JP3642418B2 - Reciprocating internal combustion engine and method for operating the same - Google Patents

Reciprocating internal combustion engine and method for operating the same Download PDF

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Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、機関回転数が第１所定回転数のとき最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、前記第１所定回転数未満の機関回転数において必要図示出力を得るようにした往復動内燃機関およびその運転方法に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、所定の排気量を有する往復動内燃機関において、内燃機関の全負荷時（またはスロットル弁全開時）の性能曲線で表される図示出力の最大値、すなわち最大図示出力は、吸・排気系の通路径や吸・排気弁の径およびリフト量、圧縮比等の内燃機関を構成する部材の諸元に依存して決定される。そして、このようにして決定される最大図示出力は内燃機関の排気量が大きいほど大きくなり、また排気量の異なる内燃機関において、同じ大きさの図示出力を発生するときの機関回転数は、排気量が大きいほど低くなる。さらに、該最大図示出力が発生する機関回転数は、内燃機関が運転される機関回転域のうちの高回転域にあり、この最大図示出力が、該内燃機関に要求されている図示出力の最大値である必要図示出力となっている。
【０００３】
また、車両用内燃機関では、所定の機関回転数に達したときに、変速機等から構成される動力伝達装置にクランク軸のトルクを伝達する発進クラッチが設けられる。この発進クラッチとして、支持軸に揺動自在に支持された遠心ウエイトからなるクラッチシューを有する遠心式クラッチが使用される場合、クラッチシューの重心が、クランク軸の回転方向で支持軸よりも進み側に位置する、いわゆるリーディング式の遠心式クラッチが使用されていた。そして、リーディング式の遠心式クラッチでは、クラッチアウタとクラッチシューとの間の摩擦力がクラッチシューを径方向外方に揺動させるように作用する（以下、セルフロック作用という。）ため、クラッチでのトルク伝達性能、すなわちクラッチ容量を高めることができる利点がある。
さらに、内燃機関のクランク軸に結合された交流発電機のロータは、クランク軸の回転変動を抑制するためのフライホイールと一体に形成されている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、往復動内燃機関には、クランク軸、クランクピン、ピストン、動弁装置等の各摺動部における機械的摩擦損失と、オイルポンプ、発電機等の各種補機を駆動するための補機駆動損失とからなる摩擦損失動力が発生するため、該内燃機関の正味出力は、図示出力から摩擦損失動力を差し引いた値となる。そして、この摩擦損失動力は機関回転数の増加に応じて増加することから、図示出力は機関回転数が高くなるほど増加するものの、同時に摩擦損失動力も増加するため、最大図示出力が発生する機関回転数が含まれる高回転域において、単位正味出力および単位時間当たりの燃料消費率である正味燃料消費率を大幅に改善することは困難であり、前記高回転域での運転頻度が高い内燃機関では燃料消費率が悪化していた。
【０００５】
また、リーディング式の遠心式クラッチでは、非接続状態からのクラッチの接続時に、セルフロック作用により、クラッチシューの、クラッチアウタに対する押圧力の急増、すなわちクランク軸に作用する負荷の急増に起因するクランク軸の回転数の低下と、その回転数の低下によるクラッチシューのクラッチアウタに対する押圧力の減少、すなわちクランク軸に作用する負荷の減少に起因するクランク軸の回転数の上昇とを繰り返す結果、ジャダーと呼ばれる振動が発生し易く、この振動が車体を通じて乗員に伝わっていた。そして、低い回転域をその運転域とする内燃機関では、発進クラッチが接続状態となる機関回転数も低くなるため、適正なクラッチ容量を確保するためには、クラッチシューの重量を増加させたり、クラッチシューを大型化する必要があるが、このことは、ジャダーによる車体に対する加振力を大きくして、伝達される振動が乗員に不快感を与えることになる。
【０００６】
さらに、フライホールによるクランク軸の回転変動の抑制の程度を調整するためには、フライホイールと共に該フライホイールと一体の交流発電機を交換する必要があるため、簡単な調整ができない難点があり、また低い回転域をその運転域とする内燃機関では、回転変動を抑制する更なるフライホイールが必要となることがあるが、そのような場合には、新たなフライホイールを設けるスペースを確保する必要から、内燃機関が大型化することがあった。
【０００７】
本願発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、請求項１ないし請求項３記載の発明は、内燃機関が運転される機関回転域のうちの高回転域が、最大図示出力が発生する機関回転数よりも低い回転数に設定されると共に、この高回転域において必要図示出力を得ることにより、従来と同等の大きさの図示出力における摩擦損失動力を従来よりも減少させて正味出力を増加させ、正味燃料消費率を改善する往復動内燃機関の運転方法を提供することを目的とする。
そして、請求項４記載の発明は、請求項１記載の運転方法を行う往復動内燃機関を提供することを目的とし、請求項５記載の発明は、さらに、遠心式クラッチからなる発進クラッチの接続時に発生するジャダーを低減することを目的とし、請求項６および請求項７記載の発明は、さらに、内燃機関を大型化することなく、回転慣性質量の調整が容易なフライホイールを設けることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段および発明の効果】
本願の請求項１記載の発明は、機関回転数が第１所定回転数のときに全負荷時の図示出力の最大値である最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、該内燃機関は、機関回転数を検出する回転数センサおよび機関出力を低下させる出力低下手段を備え、該出力低下手段は、前記第１所定回転数未満の第２所定回転数にて前記内燃機関に要求されている全負荷時の最大の図示出力であって前記最大図示出力よりも小さい必要図示出力が得られるように、前記回転数センサにより検出された機関回転数が前記第２所定回転数を越えたとき、前記内燃機関の機関出力を低下させ、前記第２所定回転数は、前記第１所定回転数を上限値としたときの機関回転域を三等分して低回転域、中回転域および高回転域に分けたときの前記中回転域または前記低回転域に属する機関回転数である往復動内燃機関の運転方法である。
【０００９】
この請求項１記載の発明によれば、第２所定回転数を越えたとき作動する出力低下手段により、最大図示出力が得られる第１所定回転数よりも低い第２所定回転数にて必要図示出力が得られる。そして、従来の往復動内燃機関では、最大図示出力が前記必要図示出力となっているのに対して、本発明の内燃機関は、必要図示出力よりも大きな最大図示出力を発生し得る出力特性を有し、さらに第２所定回転数は第１所定回転数を上限値としたときの機関回転域を三等分して低回転域、中回転域および高回転域に分けたときの中回転域または低回転域に属する回転数であるため、前記従来の内燃機関の最大図示出力（必要図示出力でもある）が発生するときの機関回転数と比べても大幅に低い回転数となり、したがって第２所定回転数が含まれる高回転域における図示出力のうちの摩擦損失動力も、前記従来の内燃機関に比べて大幅に減少して、その分、正味出力が増加する。
【００１０】
その結果、第２所定回転数は、本発明の内燃機関が運転される機関回転域のうちの中回転域または低回転域に属する回転数であるため、前記従来の内燃機関の最大図示出力が発生するときの機関回転数に比べて大幅に低い回転数となるので、第２所定回転数が含まれる高回転域における図示出力のうちの摩擦損失動力も大幅に減少して正味出力が大きくなり、正味燃料消費率が大幅に改善されて、高回転域での運転頻度が高い内燃機関の燃料消費率が改善される。
また、本発明の内燃機関は、前記従来の内燃機関に比べて大幅に低い高回転域を有する機関回転域で運転されるため、該機関回転域よりも高い回転域での運転にも耐えるようにするために高剛性、高強度が要求される構成部品から構成される前記従来の内燃機関とは異なり、剛性および強度が低い構成部品により内燃機関を構成することができるので、内燃機関の軽量化ができ、この点でも燃料消費率が改善される。
【００１１】
請求項２記載の発明は、機関回転数が第１所定回転数のときに全負荷時の図示出力の最大値である最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、前記内燃機関は、機関回転数を検出する回転数センサおよび機関出力を低下させる出力低下手段を備え、該出力低下手段は、前記第１所定回転数未満の第２所定回転数にて前記内燃機関に要求されている全負荷時の最大の図示出力であって前記最大図示出力よりも小さい必要図示出力が得られるように、前記回転数センサにより検出された機関回転数が前記第２所定回転数を越えたとき、前記内燃機関の機関出力を低下させ、前記必要図示出力は、前記内燃機関の排気量の略１／２の排気量を有する往復動内燃機関の最大図示出力に等しい往復動内燃機関の運転方法である。
【００１２】
この請求項２記載の発明によれば、第２所定回転数を越えたとき作動する出力低下手段により、最大図示出力が得られる第１所定回転数よりも低い第２所定回転数にて必要図示出力が得られる。そして、本発明の内燃機関は、略１／２の排気量の内燃機関よりも排気量が大きな内燃機関であることから、第２所定回転数は、略１／２の内燃機関の最大図示出力が発生するときの機関回転数と比べて大幅に低い回転数となり、したがって第２所定回転数が含まれる高回転域における図示出力のうちの摩擦損失動力も、前記従来の内燃機関に比べて大幅に減少して、その分、正味出力が増加する。
【００１３】
その結果、本発明の内燃機関の必要図示出力は、本発明の内燃機関の排気量の略１／２の排気量を有する内燃機関の最大図示出力に等しいため、第２所定回転数は、略１／２の排気量の内燃機関の最大図示出力が発生するときの機関回転数に比べて大幅に低い回転数となるので、第２所定回転数が含まれる高回転域における図示出力のうちの摩擦損失動力も大幅に減少して正味出力が大きくなり、正味燃料消費率が大幅に改善されて、高回転域での運転頻度が高い内燃機関の燃料消費率が改善される。 また、本発明の内燃機関は、略１／２の排気量の内燃機関に比べて大幅に低い高回転域を有する機関回転域で運転されるため、該機関回転域よりも高い回転域での運転にも耐えるようにするために高剛性、高強度が要求される構成部品から構成される略１／２の排気量の内燃機関とは異なり、剛性および強度が低い構成部品により内燃機関を構成することができるので、内燃機関の軽量化ができ、この点でも燃料消費率が改善される。
【００１４】
請求項３記載の発明は、請求項１または請求項２記載の往復動内燃機関の運転方法において、前記内燃機関はマニュアル変速機を備えた車両に搭載され、前記第２所定回転数は、前記マニュアル変速機の各変速段に対応して、減速比が最も大きい１速で最も高く、前記減速比が小さくなるにつれて順次低くなるように設定されるものである。
【００１５】
この請求項３記載の発明によれば、第２所定回転数が減速比が最も大きい１速で最も高く、減速比が小さくなるにつれて順次低くなるように設定されるので、変速段毎の駆動力が確保されたうえで、各変速段における第２所定回転数を変更することによりシフトアップ時の駆動力を任意に変更できる。
その結果、引用された請求項記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。すなわち、マニュアル変速機の変速段毎の駆動力が確保されたうえで、シフトアップ時の駆動力変化を任意に変更できるので、シフトアップ時の駆動力変化を滑らかにして、スムーズな加速運転を実現できる。さらに、減速比の異なるギヤを有する車種に対する駆動力の確保およびシフトアップ時の駆動力変化の調整も容易になる。
【００１８】
請求項４記載の発明は、機関回転数が第１所定回転数のとき最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、前記内燃機関は、制御手段、機関回転数を検出する回転数センサおよび機関出力を低下させる出力低下手段を備え、前記制御手段は、前記回転数センサにより検出された機関回転数が前記第１所定回転数未満であって前記内燃機関に要求されている全負荷時の図示出力である必要図示出力が得られる第２所定回転数を越えたとき、前記出力低下手段により前記内燃機関の機関出力を低下させる往復動内燃機関である。
【００１９】
この請求項４記載の発明によれば、制御手段、回転数センサおよび出力低下手段を有する往復動内燃機関により、請求項１記載の発明と同様の効果が奏される。
【００２０】
請求項５記載の発明は、請求項４記載の往復動内燃機関において、前記内燃機関は車両用内燃機関であり、該内燃機関のクランク軸には発進クラッチが結合され、該発進クラッチは、前記第２所定回転数よりも低い所定の機関回転数を越えたときクラッチアウタに当接する揺動自在な遠心ウエイトからなるクラッチシューを有するトレーリング式の遠心式クラッチであるものである。
【００２１】
この請求項５記載の発明によれば、トレーリング式の遠心式クラッチでは、クラッチシューの重心が、クランク軸の回転方向で支持軸よりも遅れ側にあるため、クラッチの非接続状態からクラッチシューがクラッチアウタに当接するクラッチ接続時に、摩擦力がクラッチシューを径方向内方に揺動させるように作用するので、クラッチシューの、クラッチアウタに対する押圧力の大きさの変化は、リーディング式のものに比べて小さくなり、その押圧力の増加、すなわちクランク軸に作用する負荷の増加に起因するクランク軸の回転数の低下と、その回転数の低下によるクラッチシューのクラッチアウタに対する押圧力の減少、すなわちクランク軸に作用する負荷の減少に起因するクランク軸の回転数の上昇との繰り返しによる回転数の変動幅を小さくすることができる。
【００２２】
その結果、請求項４記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。すなわち、発進クラッチは、トレーリング式の遠心式クラッチから構成されるので、クラッチ接続時に、クラッチシューのクラッチアウタとの当接によるクランク軸の回転数の変動幅を小さくすることができて、ジャダーを低減することができ、発生するジャダーによる車両に対する加振力は小さいものとなって、伝達される振動による乗員の不快感が軽減される。そして、クラッチ接続時の機関回転数が低い場合にクラッチシューの重量を増加させ、またはクラッチシューを大型化させたときにも、適正なクラッチ容量を確保したうえで、ジャダーを低減することができる。
【００２３】
請求項６記載の発明は、請求項４または請求項５記載の往復動内燃機関において、前記内燃機関のクランク軸には、スタータモータにより回転駆動される被動部材が一方向クラッチを介して結合され、該一方向クラッチのアウタレースは、前記クランク軸と一体に回転する交流発電機のロータの結合部に着脱可能に結合されると共に該結合部よりも径方向外方に延びることにより、回転慣性質量を調整可能なフライホールを構成するものである。
