JP2008267497A - エンジン出力取出し装置 - Google Patents
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Abstract
【課題】高回転・高負荷時においても、2本のクランク軸に取付けられたクランクギヤの回転を同期させながら、各クランクギヤの歯面の摩擦損失を低減し、回転モーメントの大きいギヤを設け、更には小型化を図る。
【解決手段】クランク軸16に取付けられた第1クランクギヤ137と、クランク軸17に取付けられた第2クランクギヤ142と、第1クランクギヤ137と第2クランクギヤ142とを囲む形で配列され、第1クランクギヤ137と噛み合う内歯を備えるリングギヤ143と、第1クランク軸16に対して同軸上にベアリング138を介して回動自在に支持され、一方が第2クランクギヤ142と噛み合い、他方がリングギヤ143の内歯と噛み合うアイドラギヤ141とで構成されることにより、第1クランクギヤ137及びアイドラギヤ141が同一のリングギヤ143の内歯に噛み合う。
【選択図】図3
【解決手段】クランク軸16に取付けられた第1クランクギヤ137と、クランク軸17に取付けられた第2クランクギヤ142と、第1クランクギヤ137と第2クランクギヤ142とを囲む形で配列され、第1クランクギヤ137と噛み合う内歯を備えるリングギヤ143と、第1クランク軸16に対して同軸上にベアリング138を介して回動自在に支持され、一方が第2クランクギヤ142と噛み合い、他方がリングギヤ143の内歯と噛み合うアイドラギヤ141とで構成されることにより、第1クランクギヤ137及びアイドラギヤ141が同一のリングギヤ143の内歯に噛み合う。
【選択図】図3
Description
本発明は、2本のクランク軸を備えるエンジンから出力を取り出すエンジン出力取出し装置に関するものである。
一つのピストンに2本のコネクティングロッドが接続され、これらのコネクティングロッドがそれぞれ別々の平行に配置されたクランク軸に連結されたパラレルクランク形式のエンジンが提案されている。
このようなエンジンの2本のクランク軸から出力を取り出すための従来のエンジン出力取出し装置として、2本のクランク軸にそれぞれ取付けられたクランクギヤ同士を噛み合わせて一方のクランクギヤ側から出力を取り出すもの(例えば、特許文献1参照。)や、2本のクランク軸から複数のギヤを介して出力を取り出すもの(例えば、特許文献2参照。)が知られている。
米国特許第5682844号明細書
米国特許出願公開第2005/0274332A1号明細書
特許文献1のFig.1Bを以下の図8で説明する。なお、符号は振り直した。
図8は従来のエンジン出力取出し装置の側面図(一部断面図)であり、エンジン出力取出し装置200は、2本のクランク軸201,202にそれぞれ取付けられたギヤ203,204と、エンジン出力を外部に取り出すために一方のギヤ203に取付けられたシャフト205とからなる。
クランク軸201,202は、それぞれコネクティングロッド207,208を介してピストン211に連結されている。
図8は従来のエンジン出力取出し装置の側面図(一部断面図)であり、エンジン出力取出し装置200は、2本のクランク軸201,202にそれぞれ取付けられたギヤ203,204と、エンジン出力を外部に取り出すために一方のギヤ203に取付けられたシャフト205とからなる。
クランク軸201,202は、それぞれコネクティングロッド207,208を介してピストン211に連結されている。
特許文献2のFig.7Dを以下の図9で説明する。なお、符号は振り直した。
図9は従来のエンジン出力取出し装置の側面図(一部断面図)であり、エンジン出力取出し装置220は、一方のクランク軸221に取付けられたインナギヤ222と、このインナギヤ222に内歯223が噛み合うリング状のアウトプットギヤ224と、このアウトプットギヤ224の出力軸225と、他方のクランク軸226に取付けられるとともにアウトプットギヤ224の外歯227に噛み合うギヤ228とからなる。
