JP2006514725A - 反対方向に回転するクランクシャフトを有するピストンエンジン - Google Patents
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Abstract
本発明は、多気筒シリンダ往復動ピストンエンジンに関する。本発明による往復動ピストンエンジン(30)は、2つのクランクシャフト(44,46)を有し、これらのクランクシャフト(44,46)は、互いに対して端部と端部とが向い合うように、且つ、それらの動力出力端が互いに隣接するように配置されている。2つのクランクシャフト(44,46)の動力出力端は、それらが等速度で反対方向に回転するように互いに機械的に連結される。反対方向に運動するピストン(48,50,56,58)の組合せにより、エンジンの振動を軽減する。クランクシャフト(44,46)は、同軸であってもよいし、互いに半径方向にオフセットされていてもよい。エンジンからの動力は、クランクシャフト(44,46)の隣接した動力出力端から供給される。
Description
本発明は、往復動ピストンエンジンに関し、更に詳細には、互いに反対方向に回転する1対のクランクシャフトを有する内燃エンジンに関する。
自動車、オートバイ及びそれよりも小さい適用例に使用するのに十分に小さい在来の多気筒高速内燃エンジンは、典型的には、すべてのピストンに連結ロッドを介して連結された単一のクランクシャフトを使用する。クランクシャフトの一端は、エンジンからの動力をクラッチ又はトルクコンバータを介して伝達するように連結される。かかるクランクシャフトは、ピストン及び連結ロッドのバランスをとる釣合い錘を含み、且つ、エンジンによって発生したトルクに耐えるのに十分な捩り強さを有していなければならない。クランクシャフトの回転質量は、特に高速度において、かかるエンジンが使用される車、特にオートバイのハンドリング性能に著しい影響を与えるジャイロ力を引き起こす。かかるエンジンにおいては、いかなるアンバランスも、著しい振動をもたらすことがある。従って、エンジンのクランクケース及びシリンダブロック構造は、運転中にエンジンによって発生する振動並びにトルク及び動力を吸収するのに十分に頑丈でなければならない。
クランクシャフトのジャイロ効果を最小にするために、互いに反対方向に回転する1対のクランクシャフトをエンジン内で並列させて設けることが、過去に知られており、この場合、各クランクシャフトは、例えば 、ハマートン(Hammerton)の米国特許第5,435,232号及びウイットナー(Wittner)の米国特許第5,682,844号及び同第5,873,333号に示すような少なくとも1本の連結ロッドによって各ピストンに連結される。ウイットナーは、発明者がクレームするエンジンのクランクシャフトが互いに近接して位置しているので、かかるエンジンは比較的狭くなり、オートバイに望ましいということを開示する。しかしながら、かかるエンジンは、複雑でコスト高な構造のものである。
望まれているものは、従来知られているエンジンに見られる望ましくないジャイロ効果及び振動の問題なしに、高速度で安全に操作することができ、しかも、過度に複雑でないエンジンである。
本発明は、互いに反対方向に回転する1対のクランクシャフトの端部と端部とがほぼ直線的に整列するエンジンを提供することによって、以前から知られているエンジンの前述の欠点に対する解決法を提供する。
本発明のエンジンの1つの好ましい実施形態では、複数のシリンダが互いにほぼ直線的に配列され、各シリンダ内にそれぞれ、ピストンが往復動可能に配置され、各ピストンが、互いに反対方向に回転するクランクシャフトのいずれかに連結される。
本発明の好ましい実施形態では、クランクシャフトは、互いに同軸に配置される。
本発明の他の好ましい実施形態では、ギヤが、クランクシャフトの隣接した端部に取付けられ、且つ、互いに噛合い、クランクシャフトの互いに反対方向の回転を得る。
本発明の前述した、及び、その他の目的、特徴及び利点は、添付図面と関連してなされる以下の本発明の詳細な説明を考慮することにより、容易に理解されよう。
