JP3890558B2

JP3890558B2 - クランクシャフト及びエンジン

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Publication number: JP3890558B2
Application number: JP2002082775A
Authority: JP
Inventors: 利幸齊藤; 伸司相馬; 直樹伊東
Original assignee: JTEKT Corp
Current assignee: JTEKT Corp
Priority date: 2002-03-25
Filing date: 2002-03-25
Publication date: 2007-03-07
Anticipated expiration: 2022-03-25
Also published as: JP2003278739A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クランクシャフト及びこれを備えたエンジンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンに用いられるクランクシャフトは、ピストンの往復運動をコンロッドを介して回転運動に変えるためのものである。具体的には、まずピストンの往復運動がコンロッドに伝達される。そして、コンロッドの大端部に滑り軸受を介して連結されたクランクシャフトのクランクピンがクランクジャーナルを中心に回転することによりクランクシャフト全体が回転する。
【０００３】
ここで、一般に４ストロークエンジンは、吸気工程、圧縮工程、爆発工程および排気工程の４工程で１サイクルの作用を完了する。その際、クランクピンに高荷重がかかる位置は各工程毎に異なる。例えば、圧縮上死点では、爆発力によりクランクピンの上側（ピストン側）、すなわち図１０におけるＢ点に高荷重がかかる。また、吸気下死点および排気下死点でも、慣性力によりクランクピンの上側（ピストン側）、すなわち図１０におけるＢ点に高荷重がかかる。吸気上死点の場合は、慣性力によりクランクピンの下側（ピストンの反対側）、すなわち図１０におけるＡ点に高荷重がかかる。
【０００４】
このように、各工程により荷重がかかる位置がクランクピンの上側（ピストン側）や下側（ピストンの反対側）に変化する。これに伴ってクランクピンと滑り軸受との間の軸受隙間に介在する油膜の厚さが変化する。特に、吸気上死点におけるＡ点および吸気下死点等におけるＢ点では、高荷重がかかることにより油膜切れが生じるおそれがある。油膜切れが生じると、クランクピンとコンロッドの大端部の軸受との摩擦抵抗が増大し、その結果パワーロスが増加することになる。このパワーロスとは、クランクピンとコンロッドの大端部の軸受の抵抗、すなわち流体損失である。より具体的には、回転による流体抵抗であるせん断ロスと、軸心が振れることにより生じる流体の圧縮によるロスであるスクイズロスとの和である。一般に、パワーロスが小さい程、燃費が良くなる。なお、コンロッドの大端部に取付けられた軸受およびクランクピンの断面形状は真円形状である。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
近年の更なる燃費向上の要請に伴い、クランクシャフトによるパワーロスの減少が求められている。そこで、パワーロス増加の一因であるクランクピンとコンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受との間の油膜切れが生じないようにすることが求められる。
【０００６】
そこで、本発明は、このような事情に鑑みて為されたものであり、クランクピンとコンロッドの大端部に取付けられた軸受との間の油膜切れを生じさせないクランクシャフトを提供することを目的とする。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
そこで、本発明者はこの課題を解決すべく鋭意研究し、試行錯誤を重ねた結果、クランクピンの断面形状を非真円形状とすることを思いつき、本発明を完成するに至った。
【０００８】