【００２４】
この請求項６記載の発明によれば、従来の一方向クラッチのアウタレースの径方向外方に存したスペースを利用して、アウタレースが交流発電機のロータの結合部よりも径方向外方に延びるように形成され、このアウタレースによりフライホイールが構成される。しかも、フライホールを構成するアウタレースは交流発電機のロータに着脱可能であるので、フライホイールの回転慣性質量の調整がアウタレースのみを交換することによりできる。
【００２５】
その結果、引用された請求項記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。すなわち、従来の一方向クラッチのアウタレースの径方向外方に存したスペースを利用して、交流発電機のロータの結合部に結合されると共に、結合部よりも径方向外方に延びるアウタレースによりフライホイールが構成されるので、内燃機関の大型化を回避しつつフライホイールを追加して設けることができて、クランク軸の回転変動を一層抑制することができる。しかも、フライホールを構成するアウタレースは交流発電機のロータに着脱可能であるので、フライホイールの回転慣性質量の調整は、アウタレースのみを交換することにより簡単にできて、回転変動の抑制の程度を容易に調整することができる。
【００２６】
請求項７記載の発明は、請求項６記載の往復動内燃機関において、前記アウタレースは、所定半径よりも外側に軸方向での最大幅を有し、前記所定半径よりも内側に前記ロータの軸方向での一端部である前記結合部が嵌合される凹部を有するものである。
【００２７】
この請求項７記載の発明によれば、アウタレースは、ロータの結合部の径方向外方で軸方向に存するスペースを利用して、所定半径よりも外側で軸方向での最大幅を有するように形成されることから、回転慣性質量を大きくすることができる。しかも、交流発電機のロータの軸方向での一端部である結合部が、アウタレースの凹部に嵌合されるので、その嵌合している分、アウタレースとロータとを結合したときの軸方向での寸法が小さくなる。
【００２８】
その結果、請求項６記載の発明の効果に加えて、次の効果が奏される。すなわち、径方向で大型化されたアウタレースは、ロータの結合部の径方向外方で軸方向に存するスペースを利用して、所定半径よりも外側で軸方向での最大幅を有するように形成されることから、内燃機関の大型化を回避したうえで、回転慣性質量を大きくすることができて、回転変動の抑制に効果的なフライホイールを構成できる。しかも、所定半径よりも内側で、交流発電機のロータの軸方向での一端部である結合部がアウタレースの凹部に嵌合されるので、アウタレースとロータとを結合したときの軸方向での寸法が小さくなって、この点でも内燃機関の大型化を回避できる。
【００２９】
なお、この明細書において、「軸方向」とは、クランク軸の回転軸線の方向を意味し、「径方向」とは、クランク軸の回転軸線を中心とする放射方向を意味する。
【発明の実施の形態】
以下、本願発明の実施例を図１ないし図６を参照して説明する。
本願発明が適用される往復動内燃機関１は、自動２輪車に搭載される、単気筒の頭上カム軸式４サイクル往復動内燃機関であり、その要部構成図である図１および図２を参照すると、火花点火式、かつ水冷式の内燃機関１は、クランクケース２の上端に、シリンダ３、シリンダヘッド４およびヘッドカバー（図示されず）が順次組み付けられて一体とされる。クランクケース２にはクランク軸５が１対の主軸受18,19を介して回転自在に支持され、シリンダ３内に摺動自在に嵌合されたピストン６の往復動が、コンロッド７を介してクランク軸５の回転動に変換される。
【００３０】
クランク軸５の、主軸受18から左方に延びる左軸端部には、主軸受18側から左方に向かって駆動スプロケット30、スタータドリブンギヤ62および交流発電機31が順次設けられる。クランク軸５と一体に結合された駆動スプロケット30と、シリンダヘッド４に回転自在に支持されたカム軸32に一体に結合されたカムスプロケット33との間には、タイミングチェーン34が掛け渡されて、カム軸32が、クランク軸５の１／２の回転数で回転駆動される。さらに、カム軸５の左端には永久磁石を使用した磁気カップリング35を介してカム軸32と駆動結合される冷却水ポンプ36が設けられる。
【００３１】
図３および図４を併せて参照すると、スタータモータ60のピニオンギヤ60aから、減速ギヤ61を介して回転駆動される被動部材としてのスタータドリブンギヤ62は、そのボス部62aの内周面とクランク軸５の外周面に配置された多数のニードル63を介して、クランク軸５に回転自在に支持される。そして、スタータドリブンギヤ62は、周知のカム型の一方向クラッチ64を介してクランク軸５に結合される。すなわち、一方向クラッチ64の後述するアウタレース66は、アウタレース66に形成された３つのねじ孔Ｈに螺合される３本のボルトＢにより、交流発電機31の、クランク軸５と一体に回転するロータ31bに締結される。
【００３２】
一方向クラッチ64は、インナレース65としての円環状のボス部62aと、円環状のアウタレース66との間に配置されたカム面を有する多数のころ状のカム67と、カム67相互を所定間隔に保持するカム保持器68と、各カム67の軸方向での移動を規制する１対のサイドプレート69，70と、各カム67に連結されたスプリング71とを備えている。
【００３３】
これにより、始動時には、スタータモータ60の回転が、ピニオンギヤ60aから減速ギヤ61を介してスタータドリブンギヤ62に伝達され、さらに一方向クラッチ64およびロータ31bを介してクランク軸５に伝達されて、クランク軸５が回転駆動される。そして、内燃機関１が自力回転を始めて、クランク軸５の回転数がスタータドリブンギヤ62の回転数を上回るようになったとき、クランク軸５からスタータドリブンギヤ62への回転の伝達は、一方向クラッチ64により遮断される。
【００３４】
また、交流発電機31は、発電機カバー37に固定されたステータ31aと、該ステータ31aの外方を囲んでクランク軸５に一体に結合された椀状のロータ31bとを備える。ロータ31bは、クランク軸５に対して、回転方向にキー結合されると共に、軸方向にナット38により締結される基部31cと、該基部31cのフランジ部31c1にリベット結合される椀状の磁石保持部31dとを有する。そして、アウタレース66は、ロータ31bの結合部としてのフランジ部31c1に、ボルトＢにより着脱可能に締結される。
【００３５】
ところで、アウタレース66は、従来の一方向クラッチのアウタレースの径方向外方に存していたスペースを利用して、従来のアウタレースよりも径方向に大きくされて、フランジ部31c1よりも径方向外方に延びることにより、発電機カバー37の内周面37a付近まで延びて、その外周面66aが内周面37aに近接する位置を占める。また、アウタレース66の、軸方向でのロータ31b側の端面には、所定半径であるフランジ部31c1の回転軸線Ｌからの半径にほぼ等しい位置に、軸方向に所定幅の段差を有する段差部66bが形成される。そして、アウタレース66には、該段差部66bの外側に、アウタレース66の、軸方向での幅が最大となる外側部分66cが、外周面66aに達する径方向範囲に渡って形成され、段差部66bの内側に、軸方向での幅が外側部分66cのそれよりも前記段差の分小さくされた内側部分66dが、内周面66eの近傍にまでの径方向範囲に渡って形成され、この段差部66bおよび内側部分66dにより、フランジ部31c1が嵌合される凹部72が形成される。
【００３６】
このように、アウタレース66の外側部分66cは、フランジ部31c1よりも径方向外方に位置すると共に、一方向クラッチ64とロータ31bとの間に存する軸方向でのスペースを利用して、軸方向での幅を大きくすることができ、それによって外側部分66cの質量を大きくすることが可能となる。したがって、アウタレース66は、クランク軸５と一体に回転する交流発電機31のロータ31bに着脱可能とされることで、アウタレース66のみを交換することにより回転慣性質量の調整が可能であり、かつクランク軸５の回転変動を抑制するためのフライホイールを構成する。
【００３７】
一方、クランク軸５の、主軸受19から右方に延びる右軸端部の外周には、クランク軸５の回転軸線Ｌと同軸に、クランク軸５に回転自在に支持された筒状部材40が設けられ、該筒状部材40の主軸受19側には駆動ギヤ41が一体に形成され、筒状部材40の右側の先端部には発進クラッチ50が設けられる。
【００３８】
図２および図５を参照すると、発進クラッチ50は、クランク軸５と一体に回転するドライブプレート51と、ドライブプレート51の外側に位置して筒状部材40と一体に回転する椀状のクラッチアウタ52とを有する遠心式クラッチからなる。該ドライブプレート51に固定された３つの支持軸53には、３つの遠心ウェイトからなるクラッチシュー54が、それぞれ揺動自在に支持され、外側面に摩擦材からなるライニング55を有する各クラッチシュー54は、クラッチシュー54の重心が支持軸53の位置よりもクランク軸５の回転方向Ａで遅れ側に位置するように配置されて、発進クラッチ50の接続時に、摩擦力がクラッチシュー54を径方向内方に揺動させるように作用することから、この遠心式クラッチは、いわゆるトレーリング式の遠心式クラッチとなっている。
【００３９】
発進クラッチ50は、機関回転数Ｎが、後述する第２所定回転数 N2 よりも低い所定の回転数を越えたときに接続するように構成される。すなわち、機関回転数Ｎが所定の機関回転数を越えたとき、クラッチシュー54は、発生する遠心力により、クラッチスプリング56のばね力に抗して支持軸53を中心に径方向外方に揺動し、ライニング55を介してクラッチアウタ52の内周面に当接して、発進クラッチ50の接続が開始され、やがてドライブプレート51とクラッチアウタ52とが一体に回転するようになり、発進クラッチ50が完全接続状態になる。
【００４０】
そして、発進クラッチ50は、内燃機関１の機関回転数Ｎが低回転数のときにも確実なトルク伝達が可能なクラッチ容量を確保することが可能な比較的大きな遠心力がクラッチシュー54に発生するように、従来の内燃機関のそれよりも大型のクラッチシュー54とされるか、または大きな質量を持つクラッチシュー54を備えたものとされる。
【００４１】
駆動ギヤ41と噛合する被動ギヤ43は、常時噛み合い式のギヤ変速機であるマニュアル変速機Ｍのメイン軸44に回転自在に支持され、該被動ギヤ43は、メイン軸44の、クランクケース２から右方に突出した右端部に設けられた変速クラッチＣのクラッチアウタにダンパを介して駆動連結される。変速クラッチＣは、運転者により操作されるリレーズ機構により摩擦接合または接合解除がなされる多数のクラッチ板を有する摩擦式多板クラッチであり、多数のクラッチ板がスプリング力により摩擦接合したとき、クランク軸５のトルクが、クラッチアウタを介してメイン軸44と一体に結合されたクラッチインナに伝達されて、変速クラッチＣが接続状態となり、多数のクラッチ板の摩擦接合が解除されたとき、クラッチアウタからクラッチインナへのトルクの伝達が断たれて、変速クラッチＣが非接続状態となる。
【００４２】
クランクケース２内でクランク軸５の後方に配置されるマニュアル変速機Ｍは、メインギヤ群45が設けられたメイン軸44およびカウンタギヤ群47が設けられカウンタ軸46を備え、図示されない変速操作機構によりシフトドラム48が回転されると、シフトドラム48のカム溝に係合したシフトフォークが支持軸上で左右方向に適宜移動して、変速操作に対応したメインギヤ群45のギヤとカウンタギヤ群47のギヤとが適宜噛み合って変速が行われる。
【００４３】
なお、ドライブプレート51の軸方向の一側には、カバー80により覆われて形成される遠心ストレーナ81が形成され、メインギャラリ（図示されず）に連通する油路82を経て遠心ストレーナ81に供給された潤滑油に混入している異物が、遠心ストレーナ81において、遠心力により分離されて、清浄な潤滑油がクランク軸５の内部に形成された油路83を経てクランクピン5a等の潤滑箇所に供給される。
【００４４】
それゆえ、クランク軸５のトルクは、発進クラッチ50から筒状部材40と一体の駆動ギヤ41に伝達され、さらに、駆動ギヤ41および被動ギヤ43からなる１次減速機構、変速クラッチＣを介して、マニュアル変速機Ｍに伝達され、変速後のトルクが、カウンタ軸46から２次減速機構（図示されず）を介して後輪ＷRに伝達されて、後輪ＷRが回転駆動される（図１参照）。
【００４５】
図１および図２を再度参照すると、内燃機関１において、ピストン６との間に燃焼室８を形成するシリンダヘッド４には、燃焼室８にそれぞれ連通する吸気ポート９および排気ポート10が設けられ、さらに吸気ポート９の燃焼室８側の開口を開閉する吸気弁11および排気ポート10の燃焼室８側の開口を開閉する排気弁12が設けられる。吸気弁11および排気弁12は、カム軸32およびロッカアーム（図示されず）等から構成される動弁装置により、クランク軸５と同期して、所定の開閉時期およびリフト量で開弁駆動される。さらに、燃焼室８に臨んで、燃焼室８内の混合気に点火するための点火栓13がシリンダヘッド４に装着される。
【００４６】
吸気ポート９の上流側であるシリンダヘッド４側面の開口には吸気管14が接続され、該吸気管14には、吸気ポート９に向かって燃料を供給して混合気を形成する燃料噴射弁16が設けられる一方、排気ポート10の下流側であるシリンダヘッド４側面の開口には排気管15が接続される。
【００４７】
燃料噴射量と点火時期とを制御する制御手段である電子制御ユニット（ＥＣＵ）20には、機関回転数Ｎを検出する回転数センサ21、スロットル弁開度を検出する開度センサ22、スロットル弁下流の吸気圧力を検出する圧力センサ23、冷却水温を検出する温度センサ24等の内燃機関１の運転状態を検出する検出手段である前記各種センサ21〜24からの検出信号が入力され、これら検出信号に基づいて、燃料噴射弁16からは、機関運転状態に応じた噴射量で燃料が噴射され、さらに点火コイル17での高電圧の発生時期が制御されて、点火栓13により、機関運転状態に応じた点火時期で点火が行われる。
【００４８】
ここで、全負荷時（スロットル弁全開時）の性能曲線を示す図６を参照すると、設定された排気量、例えば２００ｃｃの排気量を有する内燃機関１は、吸・排気系の通路径や吸気弁11・排気弁12の径およびリフト量、圧縮比等の、内燃機関１の図示出力の最大値である最大図示出力PMを決定する内燃機関１を構成する部材の諸元により、図中二点鎖線で示されるように、機関回転数Ｎが第１所定回転数N1である６０００ｒｐｍのときに、最大図示出力PMが発生する出力特性を有している。
【００４９】
そして、この第１所定回転数N1で最大図示出力PMを発生する出力特性を有する内燃機関１において、第１所定回転数N1未満の第２所定回転数N2、例えば３５００ｒｐｍにおいて、内燃機関１に要求されている図示出力の最大値である必要図示出力PSが得られるように、回転数センサ21で検出される機関回転数Ｎが第２所定回転数N2を越えたとき、電子制御ユニット20での一連の演算処理で構成される出力低下手段26から、燃料噴射弁16の駆動を停止する信号が出力されて、燃料噴射弁16からの燃料の供給がカットされ、内燃機関１の機関出力が低下させられる。
【００５０】
このとき、第２所定回転数N2は、必要図示出力PSが得られる機関回転数Ｎであることを前提として、内燃機関１の排気量および最大図示出力PMに基づいて決定される。そして、この実施例では、第２所定回転数N2は、内燃機関１が、停止時（機関回転数Ｎが０（ゼロ））から第１所定回転数N1を上限値とする機関回転域で運転されると仮定して、該機関回転域を三等分して低回転域、中回転域および高回転域に分けたときの中回転域に属する機関回転数Ｎとされ、内燃機関１が運転される機関回転域Ｒのうちの高回転域に属する。