今、この開示の一部を構成する図面を参照すれば、図1では、オートバイ10が、前輪14によって支持されたフレーム12を含み、前輪14は、フロントフォーク16に取付けられ、フロントフォーク16は、フレーム12の前部に操舵可能に取付けられ且つハンドルバー18によって制御される。フレーム12は、運転者座席20を支持している。駆動後輪22が、揺動アーム24に取付けられ、チェーン26によって駆動され、チェーン26には、概略的に破線で示すエンジンと変速機の組合せ28によって動力が供給される。チェーン26の代わりに、シャフト駆動、ベルト駆動又はその他の最終駆動機構があってもよいことを理解すべきである。
次に図2を参照すれば、エンジン30を非常に単純化した形態で示し、シリンダブロック31及びシリンダヘッド33の輪郭を破線で表し、エンジンバルブを省略し、その他のエンジンの運動部品をより明確に表している。
エンジン出力シャフト35に連結されたクラッチ32及び変速機34が、エンジン30と関連している。図示のエンジンと変速機の組合せ28では、エンジン出力シャフト35は、管状であり、即ち、クラッチ32への動力入力体として駆動可能に連結されたトルクチューブであり、トルクチューブ内に位置する別のシャフトが、動力をクラッチから変速機34に伝達する。
スタータ及び適当な駆動ギヤ装置が、ハウジング38内に設けられるのがよい。チェーン26のための最終駆動スプロケット42が、変速機34によって駆動される。
非常に重要なことは、エンジン30が、互いに長手方向に整列し且つ反対方向に回転する2つのクランクシャフトを含むことである。即ち、クランクシャフトは、互いに並列して配置されるのではなく、概略的には、端部と端部とを直線的に整列させるように配置され、後クランクシャフト44及び前クランクシャフト46は、適当なベアリング(図示せず)に支持され、互いに対して反対方向に回転する。図2及び図3に示すように、後クランクシャフト44及び前クランクシャフト46は、単一の回転軸線47に沿って互いに同軸に整列している。かくして、クランクシャフト44、46の駆動、即ち、動力出力端は、互いに向い合い、エンジン30の長さの中間のところで互いに近接している。
1対のピストン、即ち、前側の第1ピストン48及び第2ピストン50は、それぞれの連結ロッド52、54によって前クランクシャフト46に連結されている。各ピストン48、50のための前クランクシャフト46のクランクスロー即ちクランクの腕が、クランクシャフトの回転に対して180度反対側に離れていることが分かり、その結果、図2に示すように、第1ピストン48が上死点にあるとき、第2ピストン50は、下死点にある。
同様に、第3ピストン56及び第4ピストン58は、それぞれの連結ロッド60、62によって後クランクシャフト44に連結されている。後クランクシャフト44のクランクスローも互いに反対側にあり、前クランクシャフト46のクランクスローと同位相にある。かくして、図2に示すように、第1ピストン48が上死点にあるとき、第3ピストン56は上死点にあり、それと同時に、第4ピストン58は下死点にある。図3では、図2の状態から180度回転させたクランクシャフトを示し、ピストン48、50、56、58は、図2の状態に対して、それぞれのストロークの反対側の端にある。
前クランクシャフト出力ギヤ64が、前クランクシャフト46によって駆動され且つそれと一緒に回転するように、前クランクシャフト46の動力出力端に締結されている。同様に、後クランクシャフト出力ギヤ66が、後クランクシャフト44によって駆動され且つそれと一緒に回転するように、前クランクシャフト出力ギヤ64から小さい距離だけ離れて、後クランクシャフト44の動力出力端に締結されている。前クランクシャフト出力ギヤ64の直径が、後クランクシャフト出力ギヤ66の直径よりも大きいことが分かる。
カムシャフト駆動ギヤ列68が、クランクシャフト出力ギヤ64、66の上を上方に延び、実際のカム及びバルブ位置を省略して図3に簡略化して示すエンジン30のシリンダヘッド33それぞれのバルブを作動させるために、適当なベアリング(図示せず)によって支持された1対のカムシャフト70、72を駆動するように構成されている。駆動ギヤ列の減速ギヤは、前クランクシャフト出力ギヤ64と噛合った状態で示す大きい入力ギヤ74と、この大きい出力ギヤ74と同心であり且つそれと一緒に回転するように駆動される小さい入力ギヤ76とを含んでいる。小さい出力ギヤ76は、下側の中間アイドルギヤ78を駆動し、この中間アイドルギヤ78は、上側の中間アイドルギヤ80を駆動する。上側の中間アイドルギヤ80は、1対のカムシャフト駆動ギヤの一方と噛合っている。中間アイドルギヤ78、80は、ヘッド高さの変化、摩耗及びバックラッシに順応するために、好ましくは、調整可能なベアリング内に支持される。