すなわち、本発明のクランクシャフトは、クランクジャーナルと、クランクピンと、クランクアームとからなる。そして、クランクピンは、断面形状が非真円形であって、この断面形状と滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置が、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線上にないように設定されることを特徴とする。なお、クランクピンは、コンロッド（滑り軸受）が固定されたと仮定した場合、ほぼ滑り軸受の中心まわりに回転する。ここで、クランクジャーナルは、主軸受により回転自在に軸支されている。クランクピンは、コンロッドの大端部に取り付けられた滑り軸受との間に潤滑油を介し且つ該コンロッドの大端部に回転自在に連結されている。また、クランクアームは、クランクジャーナルとクランクピンとを連結するものである。
【０００９】
つまり、クランクピンの断面形状を非真円形状とする。これにより、排気工程から吸気工程、そして圧縮工程と進むときに、コンロッドの大端部に取付けられた軸受に高荷重がかかる位置とクランクピンの位相を一致させることができる。その結果、適切な油膜厚さを得ることができる。
【００１０】
そして、クランクピンの断面形状と滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置（以下、最小隙間位置」という）が、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線（以下、「中心直線」という）上にある場合には、油膜切れが生じるおそれがある。なぜなら、上死点または下死点において、コンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受に高荷重がかかる位置と最小隙間位置が一致することによるものである。つまり、クランクピンとコンロッドの大端部に取付けられた軸受との間が最も狭い位置に高荷重がかかるためである。なお、吸気上死点のときには、最小隙間位置がピストンの反対側にあることになる。また、圧縮上死点、吸気下死点および排気下死点のときには、最小隙間位置がピストン側にあることになる。
【００１１】
従って、最小隙間位置が中心直線上にないように、最小隙間位置の設定をすることで、油膜切れを効果的に防止できる。その結果、パワーロスを減少させることができる。
【００１２】
また、軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）と滑り軸受の中心とを結ぶ直線は、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線（中心直線）に一致する状態から、滑り軸受の中心を中心として、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線に対して回転した位置に設定され、当該回転させる角度は、クランクジャーナルの回転方向と反対方向へ９０度以下であると良い。
【００１３】
つまり、上死点または下死点のときに、最小隙間位置がクランクジャーナルの回転方向に対して遅れ側にあることになる。一例として、圧縮上死点の場合について説明する。この場合、コンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受に高荷重がかかる位置はピストン側である。そして、クランクピンが反時計回りに回転する場合、最小隙間位置はピストン側から時計回り方向へ９０度以内の位置にあることになる。ここで、高荷重がかかる位置にある潤滑油にくさび効果が発生する。すなわち、高荷重がかかる位置にくさび効果が発生して高圧となると共に、十分な軸受隙間、すなわち油膜厚さが確保される。これにより、油膜切れを防止でき、パワーロスが減少する。
【００１４】
また、軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）は、滑り軸受の中心に対してクランクジャーナルから遠い側に位置すると良い。この場合には、圧縮上死点にて効果的にくさび効果を発生させることができる。
【００１５】
また、軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）は、滑り軸受の中心に対してクランクジャーナルに近い側に位置すると良い。この場合には、吸気上死点、吸気下死点、排気下死点にて、効果的にくさび効果を発生させることができる。特に、これらの位置の場合には、油膜切れが生じやすいため、油膜切れ防止に効果的である。さらに、排気下死点から吸気上死点、さらには吸気下死点へ進むときには、最小隙間位置は、高荷重がかかる位置からある位相だけ遅れた位置に常に存在することになる。このことにより、くさび効果を適切に得ることができる。
【００１６】