【００５１】
次に、前述のように構成された実施例の作用および効果について説明する。
図６を参照すると、排気量が内燃機関１のそれの略１／２であって、必要図示出力PSと等しい最大図示出力Pmを発生する従来の往復動内燃機関の出力特性が破線で示されている。そして、内燃機関１の必要図示出力PSが得られる機関回転数Ｎ、すなわち第２所定回転数N2は、前記従来の内燃機関において最大図示出力Pmが発生するときの機関回転数N3の１／２以下であり、それに対応して、内燃機関１の必要図示出力PSのうちの摩擦損失動力PLMは、やはり破線で示される前記従来の内燃機関の最大図示出力Pmのうちの摩擦損失動力PLmの１／２以下であることがわかる。そして、内燃機関１と前記従来の内燃機関とを比較すると、同じ大きさの図示出力のうちの摩擦損失動力PLは、内燃機関１のほうが少なくなっている。なお、図６の摩擦損失動力PLのデータを得るに当たり、内燃機関１と前記従来の内燃機関とにおいて、機械的摩擦損失が生じる摺動部は同じ箇所とされ、また補機駆動損失を生じさせる補機は同一とされた。
【００５２】
このように、機関回転数Ｎが第１所定回転数N1のとき最大図示出力PMを発生する出力特性を有する内燃機関１において、内燃機関１が第１所定回転数N1未満であって、第１所定回転数N1を上限値としたときの機関回転域を三等分して低回転域、中回転域および高回転域に分けたときの中回転域に属する第２所定回転数N2を越えたとき作動する出力低下手段26により、最大図示出力PMが得られる第１所定回転数N1よりも大幅に低い第２所定回転数N2にて、内燃機関１に要求されている最大の図示出力である必要図示出力PSが得られる。そして、前記従来の内燃機関では最大図示出力Pmが必要図示出力PSとなっているため、内燃機関１は、必要図示出力PSよりも大きな最大図示出力PMを発生し得る出力特性を有することから、前記従来の内燃機関よりも排気量が大きな内燃機関となっている。そして、必要図示出力PSが発生する第２所定回転数N2は、前記従来の内燃機関において最大図示出力Pmが発生するときの機関回転数N3と比べても大幅に低い回転数となり、必要図示出力PSのうちの摩擦損失動力PLMは、前記従来の内燃機関に比べて大幅に減少するので、内燃機関１が、その機関回転域Ｒのうちの高回転域で運転されるときにも、図示出力のうちの摩擦損失動力PLは、前記従来の内燃機関よりも大幅に減少して、その分、正味出力が増加するので、正味燃料消費率が大幅に改善されて、前記高回転域での運転頻度が高いときにも内燃機関１の燃料消費率が改善される。また、内燃機関１は、前記従来の内燃機関に比べて大幅に低い高回転域を有する機関回転域Ｒで運転されるため、該機関回転域Ｒよりも高い回転域での運転にも耐えるようにするため高剛性、高強度が要求される構成部品から構成される前記従来の内燃機関とは異なり、剛性および強度が比較的低い構成部品により内燃機関１を構成することができるので、内燃機関１の軽量化ができ、この点でも燃料消費率が改善される。
【００５３】
また、機関回転数Ｎが第２所定回転数N2を越えたとき、出力低下手段26は内燃機関１に供給される燃料をカットするので、点火時期を制御して機関出力を低下させる場合に比べて、燃料消費が少なくなり、燃料消費率が一層改善される。
【００５４】
また、内燃機関１は前記従来の内燃機関に比べて大幅に低い高回転域を有する機関回転域Ｒで運転されるにも拘わらず、クランク軸５に設けられた発進クラッチ50および交流発電機31が、クランク軸５に付加された回転慣性質量として機能するため、低回転数のクランク軸５の回転変動が抑制されて、スムーズな運転が可能となる。さらに、内燃機関１は従来の内燃機関に比べて低い回転域で運転されることから、低回転数においても確実なトルク伝達ができるように、発進クラッチ50は、従来の内燃機関のものよりも大型とされたり、または従来の内燃機関に比べて大きな質量を有する遠心ウエイトを備えたものとされるので、回転慣性質量を増加させることができて、前記回転変動が一層抑制される。
【００５５】
そのうえ、発進クラッチ50はトレーリング式の遠心式クラッチから構成されるので、クラッチシュー54の重心はクランク軸５の回転方向Ａで支持軸53よりも遅れ側にあり、機関回転数Ｎが前記所定の機関回転数を越えて、発進クラッチ50が非接続状態からクラッチシュー54のライニング55がクラッチアウタ52に当接するクラッチ接続時に、摩擦力がクラッチシュー54を径方向内方に揺動させるように作用する。そのため、クラッチシュー54の、クラッチアウタ52に対する押圧力の大きさの変化は、リーディング式のものに比べて小さくなり、その押圧力の増加、すなわちクランク軸５に作用する負荷の増加に起因するクランク軸５の回転数の低下と、その回転数の低下によるクラッチシュー54のクラッチアウタ52に対する押圧力の減少、すなわちクランク軸５に作用する負荷の減少に起因するクランク軸５の回転数の上昇との繰り返しによる回転数の変動幅を小さくすることができて、ジャダーを低減することができ、発生するジャダーによる車両に対する加振力は小さいものとなって、伝達される振動による乗員の不快感が軽減される。
【００５６】
そして、第２所定回転数N2が、前記中回転域に属すると共に、前記従来の内燃機関において最大図示出力Pmが発生するときの機関回転数N3の１／２以下の回転数であることにより、内燃機関１が従来に比べて低い回転数領域に属する機関回転域Ｒにおいて運転される場合にも、クラッチシュー54の重量を増加させ、またはクラッチシュー54を大型化させて適正なクラッチ容量を確保したうえで、ジャダーを低減することができる。
【００５７】
スタータドリブンギヤ62をクランク軸５に結合する一方向クラッチ64のアウタレース66は、従来の一方向クラッチのアウタレースの径方向外方に存したスペースを利用して、交流発電機31のロータ31bのフランジ部31c1に結合されると共に、フランジ部31c1よりも径方向外方に延びるように形成され、このアウタレース66によりフライホイールが構成されるので、内燃機関１の大型化を回避しつつフライホイールを追加して設けることができて、クランク軸５の回転変動を一層抑制することができる。しかも、フライホールを構成するアウタレース66は交流発電機31のロータ31bに着脱可能であるので、フライホイールの回転慣性質量の調整は、アウタレース66のみを交換することにより簡単にできて、回転変動の抑制の程度を容易に調整することができる。
【００５８】
径方向で大型化されたアウタレース66は、ロータ31bのフランジ部31c1の径方向外方で軸方向に存するスペースを利用して、段差部66bが形成される前記所定半径よりも外側に形成される外側部分66cで軸方向での最大幅を有することから、内燃機関１の大型化を回避したうえで、回転慣性質量をさらに大きくすることができる。
【００５９】
それゆえ、第２所定回転数N2が、前記中回転域に属すると共に、前記従来の内燃機関において最大図示出力Pmが発生するときの機関回転数N3の１／２以下の回転数であることにより、内燃機関が従来に比べて低い回転域に属する機関回転域Ｒにおいて運転される場合にも、一方向クラッチ64のアウタレース66を利用して、内燃機関１の大型化を回避したうえで、フライホイールの増設が可能であり、しかも回転慣性質量を大きくすることができて、クランク軸５の回転変動の抑制に効果的なフライホイールを構成できる。
【００６０】
しかも、前記所定半径よりも内側で、交流発電機31のロータ31bの軸方向での一端部であるフランジ部31c1が、アウタレース66の凹部72に嵌合されるので、その嵌合している分（段差分）、アウタレース66とロータ31bとを結合したときの軸方向での寸法が小さくなって、この点でも内燃機関１の大型化を回避できる。
【００６１】
以下、前述した実施例の一部の構成を変更した実施例について、変更した構成に関して説明する。
前記実施例では、第２所定回転数N2は、中回転域に属する回転数であったが、第２所定回転数N2は、第１所定回転数N1未満であればよく、その大きさは、前述のように、内燃機関１の排気量および最大図示出力PMに基づいて決定され、これによっても、前記実施例に比べると、燃料消費率の改善の程度および内燃機関１の軽量化の程度は少なくなるものの、正味燃料消費率の改善、内燃機関１の軽量化等の、前記実施例と同種の効果が奏される。
【００６２】
また、図１に図示されるように、マニュアル変速機Ｍの変速位置を検出するギヤ位置スイッチ25を設けて、第２所定回転数N2が、１速から４速までの変速段を有するマニュアル変速機Ｍの各変速段に対応して設定されるようにしてもよい。その際、各変速段において必要な駆動力が確保されるように、各第２所定回転数N2は、減速比が最も大きい１速での第２所定回転数N2が最も高く、以下、減速比が小さくなるにつれて、各変速段での第２所定回転数N2が順次低くなるように設定される。
【００６３】
このようにすることで、マニュアル変速機Ｍの各変速段に対応して第２所定回転数N2が設定されるので、変速段毎の駆動力が確保されたうえで、各変速段における第２所定回転数N2を変更することによりシフトアップ時の駆動力を任意に変更できるので、シフトアップ時の駆動力変化を滑らかにして、スムーズな加速運転を実現できる。さらに、減速比の異なるギヤを有する車種に対する駆動力の確保およびシフトアップ時の駆動力変化の調整も容易になる。
【００６４】
前記実施例では、出力低下手段26は、燃料噴射弁16を制御して、燃料カットを行うものであったが、燃料噴射量を減量するものであってもよく、また点火時期を最適点火時期から大きく遅角または進角させるか、または点火の停止または間引き点火を行うことで、内燃機関１の機関出力を低下させるものであってもよい。そして、出力低下手段26により、燃料噴射量の減量、点火時期の遅角または進角、点火の間引きがなされた場合には、第２所定回転数N2を越えたときの出力の低下は、図６の一点鎖線で示されるように、燃料カットを実行したときに比べて緩やかなものとなり、さらにこれらの場合、最高回転数を燃料カットまたは点火の停止により規制することもできる。
【００６５】
第２所定回転数N2は、内燃機関１の排気量が大きく、かつ必要図示出力PSが小さいときは、第１所定回転数N1を上限値としたときの機関回転域の低回転域に属する機関回転数Ｎとすることもできる。さらに、内燃機関１は多気筒であってもよく、車両は、自動２輪車以外の車両であってよい。
【００６６】
前記実施例では、アウタレース66に凹部72が形成されたが、この凹部72はなくてもよく、また前記所定半径は、ロータ31bの基部31cのフランジ部31c1の半径とされたが、フランジ部31c1の半径よりも大きくてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本願発明の実施例である往復動内燃機関の要部構成図である。
【図２】図１の内燃機関のクランク軸の回転軸線を含む平面での平断面図である。
【図３】図２の要部拡大平断面図である。
【図４】図３において、交流発電機および一方向クラッチのサイドプレートを外したときのＩＶ矢視図である。
【図５】図２において、ドライブプレートを外したときのＶ矢視図である。
【図６】図１の内燃機関の性能曲線を示すグラフである。
【符号の説明】
１…内燃機関、２…クランクケース、３…シリンダ、４…シリンダヘッド、５…クランク軸、６…ピストン、７…コンロッド、８…燃焼室、９…吸気ポート、10…排気ポート、11…吸気弁、12…排気弁、13…点火栓、14…吸気管、15…排気管、16…燃料噴射弁、17…点火コイル、18，19…主軸受、
20…電子制御ユニット、21…回転数センサ、22…開度センサ、23…圧力センサ、24…温度センサ、25…ギヤ位置スイッチ、26…出力低下手段、
30…駆動スプロケット、31…交流発電機、31b…ロータ、31c1…フランジ部、32…カム軸、33…カムスプロケット、34…タイミングチェーン、35…磁気カップリング、36…冷却水ポンプ、37…発電機カバー、38…ナット、
40…筒状部材、41…駆動ギヤ、43…被動ギヤ、44…メイン軸、45…メインギヤ群、46…カウンタ軸、47…カウンタギヤ群、48…シフトドラム、
50…発進クラッチ、51…ドライブプレート、52…クラッチアウタ、53…支持軸、54…クラッチシュー、55…ライニング、56…クラッチスプリング、
60…スタータモータ、61…減速ギヤ、62…スタータドリブンギヤ、63…ニードル、64…一方向クラッチ、65…インナレース、66…アウタレース、66b…段差部、66c…外側部分、66d…内側部分、67…カム、68…カム保持器、69，70…サイドプレート、71…スプリング、72…凹部、
80…カバー、81…遠心ストレーナ、82，83…油路、
Ｃ…変速クラッチ、Ｍ…マニュアル変速機、ＷR…後輪、Ｒ…機関回転域、Ａ…回転方向、Ｂ…ボルト、Ｈ…ねじ孔、Ｌ…回転軸線。[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
According to the present invention, in a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic that generates a maximum indicated output when the engine speed is a first predetermined speed, a required indicated output is obtained at an engine speed less than the first predetermined speed. The present invention relates to a reciprocating internal combustion engine and an operating method thereof.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, in a reciprocating internal combustion engine having a predetermined displacement, the maximum value of the indicated output represented by the performance curve when the internal combustion engine is fully loaded (or when the throttle valve is fully open), that is, the maximum indicated output is the intake / exhaust system. It is determined depending on the specifications of the members constituting the internal combustion engine, such as the passage diameter, the intake / exhaust valve diameter, the lift amount, and the compression ratio. The maximum indicated output determined in this way increases as the displacement of the internal combustion engine increases, and in an internal combustion engine having a different displacement, the engine speed when the indicated output of the same magnitude is generated is The larger the amount, the lower. Further, the engine speed at which the maximum indicated output is generated is in a high rotation range of the engine rotation range where the internal combustion engine is operated, and this maximum indicated output is the maximum indicated output required for the internal combustion engine. It is a necessary illustrated output that is a value.