図示の実施形態では、上側の中間アイドルギヤ80は、左側のカムシャフト70に固定された左側のカムシャフト駆動ギヤ82と噛合い、それにより、左側のカムシャフト70を駆動する。左側のカムシャフト駆動ギヤ82は、右側のカムシャフト72に駆動的に固定された右側のカムシャフト駆動ギヤ84と噛合い、この右側のカムシャフト駆動ギヤ84の寸法は、左側のカムシャフト駆動ギヤ82の寸法と同じである。かくして、カムシャフト70、72は両方とも、同じ角速度で反対方向に回転する。変形例として、上側の中間アイドルギヤ80は、適当なカムデザインを有する右側のカムシャフト駆動ギヤ84と噛合わされてもよい。
減速ギヤの大きいギヤ74と小さいギヤ76との間の寸法の相違、及び、前クランクシャフト出力ギヤ64とカムシャフト駆動ギヤ82、84との間の寸法の相違は、4ストロークサイクルを使用する内燃エンジン30のカムシャフト70、72の回転が、クランクシャフト44、46の回転速度の2分の1になるように選択される。カムシャフト駆動ギヤ列68のためのスピンドル及びベアリングは、シリンダブロック31及びシリンダヘッド33に締結された別のギヤ駆動タワーに支持されるのがよい。
変形例として、カムシャフト駆動ギヤ列68が、適当なギヤ寸法を使用する後クランクシャフト出力ギヤ66によって駆動されてもよいことを理解すべきである。
カムシャフト駆動ギヤ列68の代わりに、ベルト又はチェーン駆動機構によってカムシャフト70、72を駆動することも可能であり、その他のバルブタイミング合わせ及び作動機構(図示せず)を使用することも可能であることを理解すべきである。
図3及び図4に最もよく示すように、前クランクシャフト出力ギヤ64は、第1エンジン出力シャフト駆動ギヤ90と駆動関係をなして噛合っている。第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90は、適当な駆動フランジ及びハブ等の他の構成を使用してもよいけれども、例えば、第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90のハブ内で噛合い且つエンジン出力シャフト35の外面に設けられたスプラインを使用することによって、エンジン出力シャフト35に駆動可能に取付けられている。また、第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90よりも直径が幾分小さい第2のエンジン出力駆動ギヤ94は、エンジン出力シャフト35と駆動関係をなして噛合っている。第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ94は、後クランクシャフト出力ギヤ66と整列しているが、第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ94が第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90よりも小さく、且つ、後クランクシャフト出力ギヤ66が前クランクシャフト出力ギヤ64よりも小さいので、後クランクシャフト出力ギヤ66と第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ94との間に隙間96があり、これらのギヤ66、94は互いに噛合っていない。
図2、図3及び図4に示すように、クランクシャフトタイミングアイドルギヤ98が、クランクシャフト回転軸線47と平行な回転軸線を構成する適当なベアリングに回転可能に支持されている。クランクシャフトタイミングアイドルギヤ98は、後クランクシャフト出力ギヤ66及び第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ94と噛合い、その結果、それらは両方とも従動ギヤ回転軸線86を中心に回転する。