図9は従来のエンジン出力取出し装置の側面図(一部断面図)であり、エンジン出力取出し装置220は、一方のクランク軸221に取付けられたインナギヤ222と、このインナギヤ222に内歯223が噛み合うリング状のアウトプットギヤ224と、このアウトプットギヤ224の出力軸225と、他方のクランク軸226に取付けられるとともにアウトプットギヤ224の外歯227に噛み合うギヤ228とからなる。
図10(a)〜(e)は図8に示したエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。図8(a),(c),(e)は図8を模式的に表している。
(a)に示す膨張行程では、(b)に示すように、シャフト205((a)参照)が取付けられて出力が取り出される側のギヤ203では歯203aの下面203b、ギヤ204では歯204aの上面204bがそれぞれ当たっている。
(a)に示す膨張行程では、(b)に示すように、シャフト205((a)参照)が取付けられて出力が取り出される側のギヤ203では歯203aの下面203b、ギヤ204では歯204aの上面204bがそれぞれ当たっている。
これは、ギヤ203の方が、出力を取り出すための外部との連結によってギヤ204よりも慣性モーメントが大きいので回転しにくいためである。換言すれば、ギヤ204が駆動側、ギヤ203が被駆動側になる。
また、(c)に示す圧縮行程では、(d)に示すように、ギヤ203では歯203cの上面203d、ギヤ204では歯204aの下面204cがそれぞれ当たっている。
これは、ギヤ203の方が慣性モーメントが大きいので回転がギヤ204よりも停止しにくいためである。換言すれば、ギヤ203が駆動側、ギヤ204が被駆動側になる。
これは、ギヤ203の方が慣性モーメントが大きいので回転がギヤ204よりも停止しにくいためである。換言すれば、ギヤ203が駆動側、ギヤ204が被駆動側になる。
このように、(b),(d)に示されるように、エンジンの行程中に、ギヤ203,204の駆動側と被駆動側とが交互に入れ換わるため、歯203a,203cと歯204aとの間の歯面間隙間、即ちバックラッシによって生じるギヤ203とギヤ204との回転角度差によって、(e)に示すように、ギヤ203,204にそれぞれコネクティングロッド207,208を介して連結されたピストン211がシリンダ内で傾くことになる。このようなピストン211の倒れは、スラップ音発生やピストン、シリンダライナの摩耗に繋がる。
図11(a)〜(f)は図9に示したエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。図8(a),(d)は図9を横向きにするとともにコネクティングロッド231,232及びピストン233を追加して模式的に表している。
(a)に示す膨張行程では、(b)に示すように、アウトプットギヤ224では、内歯223((a)参照)の一つの内歯223aの上面223b、インナギヤ222では歯222aの下面222bがそれぞれ当たっている。
これは、インナギヤ222の方がアウトプットギヤ224よりも慣性モーメントが小さいので回転しやすいためである。換言すれば、インナギヤ222が駆動側、アウトプットギヤ224が被駆動側になる。
また、(c)に示すように、ギヤ228では、歯228aの上面228b、アウトプットギヤ224では外歯227((a)参照)の一つの外歯227aの下面227bがそれぞれ当たっている。
これは、ギヤ228の方がアウトプットギヤ224よりも慣性モーメントが小さいので回転しやすいためである。換言すれば、ギヤ228が駆動側、アウトプットギヤ224が被駆動側になる。
(d)に示す圧縮行程では、(e)に示すように、アウトプットギヤ224では内歯223((a)参照)の一つの内歯223cの下面223d、インナギヤ222では歯222aの上面222cがそれぞれ当たっている。
これは、アウトプットギヤ224の方がインナギヤ222よりも慣性モーメントが大きいので回転が停止しにくいためである。換言すれば、アウトプットギヤ224が駆動側、インナギヤ222が被駆動側になる。