[0003]
Further, in the vehicle internal combustion engine, a start clutch is provided that transmits the torque of the crankshaft to a power transmission device configured by a transmission or the like when a predetermined engine speed is reached. When a centrifugal clutch having a clutch shoe made of a centrifugal weight supported swingably on a support shaft is used as the starting clutch, the center of gravity of the clutch shoe is more advanced than the support shaft in the rotational direction of the crankshaft. The so-called leading type centrifugal clutch located in 1 was used. In the leading centrifugal clutch, the frictional force between the clutch outer and the clutch shoe acts to swing the clutch shoe radially outward (hereinafter referred to as a self-locking action). Torque transmission performance, that is, the clutch capacity can be increased.
Further, the rotor of the alternator coupled to the crankshaft of the internal combustion engine is formed integrally with a flywheel for suppressing rotation fluctuation of the crankshaft.
[0004]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in a reciprocating internal combustion engine, there are mechanical friction losses in sliding parts such as a crankshaft, a crankpin, a piston, and a valve operating device, and an auxiliary machine for driving various auxiliary machines such as an oil pump and a generator. Since the friction loss power consisting of the drive loss is generated, the net output of the internal combustion engine is a value obtained by subtracting the friction loss power from the illustrated output. Since this friction loss power increases as the engine speed increases, the indicated output increases as the engine speed increases, but at the same time, the friction loss power also increases, so the engine speed at which the maximum indicated output is generated. It is difficult to significantly improve the net fuel consumption rate, which is the unit net output and the fuel consumption rate per unit time, in the high engine speed range including the number. The fuel consumption rate was getting worse.
[0005]
In the leading centrifugal clutch, when the clutch is engaged from the non-connected state, the self-locking action causes a sudden increase in the pressing force of the clutch shoe against the clutch outer, that is, a crank caused by a sudden increase in the load acting on the crankshaft. As a result of repeated reduction in the rotation speed of the shaft and decrease in the pressing force of the clutch shoe against the clutch outer due to the decrease in the rotation speed, that is, increase in the rotation speed of the crankshaft due to a decrease in the load acting on the crankshaft, It was easy to generate a vibration called, and this vibration was transmitted to the passengers through the car body. And in the internal combustion engine whose operating range is a low rotational range, the engine speed at which the starting clutch is in a connected state is also low, so in order to secure an appropriate clutch capacity, the weight of the clutch shoe is increased, Although it is necessary to increase the size of the clutch shoe, this increases the excitation force of the judder to the vehicle body, and the transmitted vibration gives the passenger an uncomfortable feeling.
[0006]
Furthermore, in order to adjust the degree of suppression of crankshaft rotation fluctuation due to the flyhole, it is necessary to replace the flywheel and the alternator integrated with the flywheel. In addition, an internal combustion engine that operates in a low rotation range may require an additional flywheel that suppresses rotational fluctuations. In such a case, it is necessary to secure a space for installing a new flywheel. As a result, the internal combustion engine may become large.
[0007]
  The present invention has been made in view of such circumstances, and claims 1 to3In the described invention, the high rotational speed range of the engine rotational speed range in which the internal combustion engine is operated is set to a rotational speed lower than the engine rotational speed at which the maximum illustrated output is generated, and the required illustrated output is output in this high rotational speed range The present invention provides a method for operating a reciprocating internal combustion engine that reduces the frictional loss power at the illustrated output of the same size as that of the prior art, increases the net output, and improves the net fuel consumption rate. Objective.
  And claims4SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a reciprocating internal combustion engine that performs the operation method according to claim 1.5The described invention is further intended to reduce judder that occurs when a starting clutch comprising a centrifugal clutch is connected.6And claims7It is another object of the described invention to provide a flywheel in which the rotary inertia mass can be easily adjusted without increasing the size of the internal combustion engine.
[0008]
[Means for Solving the Problems and Effects of the Invention]
  In the invention according to claim 1 of the present application, when the engine speed is the first predetermined speedIs the maximum of the indicated output at full load.In a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic that generates the maximum indicated output, the internal combustion engine includes a rotation speed sensor that detects an engine rotation speed and an output reduction means that reduces the engine output. The internal combustion engine at a second predetermined rotational speed less than one predetermined rotational speedIs the maximum indicated output at full load required by the engine, and is smaller than the maximum indicated output.When the engine speed detected by the speed sensor exceeds the second predetermined speed, the engine output of the internal combustion engine is reduced so that the required illustrated output can be obtained.The second predetermined rotational speed is the intermediate rotational speed obtained by dividing the engine rotational range when the first predetermined rotational speed is the upper limit into three equal parts and divided into a low rotational range, a middle rotational range, and a high rotational range. Or the engine speed belonging to the low speed range.This is a method for operating a reciprocating internal combustion engine.