後クランクシャフト出力ギヤ66は、前クランクシャフト出力ギヤ64よりも小さく、それと同じ有効直径比だけ、第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ94は、第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90よりも小さく、それにより、クランクシャフトタイミングアイドルギヤ98は、前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44を同じ角速度で反対方向に強制的に回転させる。 結果として、前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44の回転の慣性及びその結果生じたジャイロ力は、本質的に等しく且つ互いに反対方向であるので、互いに相殺される。
比較的大きいギヤの組合せである前クランクシャフト出力ギヤ64及び第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90の代わりに、比較的大きい後クランクシャフト出力ギヤ66及び第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ94が互いに噛合い、クランクシャフトタイミングアイドルギヤ98が前クランクシャフト出力ギヤ64及び第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ90と噛合っていてもよいことを理解すべきである。また、クランクシャフト出力ギヤ64、66が両方とも同じ寸法であり、且つ、クランクシャフトタイミングアイドルギヤが減速ギヤ対(図示せず)であっても実行可能である。
エンジン出力シャフト駆動ギヤ90、94及びエンジン出力トルクチューブ35へのエンジン出力シャフト駆動ギヤの締結部が受ける力のアンバランスが周期的に起こるのを回避するために、第1ピストン48及び第3ピストン56がそれぞれのシリンダ内で互いに同位相の作動サイクルで互いに同位相で往復動し、その結果、第1ピストン48及び第3ピストン56は両方とも、パワーストロークを同時に経験する。同様に、第2ピストン50及び第4ピストン58は、互いに同位相のパワーサイクルで互いに同位相で往復動する。
変速機の釣合い回転ャフト及びギヤが対称でなく、おそらく等しい速度で回転せず、その結果として生じた正味のジャイロ効果がいくらかあるので、変速機自体から幾分アンバランスな回転の慣性があるけれども、クランクシャフトの質量がより大きく、直径がより大きく、より高い速度で回転するので、変速機のアンバランスな回転の慣性は、各クランクシャフトの回転の慣性よりも著しく小さい。
前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44は、従来のエンジンにおいて同じ数のシリンダを有する直列型エンジンの単一のクランクシャフトの長さよりも著しく短いので、各クランクシャフト46、44は、より小さい捩り負荷しか受けず、その全長にわたる捩りが、もっと長い単一のクランクシャフトの捩りよりも小さい。結果として、エンジン30の前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44の各々が、より小さい直径であってもよく、その結果、より小さいベアリングを使用して、より小さい重量であってもよく、かくして、より少ない摩擦しか生じさせない。
クランクシャフトの1つと連結された2つのピストンが常に互いに反対方向に運動しているので、エンジン30の各クランクシャフトと連結されたピストンの往復動質量は互いにバランスがとれている。同時に、前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44が反対方向に回転するので、前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44の一方のうちの1つのピストンに対応する連結ロッド及びクランクの運動の横方向成分は、前クランクシャフト46及び後クランクシャフト44の他方のうちの、上記1つのピストンと同位相のピストンに対応するエンジン部品(連結ロッド及びクランク)の運動の横方向成分と反対向きであり、釣合いがとられる。各クランクシャフトがエンジンブロック及びエンジンフレームに付与するトルクが、他方のクランクシャフトが付与するトルクと釣合っているとき、エンジン全体の振動及びジャイロ効果が釣合い、最小になる。単一のクランクシャフトを有するエンジンにおいて、概略的には、エンジンブロック全体がクランクシャフトを中心に角度方向に振動する間、エンジン30は、振動に対して非常に大きな減少傾向を有し、その結果、2つのクランクシャフト46、44の釣合い回転が生じる。