また、(f)に示すように、ギヤ228では歯228aの下面228c、アウトプットギヤ224では外歯227((d)参照)の一つの外歯227cの上面227dがそれぞれ当たっている。
これは、アウトプットギヤ224の方が慣性モーメントが大きいのでギヤ228よりも回転が停止しにくいためである。換言すれば、アウトプットギヤ224が駆動側、ギヤ228が被駆動側になる。
このように、(a)〜(f)に示されるように、エンジンの行程中は、膨張行程、圧縮行程に拘わらず、アウトプットギヤ224の内歯223及び外歯227に対して、インナギヤ222の歯222aと、ギヤ228の歯228aとは、同じ回転方向の歯面に当たっているから、インナギヤ222とギヤ228との回転角度差が発生しない、即ち、インナギヤ222とギヤ228とは常に同期して回転しているから、クランク軸221,226にそれぞれコネクティングロッド231,232を介して連結されたピストン233は傾くことがない。
しかし、高回転・高負荷時やトルク変動の影響で、アウトプットギヤ224が円形から非円形に変形することがあり、アウトプットギヤ224の内歯223とインナギヤ222との噛み合い位置と、アウトプットギヤ224の外歯227とギヤ228との噛み合い位置とで異なった変形が発生すれば、インナギヤ222とギヤ228との同期が崩れ、ピストン233に倒れが発生することになる。
また、アウトプットギヤ224の歯先円直径、ピッチ円直径は、インナギヤ222とギヤ228とによって決まるから、インナギヤ222、ギヤ228とアウトプットギヤ224との減速比を変更しようとすると、各ギヤのモジュールを変更するしかなく、歯面の摩擦損失が増大する。
更に、アウトプットギヤ224の歯先円直径、ピッチ円直径を大きくすることが難しいため、慣性モーメントが小さく、回転変動を抑えるためにエンジン出力取出し装置220にフライホイールが必要になる。即ち、部品数が多くなるとともにコストアップを招く。
そこで、2本のクランク軸221,226の軸間距離を大きくして、アウトプットギヤ224の径を大きくすれば、クランク軸221,226の軸間距離よりも外側にアウトプットギヤ224及びギヤ228が突出するため、エンジン出力取出し装置220が大型になる。
本発明の目的は、2本のクランク軸にそれぞれ取付けられたクランクギヤの回転が高回転・高負荷時においても、各クランク軸に取付けられたクランクギヤの回転を同期させながら、各クランクギヤの歯面の摩擦損失を低減し、回転モーメントの大きいギヤを設けることが可能で、更には小型化も図れるエンジン出力取出し装置を提供することにある。
請求項1に係る発明は、エンジンに平行配列された2本の第1クランク軸及び第2クランク軸から出力を取り出すエンジン出力取出し装置において、第1クランク軸に取付けられた第1クランクギヤと、第2クランク軸に取付けられた第2クランクギヤと、第1クランクギヤと第2クランクギヤとを囲む形で配列され、第1クランクギヤと噛み合う内歯を備えるリングギヤと、第1クランク軸に対して同軸上に軸受を介して回動自在に支持され、一方が第2クランクギヤと噛み合い、他方がリングギヤの内歯と噛み合うアイドラギヤとで構成されることにより、第1クランクギヤ及びアイドラギヤが同一のリングギヤ内歯に噛み合うことを特徴とする。
作用として、第1クランクギヤがリングギヤの内歯に噛み合い、第2クランクギヤに噛み合うアイドラギヤが、第1クランクギヤが噛み合うリングギヤの内歯と同一の内歯に噛み合うことが可能になり、両クランク軸の高回転・高負荷時にリングギヤが変形しても、第1クランクギヤとアイドラギヤとが同一の内歯に噛み合うことで第1クランクギヤとアイドラギヤとの回転が常に同期する。
また、リングギヤは、内歯が第1クランクギヤ及びアイドラギヤのそれぞれに噛み合うから、リングギヤの径を大きくすることが可能になる。従って、慣性モーメントが大きくなり、回転変動を防止するフライホイールは不要である。
