在中间链轮38a前侧位置上的情况下，中间链轮支承轴39与凸轮轴36，37之间的间隙需要扩大以避免中间链轮38a和凸轮轴36，37之间的干扰，这会导致凸轮轴周围区域扩大的情况。

在此，在中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间设置了齿隙调整机构。该调整机构具有以下结构，吸气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42由两个齿轮组成，如驱动齿轮(动力传递齿轮)46和变速齿轮(调整齿轮)45，还可以调整驱动齿轮46与变速齿轮45间的角度位置。

亦即调速齿轮45和驱动齿轮46分别固定在形成于凸轮轴36，37末端部分的法兰部分36b，37b上，其角度位置可以通过四个圆周长延长孔45a，46a和四个长螺栓68a调整。在朝外设置的驱动齿轮46上经切削形成间隔部分46b，只有调速齿轮45的以这样的方式固定，使其角度位置可以通过利用间隔部分46由两个延长孔45b和两个短螺栓68b来调节。

齿隙调整按以下步骤进行。注意在根据本实施例的发动机中，如果从发动机左手侧看，中间齿轮38b如图3所示的那样逆时针方向旋转。因此，吸气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42都顺时针方向旋转。另外，在此，虽然将根据吸气凸轮轴齿轮41说明齿隙的调整，对于排气齿轮42所作的说明也是相同的。

首先，松开吸气凸轮轴齿轮41的所有固定螺栓68a，68b，顺时针方向转动调速齿轮45，致使调速齿轮45轮齿在顺时针方向上的前侧齿面与中间齿轮38b轮齿在逆时针方向上的后侧齿面轻微邻接。在此状态下，用两个短螺栓68b将调速齿轮45固定在凸轮轴36的法兰部分36b上。然后，以这样的方式逆时针旋转驱动齿轮46，以使驱动齿轮46轮齿在逆时针方向上的前侧齿面(从动面)与中间齿轮38b在逆时针方向上的前侧齿面(驱动面)邻接，从而得到需要的齿隙；并且在此状态下，拧紧四个长螺栓68a，从而将驱动齿轮46和调速齿轮45固定在吸气凸轮轴36上。

这样，由于吸气和排气凸轮轴齿轮41，42分别由驱动齿轮(动力传递齿轮)46和适合于相对驱动齿轮转动的调速齿轮(调整齿轮)45组成，可以通过相对驱动齿轮46在旋转方向上前后转动调速齿轮45来调整齿隙。

要注意的是，虽然在本实施例中组成凸轮轴齿轮41，42的驱动齿轮46和调速齿轮45都被叙述为能相对凸轮轴转动，但也可以使驱动齿轮46和调速齿轮45中的一个相对转动而另一个集成到凸轮轴上。在上述情况下，最好是由集成到凸轮轴上齿轮作为动力传递齿轮。即使按照这种方式构造，也能得到与本实施例中相类似的功能和有益效果。

另外，虽然在本实施例中，本发明被叙述为应用到采用了链驱动方法的结构中，本发明当然还能够应用到采用齿形带的驱动方法中。

接下来将要介绍一种润滑结构。根据实施例，发动机的润滑系统50的构造使存储在独立润滑油箱51中的润滑油能用润滑油泵52通过车体框架上的下管56c抽取和加压，从润滑油泵52排放出的润滑油分入三个系统，即凸轮润滑系统53，传动润滑系统54和曲轴润滑系统55，以便向各个系统中需要润滑的部分提供润滑油；随着活塞6的垂直往复运动，利用曲轴室2c内的压力波动使用于润滑需要润滑的各个部件的润滑油重新回到润滑油箱51。

润滑油箱51整体形成在由头管56a，主管56b，下管56c和车体框架56的加固支架56d围成的空间内。润滑油箱51通过下管56c与连接下管56c下部的丁字管56e连通。

然后，丁字管56e通过与之连通的出口管56f，运油软管57a，接头管57b和形成在曲轴箱盖10上的抽取通道58a与润滑油泵52的抽取口连通。润滑油泵52的排油口通过排油通道58b，外部连接室58c和润滑油通道与滤油器59连接，并被在过滤器59的二次侧分成三个润滑系统53，54，55。

滤油器59被这样构造：滤油元件59e设置在滤油器室59d内，通过把盖体47的一部分可拆卸地附接到在右箱盖10内设置的滤油器凹部10b来限定该滤油器室59d，附接时将其部分从其余部分再装回。

凸轮润滑系统53的结构通常这样构造：T形润滑油管的垂直构件53a的下端与在滤油器凹部10b外侧处形成的油通道的凸轮侧出口59a连接，而润滑油管的水平构件53b的左右两端与凸轮轴供油通道53c连接，以使润滑油通过供油通道53c被供给到需要润滑的诸如凸轮轴36，37的轴承的部分中。

