JP5060317B2

JP5060317B2 - エンジン

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Publication number: JP5060317B2
Application number: JP2008007226A
Authority: JP
Inventors: 誠金子; 優栗原; 弘二森川
Original assignee: Fuji Jukogyo KK
Current assignee: Subaru Corp
Priority date: 2008-01-16
Filing date: 2008-01-16
Publication date: 2012-10-31
Anticipated expiration: 2028-01-16
Also published as: JP2009167912A

Description

本発明は、クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に出力軸を等速回転させることのできるエンジンに関する。

従来、オットサイクル機関において、熱効率を上昇させて出力を向上させる手段として、圧縮比（≒膨張比）を高めることが知られているが、圧縮比を単に高くするだけでは、ノッキングの発生を招くことになる。特に、高負荷運転状態においては燃焼圧力が高くなるため、ノッキングを生じ易い。

そのため、一般には、点火時期を制御し、ノッキング発生を検知したときは、点火時期を直ちに遅角補正してノッキングの発生を防止するようにしている。しかし、点火時期を遅角させると、燃焼室内の最高燃焼圧力が低くなり、熱効率が低下し、その分、出力が低下する不都合がある。

その対策として、本出願人は、特許文献１（特開２００５−２９１１０３号公報）や特許文献２（特開２００７−１３８８１８号公報）において、クランク軸の軸端とクランク軸に平行な出力軸の軸端とに、互いに噛合する一対の非円形歯車を配設し、この両非円形歯車の相互回転により、クランク軸の回転を上死点を挟む前後において速くする不等速回転とすることで、ノッキングの発生を有効に回避する技術を提案した。
特開２００５−２９１１０３号公報特開２００７−１３８８１８号公報

上述した特許文献１や特許文献２に記載されている技術によれば、クランク軸が一定の周期で不等速回転していても、互いに噛合する一対の非円形歯車を介して出力軸から出力される回転は等速回転されるため安定した出力を得ることができる。

しかし、特許文献１や特許文献２に開示されている技術では、一対の非円形歯車にかかる応力が考慮されておらず、エンジン回転数の増加に伴い応力が非線形で増大してしまう。従って、上述した各文献に開示されている技術では、エンジン回転数を必要以上に上昇させることができず、従って、エンジンの定格回転数を低く設定する必要があり、適用範囲が限定されてしまう不都合がある。

本発明は、上記事情に鑑み、互いに噛合する非円形歯車の噛合面間にかかる応力を考慮し、エンジン回転数を上昇させても一対の歯車の噛合面間にかかる負担を軽減して、定格回転数を高く設定することのできるエンジンを提供することを目的とする。

上記目的を達成するため本発明は、クランク軸の出力側に駆動側非円形歯車を配設し、該クランク軸と平行に配設されている出力軸に前記駆動側非円形歯車に噛合する従動側非円形歯車を配設し、該両非円形歯車の回転により、クランク軸の周期的な不等速回転を等速回転に変換するエンジンにおいて、前記クランク軸には、１８０クランク角度或いは３６０クランク角度毎に複数のピストンが連設されており、上記両非円形歯車の噛合面のピッチ円半径の比であるギヤ比を、前記１８０クランク角度或いは前記３６０クランク角度毎の４サイクル等間隔燃焼に設定されている複数の前記ピストンと前記クランク軸とを連設するコンロッドの長さと、該クランク軸の回転半径と、回転系の総重量とピストン系の総重量との比に基づいて、前記クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に前記出力軸を等速回転させる値に、クランク角毎に設定したことを特徴とする。

本発明によれば、両非円形歯車の噛合面間のギヤ比を、クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に出力軸を等速回転させる値にクランク角毎に設定したので、互いに噛合する非円形歯車の噛合面間にかかる負担が軽減され、従って、定格回転数を高く設定することができ、広い汎用性を得ることができる。