更に、第1クランクギヤ及びアイドラギアを内側に配置可能な範囲でリングギヤの内歯の歯先円直径を小さくすることが可能であり、エンジン出力取出し装置の小型化も可能である。
請求項1に係る発明では、第1クランク軸に取付けられた第1クランクギヤと、第2クランク軸に取付けられた第2クランクギヤと、第1クランクギヤと第2クランクギヤとを囲む形で配列され、第1クランクギヤと噛み合う内歯を備えるリングギヤと、第1クランク軸に対して同軸上に軸受を介して回動自在に支持され、一方が第2クランクギヤと噛み合い、他方がリングギヤの内歯と噛み合うアイドラギヤとで構成されることにより、第1クランクギヤ及びアイドラギヤが同一のリングギヤ内歯に噛み合うので、第1リングギヤが噛み合うリングギヤの内歯と、アイドラギヤが噛み合うリングギヤの内歯とを同一歯とすることで、高負荷・高回転時でのリングギヤの変形や花びら共振が起きても、第1クランクギヤとアイドラギヤ、即ち、第1クランクギヤと第2クランクギヤとを常に同期させることができ、ピストンの倒れを防止することができ、スラップ音発生やピストン、シリンダの摩耗を抑制することができる。
また、第1クランクギヤ、第2クランクギヤ及びアイドラギヤがリングギヤ内部に配置されているので、リングギヤの径を従来のものに対して大きく設定することができる。従って、減速比を大きくする場合でも、各ギヤのモジュールを大きくする必要がなく、摩擦損失が増大することがない。また、リンクギヤの慣性モーメントを大きくすることができるため、別途フライホイールを設ける必要がなく、部品数の削減及びコストダウンを図ることができる。また、リングギヤを大きくすれば、歯面荷重が低減され、歯幅の短縮による軽量化も可能になる。
また一方では、第1クランクギヤ、第2クランクギヤ及びアイドラギヤのそれぞれを内側に配置可能な範囲でリングギヤの直径を小さくすることもでき、エンジン取出し装置の小型化を図ることもできる。
更に、本発明は、リングギヤの剛性を高めて第1クランクギヤと第2クランクギヤとの同期を保つのではなく、接触歯を同一にすることで同期を保ち、これによってリングギヤの軽量化を図ることもできる。歯幅が短縮されることでエンジン出力取出し装置の軸方向の寸法を抑えることができる。
更にまた、アイドラギヤを軸受を介して第1クランク軸で同軸に且つ回転自在に支持することができ、第1クランク軸とアイドラギヤとが実質同期して回転するため、軸受のフリクションが発生せず、軸受の長寿命化を図ることができる。
本発明を実施するための最良の形態を添付図に基づいて以下に説明する。なお、図面は符号の向きに見るものとする。
図1は本発明に係るエンジンの断面図であり、エンジン10は、例えば、左シリンダ部12と右シリンダ部14とからなり、左シリンダ部12と右シリンダ部14との間に2本のクランク軸16,17が回転自在に取付けられた2気筒水平対向型のものである。
図1は本発明に係るエンジンの断面図であり、エンジン10は、例えば、左シリンダ部12と右シリンダ部14とからなり、左シリンダ部12と右シリンダ部14との間に2本のクランク軸16,17が回転自在に取付けられた2気筒水平対向型のものである。
左シリンダ部12は、左シリンダブロック21と、この左シリンダブロック21に設けられた左シリンダボア22に移動自在に挿入された第1ピストン23と、この第1ピストン23及びクランク軸17のそれぞれに連結された第1コネクティングロッド26及び第3コネクティングロッド28(不図示)と、第1ピストン23及びクランク軸16のそれぞれに連結された第2コネクティングロッド27とを備える。
左シリンダブロック21は、左シリンダ本体31と、この左シリンダ本体31の内側に嵌合させるとともに左シリンダボア22を形成した筒状の左スリーブ32とからなり、左シリンダ本体31に左クランクケース33が取付けられている。
ここで、41はシリンダブロック21の側部にヘッドガスケット(不図示)を介して取付けられた左シリンダヘッド、42は燃焼室、43は吸気ポート、44は吸気バルブ、46は排気ポート、47は排気バルブである。