また、本発明のクランクシャフトのクランクピンは、断面形状がだ円形であって、断面形状のだ円形の長軸と滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置が、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線上にないように設定されることを特徴とする。
【００１７】
断面形状をだ円とした場合にも、上述の非真円形状の場合と同様の効果がある。すなわち、高荷重がかかる位置に長軸がないので十分な油膜厚さが確保されて油膜切れを起こすことがなく、さらにくさび効果により油膜切れを防止できる。その結果、パワーロスを減少させることができる。これは、上述の非真円形状の最小隙間位置が、だ円の長軸位置に相当するからである。
【００１８】
また、断面形状のだ円形の長軸は、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線（中心直線）に一致する状態から、滑り軸受の中心を中心として、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線に対して回転した位置に設定され、当該回転させる角度は、クランクジャーナルの回転方向と反対方向へ９０度以下であると良い。
【００１９】
この場合も上述の非真円形状の場合と同様の効果がある。すなわち、高荷重がかかる位置でくさび効果がより効果的に働くので、油膜切れをより防止できる。その結果パワーロスを減少させることができる。
【００２０】
また、本発明のエンジンは、クランクジャーナルとクランクピンとを有するクランクシャフトと、コンロッドとを備えており、クランクピンは、断面形状が非真円形であって、断面形状と滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）が、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線上にないように設定されることを特徴とする。なお、クランクピンはコンロッド（滑り軸受）が固定されたと仮定した場合、ほぼ滑り軸受の中心まわりに回転する。ここで、クランクジャーナルと、クランクピンと、コンロッドとについては、上述と同様である。
【００２１】
これにより、最小隙間位置が中心直線上にないように最小隙間位置の設定をすることで、油膜切れを効果的に防止できる。その結果、パワーロスを減少させることができる。
【００２２】
また、軸受隙間の最小位置と滑り軸受の中心とを結ぶ直線は、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線に一致する状態から、滑り軸受の中心を中心として、クランクジャーナルの回転中心と滑り軸受の中心とを結ぶ直線に対して回転した位置に設定され、当該回転させる角度は、クランクジャーナルの回転方向と反対方向へ９０度以下であると良い。
【００２３】
これにより、油膜切れをより効果的に防止でき、パワーロスをより減少させることができる。
【００２４】
【発明の実施の形態】
次に、実施形態を挙げ、本発明をより詳しく説明する。
【００２５】
一般に、クランクシャフトは、ピストンの往復運動をコンロッドを介して回転運動に変えるためのものである。そして、爆発工程でピストンが得た力を回転力に変換して動力を発生し、他の工程（吸気工程、圧縮工程、排気工程）では逆にピストンを動かして吸入、圧縮、排気を行っている。このクランクシャフトは、クランクジャーナルと、クランクピンと、クランクアームとからなる。クランクジャーナルは、クランクケースの主軸受部でクランクシャフト自身を支えるものである。クランクピンは、滑り軸受が取付けられたコンロッドの大端部と連結されている。そして、クランクアームは、クランクジャーナルとクランクピンを連結するものである。また、本実施形態においては、４ストロークエンジンの場合について説明する。一般に４ストロークエンジンとは、吸気工程、圧縮工程、爆発工程および排気工程の４工程で１サイクルの作用を完了するエンジンである。
【００２６】
（第１実施形態）
次に、本発明の特徴的部分であるクランクピンの断面部分を図１に示す。図１に示すように、クランクピン１の断面形状はだ円形をしている。このクランクピン１にクランクアーム２を介してクランクジャーナル３に連結されている。また、コンロッド４の大端部の滑り軸受５（以下、単に「軸受」という）の断面形状は真円である。そして、コンロッド４の小端部がピストン６に連結されている。なお、図１は、上死点における図である。
【００２７】