以下、図面に基づいて本発明の一実施形態を説明する。

［第１実施形態］
図１〜図４に本発明の第１実施形態を示す。図１は４サイクル４気筒エンジンの正面図、図２は４サイクル４気筒エンジンの側面スケルトーン図である。

同図には、ＯＨＣタイプの４気筒４サイクルエンジン(以下、単に「エンジン」と称する)１Ａが示されている。このエンジン１Ａのエンジン本体２に、クランクケース３とシリンダブロック４とが形成され、このシリンダブロック４の上面にシリンダヘッド５が取付けられている。

クランクケース３にはクランク軸６が内装され、その両端がクランクケース３に軸受け(図示せず)を介して回動自在に支持されている。このクランク軸６に、＃１〜＃４気筒に挿通されるピストン１１がコンロッド１０を介して各々連設されている。図２に示すように、本実施形態で採用するエンジン１Ａは、点火順が＃１→＃３→＃４→＃２の等間隔燃焼に設定されている。従って、気筒＃１が圧縮上死点にあるとき、気筒＃３が吸気下死点にあり、気筒＃４が排気上死点にあり、又、気筒＃２が膨張下死点にある。このように、４サイクル４気筒エンジンでは、各ピストン１１が１８０[deg-CA(クランク角度)]毎に、上死点或いは下死点の何れかに位置している。

又、シリンダヘッド５には、燃焼室（図示せず）に連通する吸気通路１３と排気通路１４とが形成されている。又、このシリンダヘッド５の上面に動弁室２０（図２参照）が形成され、この動弁室２０が動弁カバー２１で覆われている。この動弁室２０にカム軸２２が横設されている。このカム軸２２はクランク軸６の回転に対して１／２の回転数で回転しており、このカム軸２２に、吸気カム２３ａ、排気カム２３ｂが、各気筒＃１〜＃４毎に設けられており、この各吸気カム２３ａ、排気カム２３ｂに、燃焼室（図示せず）と吸気通路１３との間を開閉する吸気弁１５と、燃焼室（図示せず）と排気通路１４との間を開閉する排気弁１６とが連設されている。

又、クランク軸６の一端に、クランクケース３から外方に突出されている駆動軸６ａが連続形成されており、この駆動軸６ａがクランクケース３の側面から外方へ突出されている。又、この駆動軸６ａが突出されているクランクケース３の側壁に、出力軸２４が配設されている。この出力軸２４は、駆動軸６ａの上方で、この駆動軸６ａに沿って平行に配設されている。この出力軸２４に、駆動側タイミングギヤ２７とフライホイール３０とが軸着されていると共に、発電機、走行負荷等の負荷発生手段が変速機を介して或いは直接的に連設される。

この駆動軸６ａと出力軸２４とに、互いに噛合する一対の駆動側非円形歯車２５と従動側非円形歯車２６との軸芯が各々軸着されている。尚、図においては、便宜的に、駆動側非円形歯車２５と従動側非円形歯車２６とをピッチ円で表す。又、この両非円形歯車２５，２６の詳細な諸元については後述する。クランク軸６を回転させると、互いに噛合する両非円形歯車２５，２６のギヤ比が連続的に変化して、クランク軸６の周期的な不等速回転が許容されると共に、従動側非円形歯車２６を軸支する出力軸２４が等速回転される。その結果、クランク軸６の回転速度をピストン１１の上死点を挟む前後では、速くすることでノッキングの発生が回避され、又、出力軸２４は等速回転とすることでサージ振動の低減を図ることができる。

又、出力軸２４に軸着されている駆動側タイミングギヤ２７とカム軸２２の軸端に軸着されている従動側タイミングギヤ２８とがタイミングベルト２９を介して連設されている。この従動側タイミングギヤ２８の歯数は、駆動側タイミングギヤ２７の歯数の２倍（歯数比2.0）に設定されており、従って、カム軸２２は出力軸２４の回転数に対して、１／２の回転数で回転する。尚、後述するように、この出力軸２４は等速回転するため、カム軸２２はクランク軸６の不等速回転の影響を受けることなく等速回転させることができる。又、図示しないが吸気弁１５の直上流には、噴射方向を吸気弁１５に指向するインジェクタが配設されている。