右シリンダ部14は、左シリンダ部12と基本構造は同一であり、右シリンダブロック51と、右シリンダボア52と、第2ピストン53と、この第2ピストン53及びクランク軸16のそれぞれに連結された第4コネクティングロッド54及び第6コネクティングロッド56(不図示)と、第2ピストン53及びクランク軸17のそれぞれに連結された第5コネクティングロッド55とを備える。
右シリンダブロック51は、右シリンダ本体61と右スリーブ63とからなり、右シリンダ本体61に右クランクケース64が取付けられている。なお、71は右シリンダヘッド、72は燃焼室、73は吸気ポート、74は吸気バルブ、76は排気ポート、77は排気バルブ、複数の78は左クランクケース33と右クランクケース64とを締結するボルト、80は左シリンダボア22及び右シリンダボア52の各中心を通るシリンダ軸である。
図2は本発明に係るクランク軸、コネクティングロッド及びピストンの組立体を示す斜視図であり、クランク軸16の第1クランクピン81に第4コネクティングロッド54(「#4」と記した。)の大端部54aが連結され、クランク軸16の第2クランクピン82に第2コネクティングロッド27(「#2」と記した。)の大端部27aが連結され、クランク軸16の第3クランクピン83に第6コネクティングロッド56(「#6」と記した。)の大端部56aが連結され、クランク軸17の第1クランクピン86に第1コネクティングロッド26(「#1」と記した。)の大端部26aが連結され、クランク軸17の第2クランクピン87に第5コネクティングロッド55(「#5」と記した。)の大端部55aが連結され、クランク軸16の第3クランクピン88に第3コネクティングロッド28(「#3」と記した。)の大端部28aが連結され、第1コネクティングロッド26、第2コネクティングロッド27及び第3コネクティングロッド28の各小端部がピストンピン(不図示)を介して第1ピストン23に連結され、第4コネクティングロッド54、第5コネクティングロッド55及び第6コネクティングロッド56の各小端部がピストンピン57,58を介して第2ピストン53に連結されたことを示している。
このように、第1ピストン23を3本の第1コネクティングロッド26、第2コネクティングロッド27及び第3コネクティングロッド28で支持し、第2ピストン53を3本の第4コネクティングロッド54、第5コネクティングロッド55及び第6コネクティングロッド56で支持するため、第1ピストン23及び第2ピストン53を安定して支持することができる。
図3は本発明に係るエンジン出力取出し装置の断面図であり、エンジン出力取出し装置130は、エンジン10(図1参照)のクランク軸16,17の端部が挿入されたギヤケース135と、クランク軸16,17の各端部を回転自在に支持するためにギヤケース135に取付けられた複数のベアリング136と、クランク軸16にスプライン結合された第1クランクギヤ137と、クランク軸16にベアリング138,138を介して回転自在に取付けられたアイドラギヤ141と、クランク軸17にスプライン結合されるとともにアイドラギヤ141に噛み合う第2クランクギヤ142と、第1クランクギヤ137及びアイドラギヤ141に噛み合うリングギヤ143と、ギヤケース135にベアリング144を介して回転自在に支持されるとともにリングギヤ143に一体に設けられた出力軸146とからなる。
ギヤケース135は、有底筒状のケース本体151と、このケース本体151の開口を塞ぐケースカバー152と、このケースカバー152に取付けられたインナケース153とからなり、ケース本体151の底壁155で出力軸146をベアリング144を介して支持し、ケースカバー152及びインナケース153でクランク軸16,17を複数のベアリング136を介して支持する。なお、156,157はインナケース153に備える中間支持部及び端部支持部である。
第1クランクギヤ137の、例えば、一つの歯137aは、リングギヤ143の、例えば、一つの内歯143aに噛み合い、アイドラギヤ141の、例えば、一つの歯141aは、第1クランクギヤ137が噛み合うリングギヤ143の内歯143aに噛み合う。