次に、クランクピン１の断面形状を変化させた場合に、クランクピン１によるパワーロスについての解析を行った。まず、解析条件としてのクランクピン１の断面形状は、図２に示す３種類である。すなわち、直径４０ｍｍの真円のクランクピンａと、真円のクランクピンａの垂直方向に約１０μｍ大きいだ円断面形状（以下「ふくれだ円」という）のクランクピンｂと、約１０μｍ小さいだ円断面形状（以下「つぶれだ円」という）のクランクピンｃである。なお、これらは上死点における断面形状である。
【００２８】
それぞれの断面形状のクランクピン１を４ストロークエンジンに用いた場合のパワーロスを解析した結果を図３に示す。図３は、真円のクランクピンａのパワーロスを「１」とした場合において、ふくれだ円のクランクピンｂおよびつぶれだ円のクランクピンｃのパワーロスを示す。図３から分かるように、ふくれだ円のクランクピンｂは真円のクランクピンａよりパワーロスが大きくなっている。つぶれだ円のクランクピンｃは真円のクランクピンａよりパワーロスが小さくなっている。
【００２９】
次に、ふくれだ円のクランクピンｂおよびつぶれだ円のクランクピンｃの傾斜角度を変更した場合におけるパワーロスについて解析を行った。この傾斜角度については図４を参照して説明する。上死点におけるクランクジャーナル３の回転中心からクランクピン１の回転中心を結ぶ直線（中心直線）を０度とする。そして、クランクピン１の回転中心に対するクランクピン１の回転方向への角度を傾斜角度αとする。本解析では、クランクピン１の傾斜角度αを０度から１８０度まで回転させた場合について行った。この解析結果を図５に示す。図５（ａ）はふくれだ円の場合であって、図５（ｂ）はつぶれだ円の場合である。図５（ａ）から明らかなように、ふくれだ円の場合は、傾斜角度αが約１５０度の位置を中心に真円のクランクピンに比べてパワーロスが減少している。また、図５（ｂ）から明らかなように、つぶれだ円の場合は、傾斜角度αが約３０度の位置を中心に真円のクランクピンに比べてパワーロスが減少している。
【００３０】
以上の解析結果より、だ円の長軸が、中心直線とのなす角がクランクピン１の回転方向と反対方向へ９０度以下の場合に、パワーロスが減少していることが分かる。なお、図３に示す解析結果において、ふくれだ円の場合にパワーロスが増加しているが、これはだ円の長軸と中心直線とが一致している場合である。すなわち、この場合には、高荷重がかかる位置とだ円の長軸の位置とが一致していることになる。つまり、クランクピン１とコンロッドの大端部に取付けられた軸受５との隙間が最も少ない位置に高荷重がかかるためことによるものである。
【００３１】
次に、さらに図６を用いて考察してみる。図６に示すように、クランクピン１の断面形状をだ円とし、コンロッドの大端部に取付けられた軸受５を真円とする。また、図６には、クランクピン１の断面形状と軸受５との間の軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）をＲとして示している。
【００３２】
クランクジャーナル３が反時計まわりに回転するエンジンの上死点において、クランクピン１の断面形状のだ円の長軸と、中心直線とのなす角βがクランクピン１の軸受５に対する回転方向と反対方向（以下、単に「クランクピン１の回転方向」という）へ４５度の場合とする。この場合に、軸受５に対するクランクピン１の回転方向を反時計まわりであるので、くさび効果により潤滑油が高圧となる領域は、領域ｘおよび領域ｙとなる。
【００３３】
続いて、各工程毎に図７を参照して説明する。まず、吸気上死点の場合は、高荷重がかかる位置はピストンの反対側（Ａ点）となる。そのため、領域ｙはクランクピン１と軸受５により圧縮され、さらに高圧となる。Ａ点ではクランクピン１と軸受５との間の軸受隙間が十分に確保されているため、油膜切れを防止できる。
【００３４】
また、圧縮上死点の場合は、高荷重がかかる位置はピストン側（Ｂ点）となる。そのため、領域ｘはクランクピン１と軸受５により圧縮され、さらに高圧となる。Ｂ点ではクランクピン１と軸受５との間の軸受隙間が十分に確保されているため、油膜切れを防止できる。
【００３５】
また、吸気下死点および排気下死点の場合は、高荷重がかかる位置はピストン側（Ａ点）となる。すなわち、図６に示す状態を半回転した場合であるので、領域ｙがピストン側となる。そのため、領域ｙはクランクピン１と軸受５により圧縮され、さらに高圧となる。Ａ点ではクランクピン１と軸受５との間の軸受隙間が十分に確保されているため、油膜切れを防止できる。
【００３６】