传动润滑系统54具有如下结构。形成在右箱体部分2b内的右传动供油通道54a与滤油器59的传动侧出口59b连接，该供油通道54a通过形成在左箱体部分2a内的左传动供油通道54b与沿轴心形成在主轴14内的主轴孔14a的内部连通。然后，该主轴孔14a通过多个分支孔14b与主轴14和变速齿轮之间的滑动部分连通，因此供给到主轴孔14a的润滑油流过分支孔14b供给到滑动部分。

此外，左传动供油通道54b的中间部分与用于把左、右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓60穿过的螺栓孔60a连通。该螺栓孔60a被这样形成：形成一个内径比管状轴套部分60c，60c内的箱体螺栓60的外径稍大的孔，该管状轴套部分60c，60c被形成为在左、右箱体部分2a，2b之间的配合面上彼此相面对和邻接。轴套部分60c位于主轴14上的齿轮系列与驱动轴15上的齿轮系列相啮合部分的附近，并且形成有多个分支孔60b，螺栓孔60a内的润滑油从该多个分支孔60b喷向该齿轮系列啮合部分。请注意图19中所示的通向左、右箱体部分内的螺栓60是相同的螺栓。

进一步，螺栓孔60a的右端部分经连通孔54c与沿其轴心形成在驱动轴15内的驱动轴孔15a连通。接着，该驱动轴孔15a被左手侧部分的隔离壁15c封闭，并经多个分支孔15b与驱动轴15和驱动齿轮之间的滑动部分连通。因此，供给到驱动轴孔15a的润滑油流过分支孔15b供给到滑动部分。

曲轴润滑系统55具有如下结构。曲轴供油通道55a以从曲轴侧出口59c伸向润滑油泵52的方式形成在滤油器盖47内，使供油通道55连通沿润滑油泵52的转轴62轴心形成于转轴62内从其穿过的连通孔62a。进一步地，连通孔62a经连接管64与沿曲轴8轴心从其穿过的、形成在曲轴8内的曲轴供油孔8e连通。然后，该曲轴供油孔8e经分支孔8f与曲轴销65内的销孔65a内部连通，使该销孔65a经分支孔65b向在连杆7的大端部分7a处的滚针轴承7b的转动面形成开口。因此，经滤油器59过滤的润滑油被供给到滚针轴承7b的转动面。

润滑油泵52具有如下结构。在由左右箱体61a，61b组成的两件式箱体的右箱体61b内设置泵室61c，设置时将箱体的相关部分从其余部分再装回，且转子63可旋转地设置在泵室61内。沿转子63的轴心将转轴62以从中穿过并设置在其中的适当位置的方式插入转子63，转轴62和转子63用销63a固定在一起。请注意油抽取通道58a和排油通道58b分别连接到左箱体61a的泵室的上游侧和泵室的下游侧。另外，参考数字66表示溢流阀，用于将润滑油泵52的排油压力保持在不超过预设值的水平，当排油侧的压力到达或超过预设值时，该溢流阀适合于将润滑油泵52排油侧的压力释放到油吸取通道58a侧。

转轴62为管状轴，其如附图所示的那样沿轴向穿过泵箱体61并在其右端部向曲轴供油通道55a开口。此外，动力传递法兰部分62b如附图所示整体形成于转轴62的左端部。该法兰部分62b面向曲轴8的右端面，并用奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)67以吸收两轴轴心的轻微偏差的方式把该法兰部分62b和曲轴8彼此连接在一起。

奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)67这样构造，连接板67a设置于曲轴8和法兰部分62b之间，置于曲轴8端面上的销67b和置于法兰部分62b上的销67c被插入连接板67a内的连接孔67d。

另外，连接管64连接曲轴的右端开口和转轴62的左端开口，通过曲轴开口的内圆周和转轴开口的内圆周与连接管64的外圆周之间的油封来实现密封。

在这里，如上所述，曲轴室2c被限定成和其他的传动室2d，飞轮磁性室9a和离合器室10a分离，因此构造了一个回油机构，在该回油机构中，曲轴室2c内的压力随活塞6的往复运动产生正、负波动，所以由于压力的波动而使各自室内的润滑油回到润滑油箱51。

为了详尽叙述这一点，于曲轴室2c内形成排油口2g和吸入或抽取口2h。适合于当曲轴室内的压力是正值时打开的排油口簧片阀69设在排油口2g，适合于当曲轴室内的压力是负值时打开的抽取口簧片阀70设在抽取口2h。