図4(a),(b)は本発明に係るエンジン出力取出し装置の説明図である。
(a)はエンジン出力取出し装置130(図3参照)における第1クランクギヤ137とリングギヤ143との噛み合いを示す模式図であり、第1クランクギヤ137は、クランク軸16に取付けられ、リングギヤ143と噛み合う。
第1クランク軸137のピッチ円直径をD1、リングギヤ143のピッチ円直径をD4とすると、D1<D4である。
(a)はエンジン出力取出し装置130(図3参照)における第1クランクギヤ137とリングギヤ143との噛み合いを示す模式図であり、第1クランクギヤ137は、クランク軸16に取付けられ、リングギヤ143と噛み合う。
第1クランク軸137のピッチ円直径をD1、リングギヤ143のピッチ円直径をD4とすると、D1<D4である。
クランク軸16,17間の距離(クランク軸間距離)をL、クランク軸16と出力軸146との距離をL1、クランク軸17と出力軸146との距離をL2とすると、L=L1+L2、L1>L2となる。
(b)は第2クランクギヤ142、アイドラギヤ141及びリングギヤ143のそれぞれの噛み合いを示す模式図である。
第2クランクギヤ142は、クランク軸17に取付けられ、アイドルギヤ141と噛み合う。
第2クランクギヤ142は、クランク軸17に取付けられ、アイドルギヤ141と噛み合う。
アイドルギヤ141は、クランク軸16にベアリング138を介して回転自在に支持され、リングギヤ143と噛み合う。
アイドルギヤ141とリングギヤ143とが噛み合う位置は、(a)に示した第1クランクギヤ137とリングギヤ143とが噛み合う位置と周方向で同一である。
アイドルギヤ141とリングギヤ143とが噛み合う位置は、(a)に示した第1クランクギヤ137とリングギヤ143とが噛み合う位置と周方向で同一である。
第2クランクギヤ142、アイドルギヤ141の各ピッチ円直径をD2、D3とすると、D1=D2=D3<D4、L=D2/2+D3/2である。
上記の(a),(b)で示す3−3線に沿う断面に相当するものが図1である。
上記の(a),(b)で示す3−3線に沿う断面に相当するものが図1である。
図5(a)〜(f)は本発明に係るエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。
(a)は第1クランクギヤ137とリングギヤ143との噛み合いを示す模式図であり、(b)は第2クランクギヤ142、アイドラギヤ141及びリングギヤ143のそれぞれの噛み合いを示す模式図である。
(a),(b)において、第1クランクギヤ137、リンクギヤ143が、それぞれ矢印A、矢印Dの向きに回転し、第2クランクギヤ142、アイドラギヤ141が、それぞれ矢印B、矢印Cの向きに回転するとする。
(a)は第1クランクギヤ137とリングギヤ143との噛み合いを示す模式図であり、(b)は第2クランクギヤ142、アイドラギヤ141及びリングギヤ143のそれぞれの噛み合いを示す模式図である。
(a),(b)において、第1クランクギヤ137、リンクギヤ143が、それぞれ矢印A、矢印Dの向きに回転し、第2クランクギヤ142、アイドラギヤ141が、それぞれ矢印B、矢印Cの向きに回転するとする。
(c)において、第1クランクギヤ137とリングギヤ143との噛み合い位置E((a)参照)では、エンジンの膨張行程時は、第1クランクギヤ137がリングギヤ143よりも慣性モーメントが小さいために回転しやすく、第1クランクギヤ137の歯137aの歯面137bがリングギヤ143の内歯143aの歯面143bに当たる。即ち、第1クランクギヤ137が駆動側、リングギヤ143が被駆動側となる。
(e)において、アイドラギヤ141とリングギヤ143との噛み合い位置F((b)参照)では、エンジンの膨張行程時は、アイドラギヤ141がリングギヤ143がよりも慣性モーメントが小さいために回転しやすく、アイドラギヤ141の歯141aの歯面141bがリングギヤ143の内歯143aの歯面143bに当たる。即ち、アイドラギヤ141が駆動側、リングギヤ143が被駆動側となる。