ところで、ピストン１１を含む直線運動を行うピストン系に発生する運動エネルギと、このピストン系の直線運動を回転運動に変換するクランク軸６を含む回転系に発生する回転エネルギとは、エネルギ保存則から鑑みた場合、運動エネルギ＋回転エネルギ＝一定でなければならない。図１０（ａ）には、クランク軸６に、フライホイール３０を含む外的な負荷が印加されず、ピストン１１に発生する圧縮時及び燃焼時の押圧力も印加されない状態でエンジン１Ａを駆動させた場合（回転速度：2000[rpm]）のエネルギ変動が示されている。尚、同図において、０[deg-CA]、及びその前後の１８０[deg-CA]、−１８０[deg-CA]は、各ピストン１１の上死点及び下死点を示す。

同図に破線で示すピストン系に作用するエネルギは燃焼により発生するため、各気筒＃１〜＃４が上述した点火順に従って燃焼行程を迎えることで、１８０[deg-CA]周期で変動する。その結果、同図に実線で示すように、回転系のエネルギは、中間ストローク（図の−９０，９０[deg-CA]）付近で遅く回転し、上死点及び下死点（図の０，１８０，−１８０[deg-CA]）を挟む前後で早く回転する。従って、同図に太線で示すように、ピストン系のエネルギ＋回転系のエネルギ＝一定となる。

このように、回転系では、回転速度を上死点付近で速くすることでノッキング抑制と冷却損失の低減との双方を満足させることができる。しかし、この場合、同図（ｂ）に示すように、フライホイール３０がないため、クランク軸６の角速度[rad/sec]が、１８０[deg-CA]周期で大きく変化してしまう。

従って、クランク軸６に発生する角速度の周期的な変化を許容しつつ、出力軸２４側の出力系を等速回転させることができれば、サージ振動を抑えることも可能となる。サージ振動を抑制することができれば、フライホイール３０にはサージ振動抑制の機能を担わせる必要がなくなるので、燃焼による駆動トルクを平滑化するための機能のみを担わせれば良くなる。その結果、フライホイール３０の軽量化を実現することができ、フライホイール３０の軽量化によりレスポンス特性、及び燃費を改善することができる。

従って、上述した図１０（ｂ）に示すクランク軸６の角速度[rad/sec]の周期的な変動を、互いに噛合する両非円形歯車２５，２６の角速度差により吸収すれば、両非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる負担を軽減することができ、回転系は非等速回転、出力系は等速回転とすることができる。尚、両非円形歯車２５，２６の噛合面をヘリカルギヤで形成すれば、伝達効率が良くなる。

具体的には、互いに噛合する非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のギヤ比ε（θ）を、クランク軸６の周期的な角速度の変化（図１０(b)参照）を相殺する値、すなわち、図３に示すように設定することで実現する。尚、ギヤ比ε（θ）は、駆動側非円形歯車２５のピッチ円半径をｒ１、従動側非円形歯車２６のピッチ円半径をｒ２とした場合、
ε（θ）＝ｒ２（θ）／ｒ１（θ）
で表される。

本出願人は、クランク角θ毎のギヤ比ε（θ）を、次式（１）に示す近似式から求めることで、両非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる負担を軽減することができ、回転系は非等速回転、出力系は等速回転とすることができることを解析した。尚、この場合、両非円形歯車２５，２６の歯数は同一である。又、非円形歯車２５，２６の軸間距離Ｌは固定されているため、
ｒ１（θ）＋ｒ２（θ）＝Ｌ（固定）
である。

ここで、Ｂｆはバランスファクタ、lnは対数関数、ｋは固定値、ｌはコンロッド１０の長さ[m]、γはクランク軸６の回転半径（ピストンストローク／２）[m]である。尚、バランスファクタＢｆは、ピストン系と回転系との重量配分比であり、
Ｂｆ＝Ｍｃｗ／Ｍｐ …（２）
から算出することができる。ここで、Ｍｃｗはクランク軸６及びフライホイール３０を含む回転系の総重量[Kg]、Ｍｐは気筒数分（４個分）のピストン１１及びコンロッド１０を含むピストン系の総重量[Kg]である。このバランスファクタＢｆは、採用するエンジンに応じて最適な値を設定する。尚、本実施形態では、Ｂｆ＝１に設定している。