接着，排油口2g从曲轴室2c经连通孔2i与离合器室10a连通，然后从离合器室10a经连通孔2j与传动室2d连通。进一步，传动室2d经连通孔2k与飞轮磁性室9a连通。形成为与飞轮磁性室9a连通的回油口2m经回油软管57c、滤油器57d和回油软管57e与润滑油箱51连通。

这里，在回油口2m处设置导板2n。通过改进回油口2m以便在底板2p和导板2n本身之间设置一个狭窄的缝隙a并确保一个宽大的宽度b，该导板2n具有保证排出润滑油的功能。

此外，油分离机构利用离心力分离油箱内包含在空气中的油雾，以便把如此分离的油雾返回到曲轴室2c。该油分离机构具有这样的构造：一端与润滑油箱51的上部连接的引进管72a在另一端与锥形分离室71的上部切线连接；与分离室71的底部连接的回油软管72b与曲轴室2c的抽取口2h连接。请注意油雾从其分离出的空气经排气孔72c被排到大气中。

因此，根据本实施例，由于使曲轴室2c为一基本封闭的空间，所以其内的压力随活塞6垂直往复运动而波动，因此利用曲轴室2c内的压力波动使流入曲轴室2c的润滑油被送回到润滑油箱51，可不必设置专用的油输送泵(清油泵)，从而能简化发动机的结构，进而可降低成本。

此外，由于适合于在曲轴室内压力升高时打开、而在压力降低时关闭的排油口簧片阀69(出口侧单向阀)设置在输油通道与曲轴室2c的连接处附近，曲轴室2c内的润滑油可以更可靠的方式被送回润滑油箱51。

另外，由于润滑油箱51内油位上方的部分通过回油软管72a，72b与曲轴室2连接，而适合于在曲轴室2c内压力降低时打开、在压力升高时关闭的排油口簧片阀(抽取侧单向阀)70设置在回油软管与曲轴室2c连接处附近，当活塞6向上运动时将所需空气吸入曲轴室2c，因此曲轴2c的内部压力随着活塞6的下降而升高，从而使曲轴室2c内的润滑油能以更可靠的方式送出。

要附带说明的是，在没有连通外界与曲轴室2c内部的空气供应通路的情况下，在曲轴室内只形成负压或小正压，这导致出现油无法正常送出的情况。

进一步地，由于用于分离油雾的离心润滑油雾分离机构71设置于沿回油通道72a，72b长度方向上的中间位置，所以如此分离的润滑油雾经由回油软管72b返回曲轴室2c，但油雾从中除去的空气被排放到大气中，只有润滑油雾能够返回曲轴室，因此能避免在过量的空气流入曲轴室内时可能出现的输油效率降低的情况，进而能在防止大气污染的同时以一种可靠的方式将曲轴室中的润滑油送出。

另外，由于润滑油泵52被设置成与曲轴8的一端连接，使润滑油泵52的排油口经润滑油泵52内形成的连通孔62a(泵进油供应通道)和连接管64与曲轴8内形成的曲轴供油孔8e(曲轴进油供应通道)连通，所以可利用简单而紧凑的结构将润滑油供应到曲轴8上需要润滑的部分。

此外，由于曲轴轴8和润滑油泵52通过能够吸收与轴正交的方向上的轴的偏差的奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)67连接在一起，并且使连通孔62a和曲轴供油孔8e经由带有O型环64a的连接管64彼此连通，该具有弹性的O型环64a设置在连接管64和连通孔62a，曲轴供油孔8e之间，即使如果曲轴8和泵轴62的中心彼此有轻微偏差，润滑油也可供给到需要润滑的部分不会有任何问题，因此可确保所需的润滑特性。

而且，由于管状轴套部分60c形成于组成传动装置的主轴14和驱动轴15附近，将曲轴箱连接箱体螺栓60插入轴套部分60c上的螺栓孔60a，以使螺栓孔60a的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面之间的空隙形成润滑油通道，所形成的分支孔(润滑油供油孔)60b直达轴套部分60c处的变速齿轮，能在不必设置专用的润滑油供油通道的同时将润滑油提供到变速齿轮的啮合面上。

另外，由于使由螺栓孔60c的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面限定的润滑油通道的另一端与形成在位于孔出口侧对面的驱动轴15内的驱动轴孔(润滑油通道)15a的开口连通，润滑油可以输送到驱动轴15上与变速齿轮滑动接触的部分，而不必提供专用的润滑油提供通道。

                           工业上的可应用性

根据本发明的第一个方面，由于使插入铸造于铝合金曲轴箱内的铁合金轴承部分为由包围曲轴轴颈部分圆周的轴承部分和朝汽缸体方向延伸的连接轴套部分而组成的整体部件，因此汽缸体连接螺栓分别拧入连接轴套部分，可以提高汽缸体与曲轴箱之间的连接刚度，燃烧压力产生的负载可经由在横穿汽缸轴线相对的位置上的前后两个连接轴套部分均匀传递到汽缸体侧。