[0009]
  According to the first aspect of the present invention, the second predetermined rotational speed lower than the first predetermined rotational speed at which the maximum indicated output is obtained by the output reducing means that operates when the second predetermined rotational speed is exceeded.Required atThe illustrated output is obtained. In the conventional reciprocating internal combustion engine, the maximum indicated output is the required indicated output.AgainstThe internal combustion machine of the present inventionSeki is necessaryHas output characteristics that can produce a maximum indicated output that is larger than the indicated output.And thenThe second predetermined rotational speed isThe engine speed range when the first predetermined speed is set as the upper limit, and the engine speed range belonging to the medium speed range or the low speed range when divided into a low speed range, a medium speed range and a high speed range. Therefore, the engine speed is significantly lower than the engine speed when the maximum indicated output (which is also the required indicated output) of the conventional internal combustion engine is generated. Therefore, in the high speed range including the second predetermined speed. The friction loss power in the illustrated output is also greatly reduced as compared with the conventional internal combustion engine, and the net output is increased accordingly.
[0010]
  as a result,Since the second predetermined rotational speed is a rotational speed that belongs to a middle rotational speed range or a low rotational speed range of the engine rotational speed range in which the internal combustion engine of the present invention is operated, the maximum indicated output of the conventional internal combustion engine is generated. Therefore, the friction loss power in the illustrated output in the high rotation range including the second predetermined rotation speed is also greatly reduced and the net output is increased, and the net fuel is increased. The consumption rate is greatly improved, and the fuel consumption rate of the internal combustion engine that is frequently operated in the high speed range is improved.
  Further, since the internal combustion engine of the present invention is operated in an engine rotation range having a high rotation range that is significantly lower than that of the conventional internal combustion engine, it can withstand operation in a rotation range higher than the engine rotation range. Unlike the above-described conventional internal combustion engine configured with components that require high rigidity and high strength, the internal combustion engine can be configured with components having low rigidity and strength. Can beThis also improves the fuel consumption rate.
[0011]
  The invention according to claim 2In a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic for generating a maximum indicated output that is a maximum value of an indicated output at full load when the engine speed is a first predetermined speed, the internal combustion engine detects the engine speed. An output reduction means for reducing the engine output and the output reduction means, wherein the output reduction means is a maximum at full load required for the internal combustion engine at a second predetermined rotation speed less than the first predetermined rotation speed; The engine output of the internal combustion engine when the engine speed detected by the speed sensor exceeds the second predetermined speed so that a required illustrated output smaller than the maximum indicated output is obtained. And the required indicated output is equal to the maximum indicated output of a reciprocating internal combustion engine having a displacement that is approximately ½ of the displacement of the internal combustion engine.It is.
[0012]
  According to the invention of claim 2,The output reduction means that operates when the second predetermined rotational speed is exceeded provides the required illustrated output at a second predetermined rotational speed that is lower than the first predetermined rotational speed at which the maximum illustrated output is obtained. Since the internal combustion engine of the present invention is an internal combustion engine having a larger displacement than an internal combustion engine having a displacement of approximately ½, the second predetermined rotational speed is the maximum indicated output of the combustion engine of approximately ½. Therefore, the friction loss power in the illustrated output in the high rotation range including the second predetermined rotation speed is also significantly higher than that of the conventional internal combustion engine. The net output increases accordingly.
[0013]
  as a result,Since the required indicated output of the internal combustion engine of the present invention is equal to the maximum indicated output of the internal combustion engine having a displacement that is approximately 1/2 of the displacement of the internal combustion engine of the present invention, the second predetermined rotational speed is approximately 1/2. DisplacementCompared to the engine speed when the maximum indicated output of the internal combustion engineAll drasticallyTherefore, the friction loss power in the illustrated output in the high rotation range including the second predetermined rotation speed is also greatly reduced, the net output is increased, and the net fuel consumption rate is greatly improved. , Fuel consumption of internal combustion engines with high frequency of operation in high speed rangeRate improvedIs done.Further, the internal combustion engine of the present invention is operated in an engine rotation range having a high rotation range that is significantly lower than that of an internal combustion engine having a displacement of approximately ½, and therefore, in an engine rotation range higher than the engine rotation range. Unlike internal combustion engines with approximately half the displacement, which are made up of components that require high rigidity and strength to withstand operation, the internal combustion engine is made up of components with low rigidity and strength. Therefore, the internal combustion engine can be reduced in weight, and the fuel consumption rate is also improved in this respect.
[0014]
  According to a third aspect of the present invention, in the operating method of the reciprocating internal combustion engine according to the first or second aspect, the internal combustion engine is mounted on a vehicle having a manual transmission, and the second predetermined rotational speed is Corresponding to each gear stage of manual transmissionThe highest reduction gear ratio is the highest at the first speed, and gradually decreases as the reduction gear ratio decreases.Is set.
[0015]
  According to the invention of claim 3SecondThe predetermined speed isThe highest reduction gear ratio is the highest at the first speed, and gradually decreases as the reduction gear ratio decreases.Therefore, the driving force at the time of upshifting can be arbitrarily changed by changing the second predetermined rotational speed at each gear stage after securing the driving force for each gear stage.
  As a result, in addition to the effects of the cited invention, the following effects are exhibited. In other words, the driving force change at the time of upshifting can be arbitrarily changed after securing the driving force for each gear stage of the manual transmission, so that the driving force change at the time of upshifting is smoothed and smooth acceleration operation is performed. realizable. Furthermore, it becomes easy to secure driving force for a vehicle type having gears with different reduction ratios and to adjust the driving force change at the time of shifting up.
[0018]
  Claim4The invention described is a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic that generates a maximum indicated output when the engine speed is a first predetermined speed. The internal combustion engine includes a control means, a speed sensor for detecting the engine speed, and Output reduction means for reducing the engine output, wherein the control means has an engine rotational speed detected by the rotational speed sensor less than the first predetermined rotational speed, and the internal combustion engine;It is a graphical output at full load required forThe reciprocating internal combustion engine is configured to reduce the engine output of the internal combustion engine by the output reduction means when the second predetermined rotational speed at which a required illustrated output is obtained is exceeded.
[0019]
  This claim4According to the described invention, the same effect as that of the first invention can be obtained by the reciprocating internal combustion engine having the control means, the rotation speed sensor, and the output reduction means.
[0020]
  Claim5The described invention is claimed.4In the reciprocating internal combustion engine described above, the internal combustion engine is a vehicle internal combustion engine, and a start clutch is coupled to a crankshaft of the internal combustion engine.Lower than the second predetermined rotational speedThis is a trailing centrifugal clutch having a clutch shoe made of a swingable centrifugal weight that abuts against the clutch outer when a predetermined engine speed is exceeded.
[0021]
  This claim5According to the described invention, in the trailing centrifugal clutch, the center of gravity of the clutch shoe is behind the support shaft in the rotation direction of the crankshaft, so that the clutch shoe is moved from the clutch disconnected state to the clutch outer. When the abutting clutch is connected, the frictional force acts to swing the clutch shoe radially inward, so the change in the pressing force of the clutch shoe against the clutch outer is smaller than that of the leading type. The increase in the pressing force, that is, the decrease in the rotation speed of the crankshaft due to the increase in the load acting on the crankshaft, and the decrease in the pressing force on the clutch outer of the clutch shoe due to the decrease in the rotation speed, that is, the crankshaft Reduce the fluctuation range of the rotation speed due to the repetition of the increase in the rotation speed of the crankshaft due to the decrease in the acting load. It is possible.
[0022]
  As a result, the claims4In addition to the effects of the described invention, the following effects are exhibited. That is, since the starting clutch is constituted by a trailing centrifugal clutch, the fluctuation range of the rotational speed of the crankshaft due to the contact of the clutch shoe with the clutch outer can be reduced when the clutch is engaged, , And the vibration force applied to the vehicle by the generated judder is small, so that the discomfort of the passenger due to the transmitted vibration is reduced. And when the engine speed when the clutch is connected is low, the weight of the clutch shoe is increased, or even when the clutch shoe is enlarged, judder can be reduced while ensuring an appropriate clutch capacity. .
[0023]
  Claim6The described invention is claimed.4Or claims5In the reciprocating internal combustion engine described above, a driven member that is rotationally driven by a starter motor is coupled to the crankshaft of the internal combustion engine via a one-way clutch, and the outer race of the one-way clutch is integrated with the crankshaft. A flyhole capable of adjusting the rotational inertial mass is configured by being detachably coupled to the coupling portion of the rotor of the rotating AC generator and extending radially outward from the coupling portion.
[0024]
  This claim6According to the described invention, the outer race is formed so as to extend outward in the radial direction from the coupling portion of the rotor of the alternator using the space existing in the radially outward direction of the outer race of the conventional one-way clutch. This outer race constitutes a flywheel. Moreover, since the outer race constituting the fly hole can be attached to and detached from the rotor of the AC generator, the rotary inertia mass of the flywheel can be adjusted by exchanging only the outer race.
[0025]
As a result, in addition to the effects of the cited invention, the following effects are exhibited. That is, using the space existing radially outward of the outer race of the conventional one-way clutch, the outer race that is coupled to the coupling portion of the rotor of the AC generator and extends radially outward from the coupling portion is used. Since the wheel is configured, it is possible to additionally provide a flywheel while avoiding an increase in the size of the internal combustion engine, and it is possible to further suppress the rotational fluctuation of the crankshaft. Moreover, since the outer race constituting the flyhole can be attached to and detached from the rotor of the AC generator, the adjustment of the rotational inertial mass of the flywheel can be easily performed by replacing only the outer race, and the degree of suppression of rotational fluctuation can be reduced. It can be adjusted easily.
[0026]
  Claim7The described invention is claimed.6In the reciprocating internal combustion engine described above, the outer race has a maximum width in the axial direction outside a predetermined radius, and the coupling portion that is one end portion in the axial direction of the rotor is inside the predetermined radius. It has a recessed part to be fitted.
[0027]
  This claim7According to the described invention, the outer race is formed to have a maximum width in the axial direction outside a predetermined radius by using a space existing in the axial direction outside the coupling portion of the rotor in the radial direction. Thus, the rotational inertial mass can be increased. In addition, since the coupling portion, which is one end portion in the axial direction of the rotor of the AC generator, is fitted into the concave portion of the outer race, in the axial direction when the outer race and the rotor are coupled by the amount of the fitting. The dimension of becomes smaller.
[0028]
  As a result, the claims6In addition to the effects of the described invention, the following effects are exhibited. In other words, the outer race that is enlarged in the radial direction is formed to have a maximum axial width outside a predetermined radius by using a space existing in the axial direction outside the coupling portion of the rotor in the radial direction. Therefore, it is possible to increase the rotational inertial mass while avoiding an increase in the size of the internal combustion engine, and it is possible to configure an effective flywheel for suppressing rotational fluctuations. Moreover, since the coupling portion, which is one end portion in the axial direction of the rotor of the alternator, is fitted into the concave portion of the outer race inside the predetermined radius, the dimension in the axial direction when the outer race and the rotor are coupled to each other. This also reduces the size of the internal combustion engine.
[0029]
In this specification, “axial direction” means the direction of the rotational axis of the crankshaft, and “radial direction” means a radial direction centered on the rotational axis of the crankshaft.
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to FIGS.
A reciprocating internal combustion engine 1 to which the present invention is applied is a single-cylinder overhead camshaft type 4-cycle reciprocating internal combustion engine mounted on a motorcycle, and is a configuration diagram of a main part thereof. Referring to FIG. 1, a spark ignition type and water cooling type internal combustion engine 1 is integrally formed by sequentially assembling a cylinder 3, a cylinder head 4 and a head cover (not shown) at the upper end of a crankcase 2. A crankshaft 5 is rotatably supported on the crankcase 2 via a pair of main bearings 18 and 19, and a reciprocating motion of a piston 6 slidably fitted into the cylinder 3 is connected via a connecting rod 7. It is converted into rotational movement of the crankshaft 5.