ところで、ギヤ比ε（θ）は、
ε（θ）＝ｒ２（θ）／ｒ１（θ）＝ω２（θ）／ω１（θ） …（３）
である。ここで、ω１（θ）は駆動側非円形歯車２５のクランク角θ毎の角速度、ω２（θ）は従動側非円形歯車２６のクランク角θ毎の角速度である。

又、ピストン系のエネルギと回転系のエネルギの合計Ｅは一定（エネルギ保存則）であり、これを式に表せば、
Ｅ＝［（１／２）・Ｉ・ω１^２］＋［（１／２）・Ｍｐ・ｕ^２…（４）
となる。ここで、右辺第一項が回転系のエネルギ、右辺第二項がピストン系のエネルギである。又、Ｉは回転系の回転モーメント、Ｍｐはピストン系の総重量、ｕはピストン速度である。

ピストン速度ｕは、クランク軸６（＝駆動側非円形歯車２５）の角速度ω１と、クランク軸６の回転半径γ、及びコンロッド１０の長さｌに基づき、次式（５）から算出することができる。

そして、（４）式に（５）式を代入し、（４）式から駆動側非円形歯車２５の角速度ω１を求める。次いで、クランク角θ毎の角速度ω１（θ）とギヤ比ε（θ）とに基づき、従動側非円形歯車２６の角速度ω２を求める。そして、クランク角毎の各角速度ω１（θ），ω２（θ）に基づいて、両非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のピッチ円半径ｒ１（θ），ｒ２（θ）を算出する。

このようにして求めた駆動側非円形歯車２５、及び従動側非円形歯車２６を、図１、図２に示すように、クランク軸６と出力軸２４との間に介装することで、図１０（ｂ）に示すようなクランク軸６の周期的な不等速回転が許容され、且つ出力軸２４を等速回転させることができる。ところで、互いに噛合する歯車の噛合面間にかかる応力は、角速度の二乗で増加する。従って、図４に破線で示すように、上述した特許文献１に開示されている従来の一対の非円形歯車では、歯車の噛合面間にかかる応力を考慮しないでギヤ比が設定されているため、比較的低いエンジン回転数Ｎαで、両非円形歯車の噛合面に作用する応力が限界に達してしまう。

これに対し、本実施形態による駆動側非円形歯車２５と従動側非円形歯車２６は、周期的に不等速回転するクランク軸６の回転に併せてギヤ比εをクランク角θ毎に設定したので、噛合面間にかかる応力（負担）を軽減することができる。

従って、図４に太線で示すように、本実施形態による一対の非円形歯車２５，２６を用いることで、上死点、及び下死点を挟む前後でのピストン変位速度を速めてノッキングを回避させても、非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる応力が少なく、この噛合面にかかる応力の限界（限界応力）に対して余裕を持たせることができる。この場合、非円形歯車２５，２６の噛合面間には、圧縮、及び燃焼により発生する応力もかかるが、この応力はエンジン回転数の上昇に対してほぼ一定値であり、この応力は非円形歯車２５，２６の材質や、噛み合い剛性等の歯車強度で充分に対応することができる。

すなわち、図４に示すようにエンジン１Ａの定格回転数をＮβとし、上述した計算式に基づいて形成した両非円形歯車２５，２６の噛合面間に発生する応力が太線で示す特性を示した場合、この特性と定格回転数Ｎβとの交点と、定格回転数Ｎβと限界応力との交点との間が余裕応力（両非円形歯車２５，２６の噛合面間の強度からピストン１１に印加される爆発応力を減算した値）となる。