(d)において、第1クランクギヤ137とリングギヤ143との噛み合い位置E((a)参照)では、エンジンの圧縮行程時は、リングギヤ143が第1クランクギヤ137よりも慣性モーメントが大きいために回転し続け、リングギヤ143の内歯143aの歯面143cが第1クランクギヤ137の歯137cの歯面137dに当たる。即ち、リングギヤ143が駆動側、第1クランクギヤ137が被駆動側となる。
(f)において、アイドラギヤ141とリングギヤ143との噛み合い位置F((a)参照)では、エンジンの圧縮行程時は、リングギヤ143がアイドラギヤ141よりも慣性モーメントが大きいために回転し続け、リングギヤ143の内歯143aの歯面143cがアイドラギヤ141の歯141cの歯面141dに当たる。即ち、リングギヤ143が駆動側、アイドラギヤ141が被駆動側となる。
以上の(a)〜(f)に示したように、エンジンの行程に拘わらず、第1クランクギヤ137とアイドラギヤ141は常にリングギヤ143の同一の歯に噛み合う、即ち、第1クランクギヤ137とアイドラギヤ141との回転は同期している。
従って、図1に示した第1ピストン23及び第2ピストン53には傾きが発生せず、スラップ音の発生や、第1ピストン23及び第2ピストン53、左シリンダボア22及び右シリンダボア52の摩耗等の発生を抑制することができる。
図6(a)〜(c)はエンジン出力取出し装置の形状を比較する作用図である。
(a)に示す比較例1(図9を模式図である。)のクランク軸間距離を、(b)に示す実施例(本実施形態)のクランク軸間距離Lに合わせると、比較例1のアウトプットギヤ224は、実施例のリングギヤ143に比べて小さくなる。
従って、アウトプットギヤ224の慣性モーメントが小さくなるため、別に、エンジンの回転変動を抑えるためのフライホイールが必要になる。
(a)に示す比較例1(図9を模式図である。)のクランク軸間距離を、(b)に示す実施例(本実施形態)のクランク軸間距離Lに合わせると、比較例1のアウトプットギヤ224は、実施例のリングギヤ143に比べて小さくなる。
従って、アウトプットギヤ224の慣性モーメントが小さくなるため、別に、エンジンの回転変動を抑えるためのフライホイールが必要になる。
また、(b)に示す比較例2(図9を模式図である。)のアウトプットギヤ224のピッチ円直径DCを(b)の実施例のリングギヤ143のピッチ円直径D4に合わせると、比較例2のクランク軸間距離LCが実施例のクランク軸間距離Lよりも大きくなり、エンジン自体が大型になる。
図7(a),(b)は本発明に係るエンジン出力取出し装置の別実施形態を示す模式図である。図3、図4に示した実施形態と同一構成については同一符号を付け、詳細説明は省略する。
(a)において、エンジン出力取出し装置160は、クランク軸16とクランク軸17との間に出力軸146を配置し、クランク軸16に取付けられた第1クランクギヤ161をリングギヤ143に噛み合わせたものである。
(a)において、エンジン出力取出し装置160は、クランク軸16とクランク軸17との間に出力軸146を配置し、クランク軸16に取付けられた第1クランクギヤ161をリングギヤ143に噛み合わせたものである。
(b)において、エンジン出力取出し装置160は、第1クランク軸16にベアリング138を介して回転自在にアイドラギヤ162を取付け、このアイドラギヤ162をリングギヤ143に噛み合わせ、第2クランク軸17に第2クランクギヤ163を取付け、この第2クランクギヤ163をアイドラギヤ162に噛み合わせたものである。
以上の(a),(b)に示したように、クランク軸16とクランク軸17とを結ぶ線上に出力軸146を配置することで、第1クランクギヤ162及び第2クランクギヤ163のピッチ円直径を大きくすることができ、減速比を小さくすることができる。