[0030]
A drive sprocket 30, a starter driven gear 62, and an alternator 31 are sequentially provided on the left end of the crankshaft 5 extending leftward from the main bearing 18 toward the left from the main bearing 18 side. A timing chain 34 is stretched between a drive sprocket 30 integrally coupled to the crankshaft 5 and a cam sprocket 33 integrally coupled to a camshaft 32 rotatably supported by the cylinder head 4. The camshaft 32 is rotationally driven at half the rotational speed of the crankshaft 5. Further, a cooling water pump 36 is provided at the left end of the camshaft 5 and is connected to the camshaft 32 through a magnetic coupling 35 using a permanent magnet.
[0031]
3 and 4 together, the starter-driven gear 62 as a driven member that is rotationally driven from the pinion gear 60a of the starter motor 60 via the reduction gear 61 includes the inner peripheral surface of the boss portion 62a and the crankshaft 5 Is supported rotatably on the crankshaft 5 through a large number of needles 63 disposed on the outer peripheral surface. The starter driven gear 62 is coupled to the crankshaft 5 via a known cam type one-way clutch 64. That is, an outer race 66 (to be described later) of the one-way clutch 64 is rotated integrally with the crankshaft 5 of the AC generator 31 by three bolts B screwed into three screw holes H formed in the outer race 66. Fastened to the rotor 31b.
[0032]
The one-way clutch 64 includes a plurality of roller-shaped cams 67 having cam surfaces disposed between an annular boss portion 62a as the inner race 65 and an annular outer race 66, and the cams 67 are spaced apart from each other by a predetermined distance. And a pair of side plates 69 and 70 for restricting the movement of each cam 67 in the axial direction, and a spring 71 connected to each cam 67.
[0033]
Thereby, at the time of starting, the rotation of the starter motor 60 is transmitted from the pinion gear 60a to the starter driven gear 62 via the reduction gear 61, and further transmitted to the crankshaft 5 via the one-way clutch 64 and the rotor 31b. 5 is rotationally driven. When the internal combustion engine 1 starts its own rotation and the rotational speed of the crankshaft 5 exceeds the rotational speed of the starter driven gear 62, the transmission of the rotation from the crankshaft 5 to the starter driven gear 62 is transmitted to the one-way clutch 64. It is interrupted by.
[0034]
Further, the AC generator 31 includes a stator 31a fixed to the generator cover 37, and a bowl-shaped rotor 31b that is integrally coupled to the crankshaft 5 so as to surround the outside of the stator 31a. The rotor 31b is key-coupled in the rotational direction with respect to the crankshaft 5, and has a base portion 31c fastened by a nut 38 in the axial direction, and a hook-like magnet holding rivet-coupled to the flange portion 31c1 of the base portion 31c. Part 31d. The outer race 66 is detachably fastened by a bolt B to a flange portion 31c1 as a coupling portion of the rotor 31b.
[0035]
By the way, the outer race 66 is made larger in the radial direction than the conventional outer race by using the space existing radially outside the outer race of the conventional one-way clutch, and is more radially outward than the flange portion 31c1. Is extended to the vicinity of the inner peripheral surface 37a of the generator cover 37, and the outer peripheral surface 66a occupies a position close to the inner peripheral surface 37a. Further, on the end surface of the outer race 66 on the rotor 31b side in the axial direction, a stepped portion 66b having a step with a predetermined width in the axial direction at a position substantially equal to the radius from the rotation axis L of the flange portion 31c1 having a predetermined radius. Is formed. In the outer race 66, an outer portion 66c having the maximum width in the axial direction of the outer race 66 is formed outside the step portion 66b over a radial range reaching the outer peripheral surface 66a. An inner portion 66d having an axial width smaller than that of the outer portion 66c by an amount corresponding to the step is formed over the radial range up to the vicinity of the inner peripheral surface 66e. A recess 72 into which the flange portion 31c1 is fitted is formed by 66b and the inner portion 66d.
[0036]
In this way, the outer portion 66c of the outer race 66 is positioned radially outward from the flange portion 31c1, and uses the axial space existing between the one-way clutch 64 and the rotor 31b in the axial direction. Can be increased, thereby increasing the mass of the outer portion 66c. Therefore, the outer race 66 can be attached to and detached from the rotor 31b of the AC generator 31 that rotates integrally with the crankshaft 5, so that the rotational inertial mass can be adjusted by replacing only the outer race 66, and the crank The flywheel for suppressing the rotation fluctuation | variation of the axis | shaft 5 is comprised.
[0037]
On the other hand, on the outer periphery of the right shaft end portion extending rightward from the main bearing 19 of the crankshaft 5, a cylindrical member 40 is rotatably supported by the crankshaft 5 coaxially with the rotation axis L of the crankshaft 5. A drive gear 41 is integrally formed on the cylindrical member 40 on the main bearing 19 side, and a starting clutch 50 is provided on the right end of the cylindrical member 40.
[0038]
Referring to FIGS. 2 and 5, the starting clutch 50 includes a drive plate 51 that rotates integrally with the crankshaft 5, and a hook-shaped clutch outer that is positioned outside the drive plate 51 and rotates integrally with the tubular member 40. And a centrifugal clutch. Clutch shoes 54 made of three centrifugal weights are swingably supported on the three support shafts 53 fixed to the drive plate 51, and each clutch shoe 54 has a lining 55 made of a friction material on the outer surface. Is arranged such that the center of gravity of the clutch shoe 54 is located behind the position of the support shaft 53 in the rotational direction A of the crankshaft 5, and when the starting clutch 50 is connected, the frictional force causes the clutch shoe 54 to move in the radial direction. This centrifugal clutch is a so-called trailing centrifugal clutch because it acts to swing inward.
[0039]
  The starting clutch 50 has an engine speed N of, Second predetermined rotational speed described later N2 Lower thanIt is configured to be connected when a predetermined rotational speed is exceeded. That is, when the engine speed N exceeds a predetermined engine speed, the clutch shoe 54 swings radially outward about the support shaft 53 against the spring force of the clutch spring 56 by the generated centrifugal force. And the contact with the inner peripheral surface of the clutch outer 52 through the lining 55, the connection of the start clutch 50 is started, and the drive plate 51 and the clutch outer 52 eventually rotate together, and the start clutch 50 Is fully connected.
[0040]
The starting clutch 50 generates a relatively large centrifugal force in the clutch shoe 54 that can secure a clutch capacity capable of reliable torque transmission even when the engine speed N of the internal combustion engine 1 is low. Thus, the clutch shoe 54 is larger than that of the conventional internal combustion engine, or the clutch shoe 54 having a large mass is provided.
[0041]
A driven gear 43 that meshes with the drive gear 41 is rotatably supported by a main shaft 44 of a manual transmission M that is a constantly meshing gear transmission, and the driven gear 43 is connected to the main shaft 44 from the crankcase 2. It is drive-coupled via a damper to a clutch outer of a transmission clutch C provided at the right end protruding to the right. The transmission clutch C is a frictional multi-plate clutch having a large number of clutch plates that are frictionally joined or released by a relays mechanism operated by a driver. When a large number of clutch plates are frictionally joined by a spring force, When the torque of the shaft 5 is transmitted to the clutch inner integrally coupled with the main shaft 44 through the clutch outer, the transmission clutch C is in a connected state, and the frictional connection of a large number of clutch plates is released. Transmission of torque from the clutch to the clutch inner is cut off, and the transmission clutch C is disconnected.
[0042]
A manual transmission M disposed behind the crankshaft 5 in the crankcase 2 includes a main shaft 44 provided with a main gear group 45 and a counter gear group 47 provided with a counter shaft 46. When the shift drum 48 is rotated, the shift fork engaged with the cam groove of the shift drum 48 is appropriately moved in the left-right direction on the support shaft, and the gears of the main gear group 45 and the counter gear group 47 corresponding to the shifting operation are moved. Gears are engaged with each other as appropriate to change gears.
[0043]
A centrifugal strainer 81 formed by being covered with a cover 80 is formed on one side of the drive plate 51 in the axial direction, and supplied to the centrifugal strainer 81 via an oil passage 82 communicating with a main gallery (not shown). Foreign matter mixed in the lubricating oil is separated by centrifugal force in the centrifugal strainer 81, and clean lubricating oil passes through an oil passage 83 formed in the crankshaft 5 to lubricate the crank pin 5a and the like. To be supplied.
[0044]
Therefore, the torque of the crankshaft 5 is transmitted from the start clutch 50 to the drive gear 41 integral with the tubular member 40, and further via the primary reduction mechanism and the speed change clutch C comprising the drive gear 41 and the driven gear 43. The torque after the transmission is transmitted to the manual transmission M is transmitted from the counter shaft 46 to the rear wheel W via a secondary reduction mechanism (not shown).RIs transmitted to the rear wheel WRIs rotated (see FIG. 1).
[0045]
Referring again to FIGS. 1 and 2, in the internal combustion engine 1, the cylinder head 4 that forms the combustion chamber 8 with the piston 6 is provided with an intake port 9 and an exhaust port 10 that communicate with the combustion chamber 8, respectively. Further, an intake valve 11 for opening and closing the opening on the combustion chamber 8 side of the intake port 9 and an exhaust valve 12 for opening and closing the opening on the combustion chamber 8 side of the exhaust port 10 are provided. The intake valve 11 and the exhaust valve 12 are driven to open at a predetermined opening / closing timing and lift amount in synchronism with the crankshaft 5 by a valve operating device including a camshaft 32 and a rocker arm (not shown). . Furthermore, facing the combustion chamber 8, an ignition plug 13 for igniting the air-fuel mixture in the combustion chamber 8 is attached to the cylinder head 4.
[0046]
An intake pipe 14 is connected to an opening on the side of the cylinder head 4 on the upstream side of the intake port 9, and a fuel injection valve 16 that supplies fuel toward the intake port 9 to form an air-fuel mixture. The exhaust pipe 15 is connected to the opening on the side surface of the cylinder head 4 on the downstream side of the exhaust port 10.
[0047]
An electronic control unit (ECU) 20, which is a control means for controlling the fuel injection amount and the ignition timing, includes a rotational speed sensor 21 for detecting the engine rotational speed N, an opening sensor 22 for detecting the throttle valve opening, and a throttle valve Detection signals from the various sensors 21 to 24, which are detection means for detecting the operating state of the internal combustion engine 1, such as a pressure sensor 23 for detecting the intake pressure downstream and a temperature sensor 24 for detecting the cooling water temperature, are inputted and detected. Based on the signal, the fuel injection valve 16 injects fuel at an injection amount corresponding to the engine operating state, and further controls the generation timing of the high voltage in the ignition coil 17, and the ignition plug 13 controls the engine operating state. Ignition is performed at an ignition timing according to the above.
[0048]
Here, referring to FIG. 6 showing a performance curve at full load (when the throttle valve is fully opened), the internal combustion engine 1 having a set exhaust amount, for example, a 200 cc exhaust amount, has a passage diameter of the intake / exhaust system and intake air. Depending on the specifications of the members constituting the internal combustion engine 1 that determine the maximum indicated output PM, which is the maximum value of the indicated output of the internal combustion engine 1, such as the diameter, lift amount, and compression ratio of the valve 11 and the exhaust valve 12, As indicated by the dotted line, the engine has an output characteristic in which the maximum illustrated output PM is generated when the engine speed N is 6000 rpm, which is the first predetermined speed N1.
[0049]
Then, in the internal combustion engine 1 having an output characteristic that generates the maximum indicated output PM at the first predetermined rotational speed N1, the internal combustion engine 1 is required at a second predetermined rotational speed N2 that is less than the first predetermined rotational speed N1, for example, 3500 rpm. When the engine rotational speed N detected by the rotational speed sensor 21 exceeds the second predetermined rotational speed N2 so as to obtain the required illustrated output PS that is the maximum value of the illustrated output, the electronic control unit 20 A signal for stopping the driving of the fuel injection valve 16 is output from the output reduction means 26 constituted by a series of arithmetic processing, the supply of fuel from the fuel injection valve 16 is cut, and the engine output of the internal combustion engine 1 is reduced. Be made.