好ましくは、等しい数のシリンダとそれに対応するピストンは、エンジンバランスに対するすべての利用可能な有利な効果を得るために、かかるエンジンの互いに反対方向に回転している両方のクランクシャフトと関連している。互いに反対方向に回転しているクランクシャフトの各々に対し、同じ偶数の数の同様のシリンダとピストンが関連しているとき、各ピストンが同じクランクシャフトの他のピストンと反対方向に移動するようにクランクが配置され、各ピストンが、それに対応し且つ他方のクランクシャフトと連結されたピストンと同じ方向にしかもそのパワーサイクルの同じ位相で移動すれば、いくつかの利点が得られる。第1に、各ピストンの主要な往復動質量及び力が、反対方向に運動する別の主要な往復動質量及び力によって釣合いがとられる。第2に、各連結ロッド及びクランクピンの加速及び運動の横方向成分に起因する回転力は、反対方向に回転しているのクランクシャフトの反対方向に回転しているクランクピン及びそれと関連した連結ロッドの等しく且つ反対方向の二次的力によって釣合わされている。第3に、互いに反対方向に回転しているクランクシャフト及びカムシャフトの対のジャイロ力は、互いに反対方向であり、釣合っている。結果として、ユニットとしてのエンジン30は、極めて少しの振動で作動し、クランクシャフト44、46の重い釣合い錘を必要としない。 変速機34等の変速機が1対の互いに反対方向に回転しているシャフト及びギヤの組を含んでいるとき、変速機内のジャイロ力を釣合わせる同様の効果が得られる。
それにもかかわらず、シリンダ及びピストンの数及び寸法が、2つの互いに反対方向に回転するクランクシャフトの間で釣合わされることなくても、互いに反対方向に回転しているクランクシャフトの少なくとも主要な利益が利用可能である。
本発明による1対の互いに反対方向に回転するクランクシャフトを含むエンジンが、任意所望の数のシリンダ及びピストンを有していてもよく、その他の多種多様の最終的な用途、例えば、自動車、 オフロードオートバイ、ボート、及び個人的な船、航空機及びその他の車両に採用されてもよいことを理解すべきである。
また、このエンジンにおいて、エンジン及びエンジンブロック31内のギヤ及びシャフト及びそれと関連した変速機構造の中央配置構成が重要である。この中央配置構成により、クランクシャフトのパワー出力端のベアリング及びカムシャフトの駆動列を支持する中央部分において、エンジンのケーシングの構造要素を補強することを可能にし、エンジンケース構造の外側部分の厚さ及び重量の著しい軽減する余裕を得る。
図5及び図6では、別のエンジン及び変速機の組合せにより、本発明の変形実施形態を示す。図5は、往復動ピストン110、112、114、116を有する直列4気筒4ストローク内燃エンジン108を示す。ピストン110、112は、クランクシャフト118を駆動するために、従来の連結ロッドを介してクランクシャフト118に連結され、同様に、ピストン114、116は、第2のクランクシャフト120に連結されている。クランクシャフト118、120は、互いに上下方向にずらされているが、それらの回転軸線122、124は、同じ上下平面126内に平行に配置され(図6)、すべてのシリンダは、好ましくは、互いに及び上下平面126と整列している。ピストン110、114を下死点のところに示し、ピストン112、116を上死点のところに示す。
クランクシャフト118、120は、等しい寸法のギヤ128、130を介して、互いに連結され且つ互いにタイミング合わせされており、等しい寸法のギヤ128、130は、隣接した出力端の上で互いに噛合い、かくして、2つのクランクシャフト118、120は、等速度で反対方向に回転する。この互いに反対方向の回転は、エンジンブロックにおけるほとんどすべてのジャイロ力及びその他の慣性トルク力を相殺し、かかるエンジンがオートバイに使用されるとき、ジャイロ効果の消失により、方向転換のためのハンドル操作及びブレーキ操作を著しく改善する。クランクシャフト出力ギヤ128は、変速機136を駆動する入力シャフト134に連結された変速機入力駆動ギヤ132と噛合っている。出力シャフト138及び駆動スプロケット140が、変速機136からの動力を、図1に示すオートバイ10の駆動チェーン26等の駆動チェーンに出力する。