従って、両非円形歯車２５，２６の噛合面間のギヤ比ε（θ）は、上述した計算式から求めた値であれば、エンジンの定格回転数を限界応力に達する域まで高めることができる。或いは、上述した計算式から求めたギヤ比ε（θ）自体を、予め設定した定格回転数Ｎβにおいて限界応力に達する値まで修正することができる。ギヤ比ε（θ）を限界応力に達する値まで修正することで、ピストン１１の上死点を挟む前後の変位速度を、出力軸２４の等速回転を維持した状態で更に速めることが可能となり、ノック抑制効果を更に向上させることができる。

［第２実施形態］
図５〜図７に本発明の第２実施形態を示す。図５は４サイクル２気筒エンジンの側面スケルトーン図、図６は互いに噛合する一対の非円形歯車をピッチ円で表した概略図である。尚、第１実施形態と同一構成については同一の符号を付して説明を省略する。

上述した第１実施形態による一対の非円形歯車２５，２６の諸元を設定する方法は、４サイクルエンジンであって、等間隔燃焼で、且つ同時に上死点或いは下死点となるタイミングに設定されているものであれば、４気筒以外のエンジンにも適用することができる。

本実施形態では、第１実施形態に示した一対の非円形歯車２５，２６の諸元を設定する方法を、等間隔燃焼する２気筒４サイクルエンジン（以下、「２気筒エンジン」と略称）１Ｂに適用した場合を例示する。２気筒エンジン１Ｂにおいて、クランク軸６に、フライホイール３０を含む外的な負荷が印加されず、ピストン１１に発生する圧縮時及び燃焼時の押圧力も印加されない状態でクランク軸６を回転させた場合、ピストン系に作用するエネルギが３６０[deg-CA]周期で変動する。そのため、図１１に示すように、２気筒エンジン１Ｂでは、クランク軸６の角速度が３６０[deg-CA]周期で変動する。尚、図に示すクランク角０[deg-CA]は圧縮上死点である。

２気筒エンジン１Ｂでは、互いに噛合する非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のギヤ比ε（θ）を、クランク軸６の周期的な角速度の変化（図１１参照）を相殺する値、すなわち、図７に示すように設定することで、クランク軸６に発生する角速度の変化を許容しつつ、出力軸２４の回転を等速回転させることができる。

実験によれば、図７に示すギヤ比ε（θ）は、次式（６）に示す近似式から算出できることが解明された。

ここで、バランスファクタＢｆは、Ｂｆ＝１に設定されている。

互いに噛合する一対の非円形歯車２５，２６のギヤ比ε（θ）を、（６）式に基づいて求めることで両非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる負担が軽減されると共に、回転系は非等速回転、出力系は等速回転とすることができる。

そして、（６）式から求めたギヤ比ε（θ）と、上述した（３）〜（５）式とに基づき、両非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のピッチ円半径ｒ１（θ），ｒ２（θ）を算出する。

このようにして求めた駆動側非円形歯車２５及び従動側非円形歯車２６を、図５、図６に示すように、クランク軸６と出力軸２４との間に介装することで、２気筒エンジン１Ｂであっても、上述した第１実施形態と同様の作用効果を得ることができる。

［第３実施形態］
図８に本発明の第３実施形態による駆動系の概略構成図を示す。本実施形態は、上述した第１実施形態によるエンジン１Ａの出力軸２４に、無段変速機３１を介して前後進切換装置３２を連設したものである。

無段変速機３１はベルト式であり、プライマリプーリ３１ａとセカンダリプーリ３１ｂと、この両プーリ３１ａ，３１ｂ間に巻回された駆動ベルト３１ｃとを備えており、このプライマリプーリ３１ａが出力軸２４に軸着されている。更に、セカンダリプーリ３１ｂが前後進切換装置３２の入力軸３２ａに軸着されている。