[0050]
  At this time, assuming that the second predetermined rotational speed N2 is the engine rotational speed N at which the required indicated output PS is obtained, the exhaust amount of the internal combustion engine 1 and the maximum indicated output PMOn the basis ofIt is determined. In this embodiment, the second predetermined speed N2 is operated in the engine speed range in which the internal combustion engine 1 is stopped (the engine speed N is 0 (zero)) and the first predetermined speed N1 is an upper limit value. Assuming that the engine speed range is divided into three equal parts and divided into a low speed range, a middle speed range and a high speed range, the engine speed N belongs to the middle speed range, and the internal combustion engine 1 is operated. Belongs to the high engine speed range R.
[0051]
Next, operations and effects of the embodiment configured as described above will be described.
Referring to FIG. 6, the output characteristic of a conventional reciprocating internal combustion engine that generates a maximum indicated output Pm that is approximately ½ that of the internal combustion engine 1 and that is equal to the required indicated output PS is indicated by a broken line. ing. The engine speed N at which the required indicated output PS of the internal combustion engine 1 is obtained, that is, the second predetermined speed N2, is 1/2 of the engine speed N3 when the maximum indicated output Pm is generated in the conventional internal combustion engine. Correspondingly, the friction loss power PLM of the necessary illustrated output PS of the internal combustion engine 1 is 1 of the friction loss power PLm of the maximum illustrated output Pm of the conventional internal combustion engine, also indicated by a broken line. It turns out that it is below / 2. When comparing the internal combustion engine 1 and the conventional internal combustion engine, the internal combustion engine 1 has a smaller friction loss power PL among the illustrated outputs of the same magnitude. In obtaining the data of the friction loss power PL in FIG. 6, in the internal combustion engine 1 and the conventional internal combustion engine, the sliding portions where the mechanical friction loss occurs are the same place, and the auxiliary drive loss occurs. Auxiliary equipment was the same.
[0052]
Thus, in the internal combustion engine 1 having the output characteristic that generates the maximum illustrated output PM when the engine speed N is the first predetermined speed N1, the internal combustion engine 1 is less than the first predetermined speed N1, and the first The engine speed range when the predetermined speed N1 is set as the upper limit is divided into three equal parts, and the second predetermined speed N2 belonging to the medium speed range when the engine speed range is divided into the low speed range, medium speed range and high speed range is exceeded. This is the maximum indicated output required for the internal combustion engine 1 at the second predetermined rotational speed N2 that is significantly lower than the first predetermined rotational speed N1 at which the maximum indicated output PM is obtained by the output reducing means 26 that is sometimes operated. Necessary illustrated output PS is obtained. And since the maximum indicated output Pm is the required indicated output PS in the conventional internal combustion engine, the internal combustion engine 1 has an output characteristic that can generate a maximum indicated output PM larger than the required indicated output PS. The internal combustion engine has a larger displacement than the conventional internal combustion engine. The second predetermined rotational speed N2 at which the required illustrated output PS is generated is significantly lower than the engine rotational speed N3 when the maximum illustrated output Pm is generated in the conventional internal combustion engine. Since the friction loss power PLM in the PS is greatly reduced as compared with the conventional internal combustion engine, the illustrated output is also obtained when the internal combustion engine 1 is operated in a high rotation range of the engine rotation range R. The friction loss power PL of the engine is greatly reduced compared to the conventional internal combustion engine, and the net output is increased accordingly, so that the net fuel consumption rate is greatly improved and the operation in the high rotation range is performed. Even when the frequency is high, the fuel consumption rate of the internal combustion engine 1 is improved. Further, since the internal combustion engine 1 is operated in the engine rotation range R having a high rotation range that is significantly lower than that of the conventional internal combustion engine, it can withstand operation in a rotation range higher than the engine rotation range R. Unlike the above-described conventional internal combustion engine that is required to have high rigidity and high strength, the internal combustion engine 1 can be configured with components having relatively low rigidity and strength. 1 can be reduced, and the fuel consumption rate is also improved in this respect.
[0053]
Further, when the engine speed N exceeds the second predetermined speed N2, the output reduction means 26 cuts the fuel supplied to the internal combustion engine 1, so that the engine output is reduced by controlling the ignition timing. Thus, fuel consumption is reduced and the fuel consumption rate is further improved.
[0054]
In addition, although the internal combustion engine 1 is operated in the engine rotation range R having a high rotation range that is significantly lower than that of the conventional internal combustion engine, the starting clutch 50 and the alternator 31 provided on the crankshaft 5 are provided. However, since it functions as a rotational inertial mass added to the crankshaft 5, fluctuations in the rotation of the crankshaft 5 at a low rotational speed are suppressed, and smooth operation becomes possible. Furthermore, since the internal combustion engine 1 is operated in a lower rotational range than the conventional internal combustion engine, the starting clutch 50 is more than that of the conventional internal combustion engine so that reliable torque transmission can be achieved even at a low rotational speed. Since it is a large-sized or equipped with a centrifugal weight having a mass larger than that of a conventional internal combustion engine, the rotational inertial mass can be increased, and the rotational fluctuation is further suppressed.
[0055]
In addition, since the starting clutch 50 is composed of a trailing centrifugal clutch, the center of gravity of the clutch shoe 54 is behind the support shaft 53 in the rotational direction A of the crankshaft 5, and the engine speed N is set to the predetermined value. When the clutch is engaged with the lining 55 of the clutch shoe 54 coming into contact with the clutch outer 52 from the disconnected state when the starting clutch 50 is disconnected, the frictional force causes the clutch shoe 54 to swing radially inward. Works. Therefore, the change in the magnitude of the pressing force of the clutch shoe 54 against the clutch outer 52 becomes smaller than that of the leading type, and the crank caused by an increase in the pressing force, that is, an increase in the load acting on the crankshaft 5. A decrease in the rotational speed of the shaft 5 and a decrease in the pressing force of the clutch shoe 54 against the clutch outer 52 due to the decrease in the rotational speed, that is, an increase in the rotational speed of the crankshaft 5 due to a decrease in the load acting on the crankshaft 5 The fluctuation range of the rotation speed due to the repetition of the above can be reduced, judder can be reduced, the excitation force to the vehicle by the generated judder becomes small, and the passengers feel uncomfortable due to the transmitted vibration. It is reduced.
[0056]
Then, the second predetermined speed N2 belongs to the middle speed range and is a speed equal to or less than ½ of the engine speed N3 when the maximum illustrated output Pm is generated in the conventional internal combustion engine. Even when the internal combustion engine 1 is operated in the engine speed range R belonging to a lower speed range than the conventional one, the weight of the clutch shoe 54 is increased or the clutch shoe 54 is enlarged to ensure an appropriate clutch capacity. In addition, judder can be reduced.
[0057]
The outer race 66 of the one-way clutch 64 that couples the starter-driven gear 62 to the crankshaft 5 is a flange portion of the rotor 31b of the alternator 31 by utilizing the space existing radially outward of the outer race of the conventional one-way clutch. The flywheel is formed by being coupled to 31c1 and extending radially outward from the flange portion 31c1, and the outer race 66 constitutes a flywheel. And fluctuations in rotation of the crankshaft 5 can be further suppressed. Moreover, since the outer race 66 constituting the flyhole can be attached to and detached from the rotor 31b of the AC generator 31, adjustment of the rotational inertial mass of the flywheel can be easily performed by replacing only the outer race 66, and rotation fluctuations can be reduced. The degree of suppression can be easily adjusted.
[0058]
The outer race 66 that is enlarged in the radial direction is formed outside the predetermined radius where the stepped portion 66b is formed by using a space existing in the axial direction outside the flange portion 31c1 of the rotor 31b in the radial direction. Since the outer portion 66c has the maximum width in the axial direction, it is possible to further increase the rotational inertial mass while avoiding an increase in size of the internal combustion engine 1.
[0059]
Therefore, the second predetermined rotation speed N2 belongs to the middle rotation speed range and is equal to or less than 1/2 of the engine rotation speed N3 when the maximum illustrated output Pm is generated in the conventional internal combustion engine. Even when the internal combustion engine is operated in the engine rotational range R belonging to a lower rotational range than the conventional one, the outer race 66 of the one-way clutch 64 is used to avoid an increase in the size of the internal combustion engine 1 and The number of wheels can be increased, the rotational inertial mass can be increased, and an effective flywheel can be configured to suppress the rotational fluctuation of the crankshaft 5.
[0060]
In addition, the flange portion 31c1, which is one end portion in the axial direction of the rotor 31b of the AC generator 31 inside the predetermined radius, is fitted into the concave portion 72 of the outer race 66. (Step difference) The dimension in the axial direction when the outer race 66 and the rotor 31b are coupled to each other is reduced, and the enlargement of the internal combustion engine 1 can also be avoided in this respect.
[0061]
Hereinafter, an example in which a part of the configuration of the above-described embodiment is changed will be described with respect to the changed configuration.
In the embodiment, the second predetermined rotation speed N2 is a rotation speed belonging to the middle rotation range, but the second predetermined rotation speed N2 may be less than the first predetermined rotation speed N1, and the magnitude thereof is As described above, it is determined on the basis of the displacement of the internal combustion engine 1 and the maximum indicated output PM, and also according to this, the degree of improvement in the fuel consumption rate and the degree of weight reduction of the internal combustion engine 1 are compared with the above embodiment. Although reduced, the same kind of effects as the above-described embodiment such as improvement of the net fuel consumption rate and weight reduction of the internal combustion engine 1 are exhibited.
[0062]
Further, as shown in FIG. 1, a gear position switch 25 for detecting the shift position of the manual transmission M is provided, and the second predetermined rotational speed N2 has a shift stage from the first speed to the fourth speed. It may be set corresponding to each gear position of the machine M. At that time, each second predetermined rotational speed N2 has the highest second predetermined rotational speed N2 at the first speed with the largest reduction ratio so that the necessary driving force is secured at each shift speed. The second predetermined rotational speed N2 at each gear position is set to sequentially decrease as becomes smaller.
[0063]
In this way, since the second predetermined rotation speed N2 is set corresponding to each gear position of the manual transmission M, the driving force for each gear stage is ensured and the second speed at each gear stage is secured. By changing the predetermined rotational speed N2, the driving force at the time of upshifting can be arbitrarily changed, so that the driving force change at the time of upshifting can be smoothed to realize a smooth acceleration operation. Furthermore, it becomes easy to secure driving force for a vehicle type having gears with different reduction ratios and to adjust the driving force change at the time of shifting up.
[0064]
In the above embodiment, the output reduction means 26 controls the fuel injection valve 16 to cut the fuel. However, the output reduction means 26 may reduce the fuel injection amount, and the ignition timing may be the optimum ignition timing. The engine output of the internal combustion engine 1 may be reduced by largely retarding or advancing from the beginning, or by stopping ignition or thinning ignition. When the output reduction means 26 reduces the fuel injection amount, retards or advances the ignition timing, and thins out the ignition, the output decrease when the second predetermined rotational speed N2 is exceeded is shown in FIG. As indicated by the one-dot chain line of FIG. 6, the speed is more gradual than when the fuel cut is executed, and in these cases, the maximum rotational speed can be regulated by the fuel cut or by stopping the ignition.
[0065]
When the displacement of the internal combustion engine 1 is large and the required illustrated output PS is small, the second predetermined speed N2 is an engine belonging to a low engine speed range when the first predetermined speed N1 is the upper limit. The rotation speed N can also be set. Further, the internal combustion engine 1 may be a multi-cylinder, and the vehicle may be a vehicle other than a motorcycle.