以上の図1、図3及び図4に示したように、エンジン10に平行配列された2本の第1クランク軸16及び第2クランク軸17から出力を取り出すエンジン出力取出し装置130において、第1クランク軸16に取付けられた第1クランクギヤ137と、第2クランク軸17に取付けられた第2クランクギヤ142と、第1クランクギヤ137と第2クランクギヤ142とを囲む形で配列され、第1クランクギヤ137と噛み合う内歯を備えるリングギヤ143と、第1クランク軸16に対して同軸上にベアリング138を介して回動自在に支持され、一方が第2クランクギヤ142と噛み合い、他方がリングギヤ143の内歯と噛み合うアイドラギヤ141とで構成されることにより、第1クランクギヤ137及びアイドラギヤ141が同一のリングギヤ143の内歯に噛み合うので、第1クランクギヤ137が噛み合うリングギヤ143の内歯と、アイドラギヤ141が噛み合うリングギヤ143の内歯とを同一歯とすることで、高負荷・高回転時でのリングギヤ143の変形や花びら共振(花びら状の変形を伴う共振)が起きても、第1クランクギヤ137とアイドラギヤ141、即ち、第1クランクギヤ137と第2クランクギヤ142と回転を常に同期させることができ、第1ピストン23、第2ピストン53の倒れを防止することができ、スラップ音発生や第1ピストン23、第2ピストン53、左シリンダボア22及び右シリンダボア52の摩耗を抑制することができる。
また、第1クランクギヤ137、第2クランクギヤ142及びアイドラギヤ141がリングギヤ143の内部に配置されているので、リングギヤ143の直径を従来のものに対して大きく設定することができる。従って、減速比を大きくする場合でも、各ギヤのモジュールを大きくする必要がなく、摩擦損失が増大することがない。また、リンクギヤ143の慣性モーメントを大きくすることができるため、別途フライホイールを設ける必要がなく、部品数の削減及びコストダウンを図ることができる。また、リングギヤ143を大きくすれば、歯面荷重が低減され、歯幅の短縮による軽量化も可能になる。
また一方では、第1クランクギヤ137、第2クランクギヤ142及びアイドラギヤ141のそれぞれを内側に配置可能な範囲でリングギヤ143の直径を小さくすることもでき、エンジン取出し装置130の小型化を図ることもできる。
更に、本発明は、リングギヤ143の剛性を高めて第1クランクギヤ137と第2クランクギヤ142との同期を保つのではなく、接触歯を同一にすることで同期を保ち、これによってリングギヤ143の軽量化を図ることもできる。歯幅が短縮されることでエンジン出力取出し装置130の軸方向の寸法を抑えることができる。
更にまた、アイドラギヤ141をベアリング138を介してクランク軸16で同軸に且つ回転自在に支持することができ、クランク軸16とアイドラギヤ141とが実質同期して回転するため、ベアリング138のフリクションが発生せず、ベアリング138の長寿命化を図ることができる。
本発明のエンジン出力取出し装置は、パラレルクランク式のエンジンに好適である。
10…エンジン、16…第1クランク軸(クランク軸)、17…第2クランク軸(クランク軸)、130,160…エンジン出力取出し装置、137,161…第1クランクギヤ、138…軸受(ベアリング)、141,162…アイドラギヤ、142,163…第2クランクギヤ、143…リングギヤ。
Claims (1)
- エンジンに平行配列された2本の第1クランク軸及び第2クランク軸から出力を取り出すエンジン出力取出し装置において、
前記第1クランク軸に取付けられた第1クランクギヤと、前記第2クランク軸に取付けられた第2クランクギヤと、第1クランクギヤと前記第2クランクギヤとを囲む形で配列され、第1クランクギヤと噛み合う内歯を備えるリングギヤと、前記第1クランク軸に対して同軸上に軸受を介して回動自在に支持され、一方が第2クランクギヤと噛み合い、他方がリングギヤの内歯と噛み合うアイドラギヤとで構成されることにより、前記第1クランクギヤ及び前記アイドラギヤが同一のリングギヤ内歯に噛み合うことを特徴とするエンジン出力取出し装置。
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