デュアルオーバヘッドカムシャフト142、144、146、148が、カウンタ回転対内に設けられる。カムシャフト142、144は、互いに反対方向の回転を得るために、ギヤ150、152を介して互いに連結され、同様に、カムシャフト146、148が、互いに反対方向の回転のために、ギヤ154、156を介して互いに連結されている。ギヤ150、154が、シャフト160に取付けられたアイドルギヤ158と噛合い、アイドルギヤ158によって駆動される。アイドルギヤ158は、減速ギヤ対の大きい方のギヤ166と一緒に回転させるためにシャフト164に取付けられた減速ギヤ対の小さい方のギヤ162と噛合い、この小さい方のギヤ162によって駆動される。大きい方のギヤ166は、上クランクシャフト出力ギヤ130と噛合い、この上クランクシャフト出力ギヤ130によって駆動され、また、小さい方の出力ギヤ162と連結され、小さい方の出力ギヤ162を回転させる。カムシャフト142、144、146、148を駆動する速度をクランクシャフトの速度の2分の1に減速し、エンジンバルブ168の作動をピストンの動きと一致させるために、種々のギヤの寸法が選択される。
エンジン30におけるように、エンジン108の全長の半分のクランクシャフト及びカムシャフトを設けることは、各シャフトに及ぼされる捩り負荷を効果的に減少させ、それに応じて、各シャフトに付与される圧力を減少させる。これは、より軽量のクランクシャフト及びカムシャフトを可能にするとともに、より小さいベアリングを可能にし、いっそう効率的なエンジンに貢献する。
図6から明らかなように、分割式クランクシャフト及びカムシャフトとギヤとの構成はまた、エンジンケース構造170の横方向寸法の縮小に貢献する。このことは、 オートバイ、航空機及び船の適用例について、車幅、特にオートバイ運転者がまたがるオートバイ本体の幅の縮小に有利に貢献し、オートバイのステアリング性能及びその他の取り扱い性能を改善する。エンジンは、往復動質量及び回転質量の両方に関して、重い釣合い錘を必要とすることなしにバランスがとられる。エンジンは、より少ないストレスで、より滑らかに作動し、重量及び寸法を最小にする利益を得る。
図7、図8、図9及び図10を参照すれば、エンジン180は、本発明の更なる変形の実施形態である。エンジン180は、前部分、即ち、第1の部分182及び後部分、即ち、第2の部分184を含むシリンダブロック組立体を含んでいる。第1の即ち前シリンダヘッド186が、シリンダブックの第1の部分182に締結され、シリンダヘッド188が、シリンダブロックの第2の部分184に締結されている。排気ヘッダー190が、第1の即ち前シリンダヘッド186に取付けられ、1対の排気ヘッダー192が、後即ち第2のシリンダヘッド188に取付けられている。排気バルブカムシャフト194が、シリンダヘッド186の適当なベアリングヘッドに支持され、同様に、排気バルブカムシャフト196が、第2の即ち後シリンダヘッド188に取付けられている。入力バルブカムシャフト198が、シリンダヘッド186、188の各々の適当なベアリングに支持されている。
単純化のために、カム及びカムシャフトベアリングを特に示していない。カムシャフトを支持し且つ保護する適当なカムシャフトカバー及びベアリングがシリンダヘッド部分186、188に取付けられることを理解すべきである。
2つの別々の入力カムシャフト198、198aを示し、各カムシャフト198、198aが、シリンダヘッド186、188間のカムシャフト198、198aの隣接した端部に取付けられたそれぞれの駆動ギヤを有しているけれども、所望ならば、カムシャフトが単一のカムシャフト198として構成されてもよいことを理解すべきである。
前述したエンジン30のように、エンジン180は、2つの反対向きに回転するクランクシャフト、即ち、前クランクシャフト200及び後クランクシャフト202を有し、これらのクランクシャフト200、202は、端と端とが向い合わされて配置され、共通の回転軸線204を中心に反対方向に回転するように支持されている。エンジン出力シャフト即ちトルクチューブ206が、エンジン30で使用した仕方と同じ仕方で、両方のクランクシャフト200、202によって駆動され、前クランクシャフト出力ギヤ208が、第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ210と噛合っている。後クランクシャフト出力ギヤ212が、前クランクシャフト出力ギヤ208よりも小さく、それと同じ寸法比率だけ、後即ち第2のエンジン出力シャフト駆動ギヤ214の直径は、第1のエンジン出力シャフト駆動ギヤ210よりも小さい。これにより、エンジン出力シャフト駆動ギヤ212、214間に隙間215が形成され(図10参照)、エンジン出力シャフト駆動ギヤ212、214は両方とも、クランクシャフトタイミングアイドルギヤ216と噛合い、それにより、後クランクシャフト202を前クランクシャフト200と反対方向に且つ同じ角速度で回転させる。