また、一般に、排気工程、吸気工程および圧縮工程は特に油膜切れを生じやすいことは解析により分かっている。そして、排気工程から吸気工程へ、さらには圧縮工程へ進んでいく場合には、高荷重の位置がかかる位置がピストン側とピストンの反対側に１８０度変化することになる。この場合に、コンロッド４の大端部に取付けられた軸受に高荷重がかかる位置とクランクピン１の断面形状のだ円の長軸の位相をほぼ一致させることができる。すなわち、だ円の長軸の位置が、高荷重がかかる位置からある位相だけ遅れた位置に存在することになる。従って、くさび効果を適切に得ることができる。
【００３７】
（第２実施形態）
次に、本発明の特徴的部分であるクランクピンの断面部分を図８（ａ）（ｂ）に示す。図８に示すように、クランクピン１の断面形状はつぶれだ円と真円とを組み合わせた非真円形をしている。具体的には、図８（ａ）に示すクランクピン１の断面形状は、図２におけるつぶれだ円ｃの上半分と真円ａの下半分とを組み合わせた形状である。図８（ｂ）は、図８（ａ）のクランクピン１をクランクピン１の回転方向へ４５度ずらしたものである。また、コンロッドの大端部の軸受５の断面形状は真円である。なお、図８は、上死点における図であり、クランクピン１は軸受５に対して反時計まわりに回転する。
【００３８】
まず、図８（ｂ）の場合について説明する。クランクピン１の断面形状のつぶれだ円ｃ側の軸受隙間の最小位置（最小隙間位置）Ｒは、真円ａ側とのつなぎ目である。クランクジャーナルから遠い側（上死点にてピストン側）では、最小隙間位置Ｒと軸受５の中心とを結ぶ直線と、クランクジャーナル３の回転中心と軸受５の中心とを結ぶ直線（中心直線）とのなす角βは、クランクピン１の回転方向と反対方向へ４５度である。この場合には、Ｂ点における軸受隙間、すなわち油膜厚さが十分に確保されると共に、くさび効果により領域ｘが高圧となる。
【００３９】
すなわち、第１実施形態におけるクランクピン１の断面形状を一部変更したものに相当する。具体的には、断面形状のつぶれだ円ｃの長軸と真円ａの直径とを一致させたものに相当する。このことより、図８（ａ）における領域ｘに発生するくさび効果は、図６の領域ｘに発生するくさび効果と同様の効果を有することになる。
【００４０】
つまり、圧縮上死点の場合には、高荷重がかかる位置はピストン側となる。そのため、領域ｘはクランクピン１と軸受５により圧縮され、さらに高圧となる。Ｂ点では軸受隙間が十分に確保されたいるため、油膜切れを防止できる。
【００４１】
（第３実施形態）
第３実施形態について図９に示す。図９（ａ）〜（ｄ）はそれぞれ図８と同様に、上死点における図であり、クランクピン１は軸受５に対して反時計まわりに回転する。
【００４２】
図９に示すように、クランクピン１の断面形状は、ふくれだ円と真円とを組み合わせた非真円形をしておる。より具体的には、図２におけるふくれだ円ｂの上半分と真円ａの下半分とを組み合わせた形状である。すなわち、クランクピン１の断面形状は、ふくれだ円ｂの短軸と真円ａの直径とを一致させた形状である。そして、上死点において、図９（ａ）では、左側にふくれだ円ｂ、右側に真円ａが位置している。また、図９（ｃ）では、左側に真円ａ、右側にふくれだ円ｂが位置している。また、図９（ｂ）は図９（ａ）のクランクピン１がクランクピン１の回転方向に約３０度進んだ位置に位置している。また、図９（ｄ）は図９（ｂ）のクランクピン１がクランクピン１の回転方向に約３０度遅れた位置に位置している。
【００４３】
つまり、図９（ａ）〜（ｄ）に示すクランクピン１の断面形状では、圧縮上死点において高荷重がかかるＢ点で軸受隙間、すなわち油膜厚さが従来（断面形状が真円）と同程度に確保されると共に、くさび効果により領域ｘが高圧となる。また、吸気上死点、吸気下死点および排気下死点では、高荷重がかかるＡ点で軸受隙間、すなわち油膜厚さが従来（断面形状が真円）と同程度に確保されると共に、くさび効果により領域ｙが高圧となる。
【００４４】
【発明の効果】
本発明のクランクシャフトによれば、軸受隙間を十分に確保することができると共に、効果的にくさび効果を発生させることができるため、油膜切れを防止できる。その結果、パワーロスを減少させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】クランクピンとコンロッドとピストンの配置を示す図である。
【図２】クランクピンの断面形状を変化させる解析の解析条件を示す図である。
【図３】解析結果を示す図である。
【図４】傾斜角度を説明する図である。
【図５】傾斜角度を変更した場合の解析結果を示す図である。
【図６】上死点におけるクランクピンと軸受の位置関係を示す図である。
【図７】４ストロークエンジンの各工程におけるクランクピンの位置を示す図である。