此外，由于轴承部分包围曲轴轴颈的圆周，可以在很大程度上保证轴承部分的强度，而且能避免例如在半圆形轴承部分和半圆形端盖部件用端盖螺栓连接在一起的结构中见到的端盖螺栓造成轴承支承强度方面的局限的问题。

根据本发明的第二个方面，由于用于将整体形成于汽缸体上的箱侧法兰部分连接到连接轴套部分上的连接螺栓被设置成从汽缸缸膛轴线方向上看时与曲轴轴承交叠，因此不会出现使连接螺栓和轴承部分在曲轴延伸方向上互相偏离的危险，从而能够更高效地将由燃烧压力产生的负载传递到汽缸体侧。

根据本发明的第三个方面，由于设置了从曲轴延伸方向上看设置成与汽缸轴线交叠的轴套部分，所以不会产生使连接螺栓与轴承部分在垂直于曲轴的方向上相互偏离的危险，从而能够更高效地将负载传递到汽缸体侧。

根据本发明的第四个方面，由于平衡轴设置在曲轴附近且与之平行，且平衡轴由铁合金轴承部件支承，所以可以提高平衡轴的支承刚度。

根据本发明的第五个方面，因为曲轴箱为由左右箱体部分组成的左右分离类型，并且轴承部件嵌入左右箱体部分的侧壁内，因此曲轴轴颈部分由左右轴承部件可转动地支承，所以在使轴承部件构造成具有包围轴颈圆周的轴承部分的情况下，能够方便曲轴的装配工作进而提高装配性能。

根据本发明的第六个方面，由于使平衡轴还兼用作将左右曲轴箱部分连接在一起的连接螺栓，在平衡轴的一个端部上形成与轴承部件外表面邻接的法兰部分，而要拧入螺母部件于其上的螺纹部分形成于平衡轴的另一端，从而使平衡轴还能兼用作箱体连接螺栓，轴承部件存在且具有高强度的部分被收紧，并能避免在用连接螺栓紧固铝合金曲轴箱时出现曲轴箱变形的问题，从而能保证左右箱体部分之间需要的连接刚度。

根据本发明的第七个方面，因为连接轴套部分的汽缸体侧端面朝里嵌入而不露向曲轴箱的汽缸体侧配合面，可以避免密封能力的降低，这种密封能力的降低是例如不同类型的金属暴露在曲轴箱与汽缸体的连接处时由于在曲轴箱与汽缸体的连接处产生的热膨胀系数的差异引起的。

Claims (7)

1.一种发动机紧固结构，利用连接螺栓将汽缸体或汽缸头经由汽缸体与曲轴箱连接，其特征在于，曲轴箱以这样的形式构造，使得用于支承曲轴轴承的铁合金轴承部件插入铸造入铝合金内，轴承部件包括包围曲轴轴颈圆周的轴承部分和以这样的方式整体形成的连接轴套部分，使得该连接轴套部分在曲轴延伸方向上看从轴承部分的位于横过汽缸轴线相对的侧面朝汽缸体侧延伸，以及所述连接螺栓分别拧入所述连接轴套部分。

2.如权利要求1所述的发动机紧固结构，其特征在于，整体形成于汽缸体上的箱体侧法兰部分与曲轴箱通过所述连接螺栓连接，从汽缸缸膛轴线延伸的方向上看，所述连接螺栓设置成与曲轴轴承交叠。

3.如权利要求1所述的发动机紧固结构，其特征在于，设置有连接轴套部分，从曲轴延伸的方向上看，所述连接轴套部分设置成与汽缸轴线交叠。

4.如权利要求1至3中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于，平衡轴设置在曲轴附近与所述曲轴平行，以及所述平衡轴由铁合金轴承部件支承。

5.如权利要求1至4中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于，曲轴箱为左右分离的类型，即所述曲轴箱在所述曲轴延伸的方向上分成左右箱体部分，以及所述轴承部件嵌入每个左右箱体部分的侧壁内以支承曲轴的左右轴颈部分。

6.如权利要求5所述的发动机紧固结构，其特征在于，所述平衡轴还用作将左右曲轴箱部分连接在一起的连接螺栓，以及与轴承部件外表面邻接的法兰部分形成于所述平衡轴的一个端部，而在平衡轴的另一端部上形成螺母部件要被拧入其上的螺纹部分。

7.如权利要求1至6中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于，所述连接轴套部分的汽缸体侧端面向内嵌入，不暴露于曲轴箱的汽缸体侧配合面。

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