エンジン30のように、クランクシャフト200、202の各々は、2つの両側のクランクスローを有し、各クランクスローは、それぞれのピストンに連結され、2つのクランクは、それぞれのパワーサイクルの同じ位相において同時的に、一方のピストンが上死点にあり且つ他方のピストンが下死点にあるように、互いに対してタイミング合わせされる。
シリンダブロック組立体の前ブロック部分182と後ブロック部分184との間に位置するカムシャフト駆動ギヤ列218が、互いに噛合っている、減速ギヤ対220、中間アイドルギヤ221、上アイドルギヤ222及び入力カムシャフト従動ギヤ224を含み、クランクシャフト200、202の回転速度の2分の1の回転速度を、入力カムシャフト198、198aに提供する。排気バルブカムシャフト194、196はそれぞれ、カムシャフト駆動ギヤ226、228によって駆動され、カムシャフト駆動ギヤ226、228は両方とも、入力カムシャフト198、198aと反対方向に且つ同じ速度で回転するように、入力カム従動ギヤ224と噛合っている。
シリンダブロック組立体の第1の部分182及び第2の部分184は、それぞれのシリンダを有し、第1の部分182のシリンダのボアの軸線230が、第2の部分184のシリンダのボアの軸線232に対して適当な角度234で配置されるように構成され、上述したカムシャフトの整列を構成する。また、シリンダブロックの部分182、184間の角度234は、エンジン180をオートバイにより効率的に使用するために、インテーク側へのインテークエアの流れ及び前シリンダヘッド186及び後シリンダヘッド188の出力バルブ側からの排気ガスの流れのためのより望ましい経路を構成する。
エンジン30、108、180を4気筒エンジンとして示したけれども、互いに反対方向に回転する同様のクランクシャフトを有するエンジンが2気筒であってもよいし4気筒よりも多くてもよく、オートバイより大きい乗り物又はパワーボートのエンジンに使用されることも望ましい。
エンジン30、180のクランクシャフトを、特定の構成の変速機入力トルクチューブ35又はエンジン出力トルクチューブ206と関連させて示したけれども、本発明の概念から逸脱することなしに、エンジンパワー出力シャフトがかかるエンジンから動力を供給する種々のその他の仕方で構成されてもよいことを理解すべきである。
本明細書で採用された用語及び表現は、説明のために使用され、限定のために使用されていない。また、かかる用語及び表現の使用において、図示し且つ説明した特徴及びその一部分の均等物を排除する意図はない。本発明の範囲は、請求の範囲によってのみ定められ且つ限定されることを認識すべきである。
Claims (16)
- 往復動ピストンエンジンであって、
シリンダブロックと、
前記シリンダブロック内に構成された少なくとも2つのシリンダと、
前記シリンダブロックに対して支持され且つ長手方向に隣接した2つのクランクシャフトと、を有し、この2つのクランクシャフトは、互いに平行なそれぞれのクランクシャフト回転軸線を中心に回転し、前記クランクシャフトの各々と前記シリンダの少なくとも1つが関連し、
更に、前記シリンダの各々の中を往復動可能なそれぞれのピストンを有し、前記ピストンの各々は、そのシリンダと関連した方の前記クランクシャフトと相互連結され、
更に、前記2つの隣接したクランクシャフトを互いに連結し且つそれらを互いに反対方向に回転させるクランクシャフトタイミング機構を有することを特徴とする往復動ピストンエンジン。 - 前記2つの隣接したクランクシャフトの一方と相互に連結された1つの前記ピストンが、前記2つの隣接したクランクシャフトの他方と相互に連結された別のピストンと同位相で運動するように、前記クランクシャフトは、前記クランクシャフトタイミング機構によって相互に連結される、請求項1に記載の往復動ピストンエンジン。