[0066]
In the above embodiment, the outer race 66 has the concave portion 72. However, the concave portion 72 may not be provided, and the predetermined radius is the radius of the flange portion 31c1 of the base portion 31c of the rotor 31b. It may be larger than the radius.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a configuration diagram of a main part of a reciprocating internal combustion engine that is an embodiment of the present invention.
2 is a plan sectional view in a plane including a rotation axis of a crankshaft of the internal combustion engine of FIG. 1; FIG.
FIG. 3 is an enlarged plan sectional view of a main part of FIG. 2;
FIG. 4 is a view on arrow IV when the AC generator and the side plate of the one-way clutch are removed in FIG. 3;
5 is a view taken in the direction of arrow V when the drive plate is removed in FIG. 2;
FIG. 6 is a graph showing a performance curve of the internal combustion engine of FIG.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Internal combustion engine, 2 ... Crankcase, 3 ... Cylinder, 4 ... Cylinder head, 5 ... Crankshaft, 6 ... Piston, 7 ... Connecting rod, 8 ... Combustion chamber, 9 ... Intake port, 10 ... Exhaust port, 11 ... Intake Valves, 12 ... exhaust valves, 13 ... spark plugs, 14 ... intake pipes, 15 ... exhaust pipes, 16 ... fuel injection valves, 17 ... ignition coils, 18, 19 ... main bearings,
20 ... electronic control unit, 21 ... rotational speed sensor, 22 ... opening degree sensor, 23 ... pressure sensor, 24 ... temperature sensor, 25 ... gear position switch, 26 ... output reduction means,
30 ... Drive sprocket, 31 ... Alternator, 31b ... Rotor, 31c1 ... Flange, 32 ... Cam shaft, 33 ... Cam sprocket, 34 ... Timing chain, 35 ... Magnetic coupling, 36 ... Cooling water pump, 37 ... Power generation Machine cover, 38 ... nuts,
40 ... cylindrical member, 41 ... drive gear, 43 ... driven gear, 44 ... main shaft, 45 ... main gear group, 46 ... counter shaft, 47 ... counter gear group, 48 ... shift drum,
50 ... Start clutch, 51 ... Drive plate, 52 ... Clutch outer, 53 ... Support shaft, 54 ... Clutch shoe, 55 ... Lining, 56 ... Clutch spring,
60 ... Starter motor, 61 ... Reduction gear, 62 ... Starter driven gear, 63 ... Needle, 64 ... One-way clutch, 65 ... Inner race, 66 ... Outer race, 66b ... Stepped portion, 66c ... Outer portion, 66d ... Inner portion, 67 ... Cam, 68 ... Cam cage, 69,70 ... Side plate, 71 ... Spring, 72 ... Recess,
80 ... Cover, 81 ... Centrifugal strainer, 82, 83 ... Oil passage,
C: Shifting clutch, M: Manual transmission, WR... rear wheel, R ... engine rotation range, A ... rotation direction, B ... bolt, H ... screw hole, L ... rotation axis.

Claims (7)

機関回転数が第１所定回転数のときに全負荷時の図示出力の最大値である最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、
前記内燃機関は、機関回転数を検出する回転数センサおよび機関出力を低下させる出力低下手段を備え、該出力低下手段は、前記第１所定回転数未満の第２所定回転数にて前記内燃機関に要求されている全負荷時の最大の図示出力であって前記最大図示出力よりも小さい必要図示出力が得られるように、前記回転数センサにより検出された機関回転数が前記第２所定回転数を越えたとき、前記内燃機関の機関出力を低下させ、前記第２所定回転数は、前記第１所定回転数を上限値としたときの機関回転域を三等分して低回転域、中回転域および高回転域に分けたときの前記中回転域または前記低回転域に属する機関回転数であることを特徴とする往復動内燃機関の運転方法。In a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic that generates a maximum indicated output that is a maximum value of an indicated output at full load when the engine speed is a first predetermined speed,
The internal combustion engine includes a rotation speed sensor that detects an engine rotation speed and an output reduction means that reduces an engine output, and the output reduction means has the second predetermined rotation speed less than the first predetermined rotation speed. The engine rotational speed detected by the rotational speed sensor is the second predetermined rotational speed so that a required graphical output smaller than the maximum graphical output can be obtained. The engine output of the internal combustion engine is reduced, and the second predetermined rotational speed is divided into three parts by dividing the engine rotational range when the first predetermined rotational speed is an upper limit value, the method of operating a reciprocating internal combustion engine according to speed range and high rotation the rotating range when divided into regions or the said engine speed der Rukoto belonging to the low rotation speed region. 機関回転数が第１所定回転数のときに全負荷時の図示出力の最大値である最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、
前記内燃機関は、機関回転数を検出する回転数センサおよび機関出力を低下させる出力低下手段を備え、該出力低下手段は、前記第１所定回転数未満の第２所定回転数にて前記内燃機関に要求されている全負荷時の最大の図示出力であって前記最大図示出力よりも小さい必要図示出力が得られるように、前記回転数センサにより検出された機関回転数が前記第２所定回転数を越えたとき、前記内燃機関の機関出力を低下させ、前記必要図示出力は、前記内燃機関の排気量の略１／２の排気量を有する往復動内燃機関の最大図示出力に等しいことを特徴とする往復動内燃機関の運転方法。 In a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic that generates a maximum indicated output that is a maximum value of an indicated output at full load when the engine speed is a first predetermined speed,
The internal combustion engine includes a rotation speed sensor that detects an engine rotation speed and an output reduction means that reduces an engine output, and the output reduction means has the second predetermined rotation speed less than the first predetermined rotation speed. The engine rotational speed detected by the rotational speed sensor is the second predetermined rotational speed so that a required graphical output smaller than the maximum graphical output can be obtained. The engine output of the internal combustion engine is reduced, and the required indicated output is equal to the maximum indicated output of a reciprocating internal combustion engine having a displacement that is approximately half the displacement of the internal combustion engine. A reciprocating internal combustion engine operating method. 前記内燃機関はマニュアル変速機を備えた車両に搭載され、前記第２所定回転数は、前記マニュアル変速機の各変速段に対応して、減速比が最も大きい１速で最も高く、前記減速比が小さくなるにつれて順次低くなるように設定されることを特徴とする請求項１または請求項２記載の往復動内燃機関の運転方法。The internal combustion engine is mounted on a vehicle equipped with a manual transmission, and the second predetermined rotational speed is highest at the first speed with the largest reduction ratio corresponding to each gear stage of the manual transmission , and the reduction ratio 3. The operating method for a reciprocating internal combustion engine according to claim 1, wherein the operating speed is set so as to become lower as the value becomes smaller . 機関回転数が第１所定回転数のときに全負荷時の図示出力の最大値である最大図示出力を発生する出力特性を有する往復動内燃機関において、
前記内燃機関は、制御手段、機関回転数を検出する回転数センサおよび機関出力を低下させる出力低下手段を備え、前記制御手段は、前記回転数センサにより検出された機関回転数が前記第１所定回転数未満であって前記内燃機関に要求されている全負荷時の図示出力である必要図示出力が得られる第２所定回転数を越えたとき、前記出力低下手段により前記内燃機関の機関出力を低下させ、前記第２所定回転数は、前記第１所定回転数を上限値としたときの機関回転域を三等分して低回転域、中回転域および高回転域に分けたときの前記中回転域または前記低回転域に属する機関回転数であることを特徴とする往復動内燃機関。In a reciprocating internal combustion engine having an output characteristic that generates a maximum indicated output that is a maximum value of an indicated output at full load when the engine speed is a first predetermined speed,
The internal combustion engine includes a control means, a rotation speed sensor for detecting the engine speed, and an output reduction means for reducing the engine output, and the control means has the engine speed detected by the speed sensor as the first predetermined value. When the engine output exceeds the second predetermined rotation speed, which is less than the rotation speed and the required illustrated output at the full load required for the internal combustion engine is obtained, the output reduction means reduces the engine output of the internal combustion engine. The second predetermined rotational speed is divided into the low rotational speed range, the middle rotational speed range, and the high rotational speed range by dividing the engine rotational range when the first predetermined rotational speed is the upper limit into three equal parts. middle speed range or the reciprocating internal combustion engine, wherein the engine speed der Rukoto belonging to the low rotation speed region. 前記内燃機関は車両用内燃機関であり、該内燃機関のクランク軸には発進クラッチが結合され、該発進クラッチは、前記第２所定回転数よりも低い所定の機関回転数を越えたときクラッチアウタに当接する揺動自在な遠心ウエイトからなるクラッチシューを有するトレーリング式の遠心式クラッチであることを特徴とする請求項４記載の往復動内燃機関。The internal combustion engine is a vehicle internal combustion engine, and a start clutch is coupled to a crankshaft of the internal combustion engine. When the start clutch exceeds a predetermined engine speed lower than the second predetermined speed, the clutch outer 5. A reciprocating internal combustion engine according to claim 4 , wherein the reciprocating internal combustion engine is a trailing centrifugal clutch having a clutch shoe made of a swingable centrifugal weight that abuts against the clutch. 前記内燃機関のクランク軸には、スタータモータにより回転駆動される被動部材が一方向クラッチを介して結合され、該一方向クラッチのアウタレースは、前記クランク軸と一体に回転する交流発電機のロータの結合部に着脱可能に結合されると共に該結合部よりも径方向外方に延びることにより、回転慣性質量を調整可能なフライホールを構成することを特徴とする請求項４または請求項５記載の往復動内燃機関。A driven member that is rotationally driven by a starter motor is coupled to a crankshaft of the internal combustion engine via a one-way clutch, and an outer race of the one-way clutch is a rotor of an alternator that rotates integrally with the crankshaft. by the coupling portion while being removably coupled to extend radially outward from the coupling portion, of claim 4 or claim 5, wherein the configuring the adjustable flywheel a rotary inertia mass A reciprocating internal combustion engine. 前記アウタレースは、所定半径よりも外側に軸方向での最大幅を有し、前記所定半径よりも内側に前記ロータの軸方向での一端部である前記結合部が嵌合される凹部を有することを特徴とする請求項６記載の往復動内燃機関。The outer race has a maximum width in the axial direction outside a predetermined radius, and has a recess into which the coupling portion which is one end portion in the axial direction of the rotor is fitted inside the predetermined radius. The reciprocating internal combustion engine according to claim 6 .
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US7309208B2 (en) * 2005-02-22 2007-12-18 General Electric Company Turning gear drive system
JP4859042B2 (en) * 2006-08-31 2012-01-18 本田技研工業株式会社 Idle stop control device
WO2017127219A1 (en) 2016-01-19 2017-07-27 Eaton Corporation Cylinder deactivation and engine braking for thermal management
US11578672B2 (en) 2016-08-17 2023-02-14 Eaton Intelligent Power Limited Friction mitigation in cylinder deactivation
US11187162B2 (en) 2016-08-17 2021-11-30 Eaton Intelligent Power Limited Extended coast and controlled deceleration using cylinder deactivation

Family Cites Families (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH05195849A (en) * 1992-01-24 1993-08-03 Toyota Motor Corp Fuel cut controller for internal combustion engine
US5445121A (en) * 1992-11-24 1995-08-29 Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha Engine operational control unit
GB9312640D0 (en) * 1993-06-18 1993-08-04 Gen Motors Coropration Traction controller
JPH07166906A (en) 1993-12-14 1995-06-27 Nissan Motor Co Ltd Acceleration slip controller by fuel cutting and ignition timing change
JPH0932602A (en) * 1995-07-18 1997-02-04 Nissan Motor Co Ltd Engine output controller
JP3315881B2 (en) * 1996-11-27 2002-08-19 本田技研工業株式会社 Power transmission device for vehicles
JPH11159371A (en) 1997-11-25 1999-06-15 Sanshin Ind Co Ltd Direct cylinder injection type engine
JP3475102B2 (en) 1998-12-17 2003-12-08 本田技研工業株式会社 Control device for internal combustion engine
JP4117816B2 (en) * 1999-04-27 2008-07-16 本田技研工業株式会社 Vehicle starter and generator
JP4060517B2 (en) * 2000-07-18 2008-03-12 本田技研工業株式会社 Engine speed control device

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