【図８】クランクピンの断面形状を示す図である。
【図９】クランクピンの断面形状を示す図である。
【図１０】従来のクランクピンを示す図である。
【符号の説明】
１・・・クランクピン
２・・・クランクアーム
３・・・クランクジャーナル
４・・・コンロッド
５・・・軸受
６・・・ピストン

Claims

主軸受により回転自在に軸支されたクランクジャーナルと、コンロッドの大端部に取り付けられた滑り軸受との間に潤滑油を介し且つ該コンロッドの大端部に回転自在に連結されたクランクピンと、該クランクジャーナルと該クランクピンとを連結するクランクアームとを有するクランクシャフトにおいて、
前記クランクピンは、
断面形状が非真円形であって、
前記断面形状と前記滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置が、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線上にないように設定されることを特徴とするクランクシャフト。
前記軸受隙間の最小位置と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線は、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線に一致する状態から、前記滑り軸受の中心を中心として、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線に対して回転した位置に設定され、
当該回転させる角度は、前記クランクジャーナルの回転方向と反対方向へ９０度以下であることを特徴とする請求項１記載のクランクシャフト。
前記軸受隙間の最小位置は、前記滑り軸受の中心に対して前記クランクジャーナルから遠い側に位置することを特徴とする請求項２記載のクランクシャフト。
前記軸受隙間の最小位置は、前記滑り軸受の中心に対して前記クランクジャーナルに近い側に位置することを特徴とする請求項２記載のクランクシャフト。
主軸受により回転自在に軸支されたクランクジャーナルと、コンロッドの大端部に取り付けられた滑り軸受との間に潤滑油を介し且つ該コンロッドの大端部に滑り軸受を介して回転自在に連結されたクランクピンと、該クランクジャーナルと該クランクピンとを連結するクランクアームとを有するクランクシャフトにおいて、
前記クランクピンは、
断面形状がだ円形であって、
前記断面形状のだ円形の長軸と前記滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置が、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線上にないように設定されることを特徴とするクランクシャフト。
前記断面形状のだ円形の長軸は、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線に一致する状態から、前記滑り軸受の中心を中心として、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線に対して回転した位置に設定され、
当該回転させる角度は、前記クランクジャーナルの回転方向と反対方向へ９０度以下であることを特徴とする請求項５記載のクランクシャフト。
主軸受により回転自在に軸支されたクランクジャーナルと、該クランクジャーナルにクランクアームを介して連結されたクランクピンとを有するクランクシャフトと、
大端部に取り付けられた滑り軸受と前記クランクピンとの間に潤滑油を介し且つ該クランクピンに回転自在に連結されたコンロッドと、
を備えたエンジンにおいて、
前記クランクピンは、
断面形状が非真円形であって、
前記断面形状と前記滑り軸受との間の軸受隙間の最小位置が、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線上にないように設定されることを特徴とするエンジン。
前記軸受隙間の最小位置と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線は、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線に一致する状態から、前記滑り軸受の中心を中心として、前記クランクジャーナルの回転中心と前記滑り軸受の中心とを結ぶ直線に対して回転した位置に設定され、
当該回転させる角度は、前記クランクジャーナルの回転方向と反対方向へ９０度以下であることを特徴とする請求項７記載のエンジン。