- 2つのシリンダと、前記クランクシャフトの各々と関連した2つのピストンと、を有する、請求項1に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記クランクシャフトは、互いに同軸に整列する、請求項1に記載の往復動ピストンエンジン。
- 2つのシリンダと、前記クランクシャフトの各々と関連した2つのピストンと、を有する、請求項4に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記クランクシャフトの一方と関連した前記シリンダは両方とも、単一の平面内で互いに並んで位置する、請求項5に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記クランクシャフトの各々は、出力端と、この出力端に取付けられたクランクシャフト出力ギヤと、を有し、前記クランクシャフトタイミング機構は、前記2つのクランクシャフト出力ギヤを互いに連結する逆回転ギヤ構成を有し、それにより、前記2つのクランクシャフトを互いに反対方向に回転させる、請求項4に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記クランクシャフトの一方は、その出力端に取付けられた第1のクランクシャフト出力ギヤを有し、前記1対のクランクシャフトの他方は、その出力端に取付けられた第2のクランクシャフト出力ギヤを有し、前記第1のクランクシャフト出力ギヤは、所定の比率だけ、前記第2のクランクシャフト出力ギヤよりも大きく、前記第1のクランクシャフト出力ギヤは、第1の従動ギヤと噛合い、第2の従動ギヤが前記第1の従動ギヤと同軸に従動ギヤ回転軸線を中心に回転するように前記第1の従動ギヤに締結され、前記第2の従動ギヤは、前記所定の比率だけ、前記第1の従動ギヤよりも小さく、クランクシャフトタイミングギヤが、前記第2の出力ギヤ及び前記第2の従動ギヤの両方と噛合い、アイドルギヤ回転軸線を中心に回転する、請求項4に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記第1の従動ギヤ及び前記第2の従動ギヤは、共通の軸線を中心に回転するように取付けられる、請求項8に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記シリンダブロックは、前記クランクシャフトの一方と関連した第1のブロック部分と、前記クランクシャフトの他方と関連した第2のブロック部分と、を有し、前記第1のブロック部分によって構成されるシリンダの軸線が、前記第2のブロック部分によって構成されるシリンダの軸線に対して、所定の角度をなす向きに配置される、請求項1に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記シリンダはすべて、単一の平面内に互いに整列する、請求項1に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記2つのクランクシャフトの各々は、動力出力端を有し、前記2つのクランクシャフトの動力出力端は、互いに隣接して位置する、請求項1に記載の往復動ピストン。
- 更に、バルブ作動用の1対のカムシャフトを有し、この1対のカムシャフトは、互いに対して反対方向に回転し、前記クランクシャフトの一方の動力出力端と関連したカムシャフト駆動タイミング機構を介して駆動される、請求項12に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記駆動機構は、減速ギヤ列を有する、請求項13に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記1対のクランクシャフトの各々は、互いに対向する1対の端部を有し、端部間の中心位置に配置された前記カムシャフト駆動機構によって回転駆動される、請求項13に記載の往復動ピストンエンジン。
- 前記カムシャフトの各々は、出力端を有し、前記クランクシャフトタイミング機構は、前記クランクシャフトの各々の出力端に、それぞれのクランクシャフト出力ギヤを有し、前記クランクシャフト出力ギヤは、互いに噛合い、それにより、前記クランクシャフトを反対方向に回転させる、請求項1に記載の往復動ピストンエンジン。
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