又、前後進切換装置３２は遊星歯車で構成されており、入力軸３２ａにサンギヤ３３が軸着されている。更に、このサンギヤ３３とリングギヤ３４との間に介装されているプラネタリピニオン３５がプラネタリキャリア３６に支持され、このプラネタリキャリア３６が、駆動輪（図示せず）に動力を伝達する出力軸３７に連設されている。更に、リングギヤ３４の外周に、出力軸２４に軸着されているピニオン３８が噛合されており、等速回転する出力軸２４の回転によりプライマリプーリ３１ａとピニオン３８とが一体回転する。尚、サンギヤ３３とピニオン３８とのモジュール及び歯数は同一である。

前後進切換装置３２は、セカンダリプーリ３１ｂの溝幅とプライマリプーリ３１ａの溝幅とを、油圧等により互いに反比例する方向へ可変させることで、変速比（プライマリプーリ回転速度Ｎｐ／セカンダリプーリ回転速度Ｎｓ）を連続的に可変設定することができる。

いま、プライマリプーリ３１ａ（出力軸２４）とセカンダリプーリ３１ｂの回転速度が等しい場合（変速比＝１）、このプライマリプーリ３１ａと一体回転するピニオン３８によって回転されているリングギヤ３４と、セカンダリプーリ３１ｂと一体回転するサンギヤ３３とが、互いに反対方向へ等しい速度で回転するため、プラネタリピニオン３５は自転するのみで公転することはない。その結果、プラネタリキャリア３６は回転せず、ニュートラル状態となる（ギヤードニュートラル状態）。

一方、このニュートラル状態から、セカンダリプーリ３１ｂの回転速度を増加させると（変速比＜１）、サンギヤ３３とリングギヤ３４との差回転により、プラネタリピニオン３５が公転し、この公転による回転速度がプラネタリキャリア３６を介して駆動輪に伝達されて、車両が前進する。

又、ニュートラル状態から、セカンダリプーリ３１ｂの回転速度を減速させると（変速比＞１）、サンギヤ３３とリングギヤ３４との間に、前進時とは逆方向の差回転が発生し、この差回転によりプラネタリキャリア３６が逆転し、この出力が駆動輪に伝達されて、車両が後進する。

車両の前進、或いは後進時において、出力軸２４が常時、等速回転しているため、安定した出力を駆動輪へ伝達させることができる。

［第４実施形態］
図９に本発明の第４実施形態による駆動系の概略構成図を示す。本実施形態は、上述した第１実施形態、及び第３実施形態の変形例であり、エンジン１Ｃとして、２つのバンクを有する４サイクル４気筒Ｖ型、或いは水平対向型エンジンを示す。尚、第１実施形態、及び第３実施形態と同一の構成部分については同一の符号を付して説明を省略する。

２つのバンクを有するエンジンでは、各バンク毎に動弁室２０ａ，２０ｂを有し、この各動弁室２０にカム軸２２ａ，２２ｂが横設されている。クランク軸６に軸着されている駆動側非円形歯車２５に、２つの従動側非円形歯車２６ａ，２６ｂが噛合されている。尚、この駆動側非円形歯車２５、及び従動側非円形歯車２６ａ，２６ｂの形状は、第１実施形態で説明した駆動側非円形歯車２５、及び従動側非円形歯車２６と同一であるため、説明を省略する。

この各従動側非円形歯車２６ａ，２６ｂを軸着する出力軸２４ａ，２４ｂに駆動側タイミングギヤ２７ａ，２７ｂが各々軸着され、又、各カム軸２２ａ，２２ｂに従動側タイミングギヤ２８ａ，２８ｂが各々軸着されている。そして、この各駆動側タイミングギヤ２７ａ，２７ｂと従動側タイミングギヤ２８ａ，２８ｂとが、各タイミングベルト２９ａ，２９ｂを介して各々連設されている。尚、エンジン１Ｃは、点火順が＃１→＃３→＃２→＃４の等間隔燃焼に設定されている。又、無段変速機３１、及び前後進切換装置３２の構成は、上述した第３実施形態と同一である。

又、一方のバンクに設けられている出力軸２４ａにプライマリプーリ３１ａが軸着されている。更に、他方のバンクに設けられている出力軸２４ｂに、リングギヤ３４の外周に噛合するピニオン３８が軸着されている。

いま、プライマリプーリ３１ａ（出力軸２４ａ）とセカンダリプーリ３１ｂの回転速度が等しい場合（変速比＝１）、サンギヤ３３とピニオン３８とが、互いに反対方向へ等しい速度で回転するため、プラネタリピニオン３５は自転するのみで公転することはなく、従って、プラネタリキャリア３６は回転せず、ニュートラル状態となる（ギヤードニュートラル状態）。尚、前進走行、及び後進走行時の作用は、上述した第３実施形態と同一であるため説明を省略する。

このように、本実施形態では、一方の出力軸２４ａにプライマリプーリ３１ａを軸着し、他方の出力軸２４ｂに、リングギヤ３４に噛合するピニオン３８を軸着したので、第３実施形態のように１つの出力軸２４にプライマリプーリ３１ａとピニオン３８とを軸着する場合に比し、各出力軸２４ａ，２４ｂにかかる負担を軽減することができ、相対的に各出力軸２４ａ，２４ｂの強度を低減することができる。

尚、本発明は、上述した実施形態に限るものではなく、例えば採用するエンジンは、１８０[deg-CA]、或いは３６０[deg-CA]周期で等間隔燃焼するものであれば、４サイクル２気筒、４サイクル４気筒以外のエンジンにも採用することができる。

第１実施形態による４サイクル４気筒エンジンの正面図同、４サイクル４気筒エンジンの側面スケルトーン図同、一対の非円形歯車の噛合面間のギヤ比の変化を示す説明図同、エンジン回転数と一対の非円形歯車の噛合面間にかかる応力との関係を示す説明図第２実施形態による４サイクル２気筒エンジンの側面スケルトーン図同、互いに噛合する一対の非円形歯車をピッチ円で表した概略図同、一対の非円形歯車の噛合面間のギヤ比の変化を示す説明図第３実施形態による駆動系の概略構成図第４実施形態による駆動系の概略構成図従来例を示し、（ａ）は４サイクル４気筒エンジンのピストン系と回転系とのエネルギ変動を表す説明図、（ｂ）は４サイクル４気筒エンジンのクランク軸の角速度の変化を表す特性図４サイクル２気筒エンジンのクランク軸の角速度の変化を示す特性図

符号の説明

１Ａ，１Ｃ…４気筒４サイクルエンジン、
１Ｂ…２気筒４サイクルエンジン
６…クランク軸、
６ａ…駆動軸
１０…コンロッド、
１１…ピストン、
２２，２２ａ，２２ｂ…カム軸、
２４，２４ａ，２４ｂ…出力軸、
２５…駆動側非円形歯車、
２６，２６ａ，２６ｂ…従動側非円形歯車、
γ…回転半径、
ε…ギヤ比、
θ…クランク角、
ω１，ω２…角速度、
Ｂｆ…バランスファクタ、
Ｅ…（ピストン系のエネルギと回転系のエネルギの）総和、
Ｌ…軸間距離、
Ｎα…エンジン回転数、
Ｎβ…定格回転数、
ｌ…長さ、
ｒ１，ｒ２…ピッチ円半径、
ｕ…ピストン速度

Claims

クランク軸の出力側に駆動側非円形歯車を配設し、該クランク軸と平行に配設されている出力軸に前記駆動側非円形歯車に噛合する従動側非円形歯車を配設し、該両非円形歯車の回転により、クランク軸の周期的な不等速回転を等速回転に変換するエンジンにおいて、
前記クランク軸には、１８０クランク角度或いは３６０クランク角度毎に複数のピストンが連設されており、
上記両非円形歯車の噛合面のピッチ円半径の比であるギヤ比を、前記１８０クランク角度或いは前記３６０クランク角度毎の４サイクル等間隔燃焼に設定されている複数の前記ピストンと前記クランク軸とを連設するコンロッドの長さと、該クランク軸の回転半径と、回転系の総重量とピストン系の総重量との比に基づいて、前記クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に前記出力軸を等速回転させる値に、クランク角毎に設定した
ことを特徴とするエンジン。