JP5478235B2

JP5478235B2 - Reciprocating engine

Info

Publication number: JP5478235B2
Application number: JP2009288759A
Authority: JP
Inventors: 正明中村
Original assignee: Hino Motors Ltd
Current assignee: Hino Motors Ltd
Priority date: 2009-12-21
Filing date: 2009-12-21
Publication date: 2014-04-23
Anticipated expiration: 2029-12-21
Also published as: JP2011127560A

Description

本発明は、内燃機関やコンプレッサ等の往復動機関に関するものである。 The present invention relates to a reciprocating engine such as an internal combustion engine or a compressor.

一般に、内燃機関やコンプレッサ等は、図１１に示す如くシリンダブロック１０に配置されるシリンダライナ１内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。 In general, an internal combustion engine, a compressor, or the like connects a piston 2 and a connecting rod 3 with a piston pin 4 so that the piston 2 can reciprocate in a cylinder liner 1 arranged in a cylinder block 10 as shown in FIG. 3 and the crank 5 are connected by a crank pin 6.

ここでシリンダ中心線は、クランク軸中心７とピストンピン４を結ぶ直線Ｌｃ上（クランクシャフト中心直上の線）に位置し、更にシリンダ中心線にはピストン中心の動線Ｌａが合致している。 Here, the cylinder center line is located on a straight line Lc (a line directly above the center of the crankshaft) connecting the crankshaft center 7 and the piston pin 4, and the cylinder center line coincides with the flow line La of the piston center.

又、近年、内燃機関において、クランク軸中心とピストンピンを結ぶ直線から、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットさせることにより、スラスト側でピストンが受けるピストン側力（サイドフォース）を低減し、ピストンの摩耗を低減することが考えられている（例えば、特許文献１参照。）。 In recent years, in internal combustion engines, the piston side force (side force) received by the piston on the thrust side has been reduced by offsetting the cylinder center line parallel to the anti-thrust side from the straight line connecting the crankshaft center and the piston pin. It is considered to reduce the wear of the piston (see, for example, Patent Document 1).

特開平７−１５０９６９号公報Japanese Patent Laid-Open No. 7-150969

しかしながら、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ１内の圧力を回転力へ変換する場合や、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、力の伝達効率を更に高めることが求められている。 However, when the pressure in the cylinder liner 1 is converted into a rotational force during an expansion stroke of an internal combustion engine or the like, or when the rotational force is converted into a compression force during a compression stroke of a compressor or the like, the force transmission efficiency is further increased. Is required.

本発明は、斯かる実情に鑑み、力の伝達効率を高める往復動機関を提供しようとするものである。 In view of such circumstances, the present invention intends to provide a reciprocating engine that enhances power transmission efficiency.

本発明の往復動機関は、ピストンとコンロッドをピストンピンで接続し、前記コンロッドとクランクをクランクピンで接続してシリンダライナ内でピストンを往復動させる往復動機関であって、
前記ピストン中心の動線は、上死点のピストンピン位置を通り且つ、上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対し、下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾き、
前記シリンダライナの構成は、前記ピストン中心の動線の傾きに対応するように、上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対して傾いたものである。 A reciprocating engine of the present invention is a reciprocating engine in which a piston and a connecting rod are connected by a piston pin, the connecting rod and a crank are connected by a crank pin, and the piston is reciprocated in a cylinder liner.
It said piston central flow line passes through the piston pin position of the top dead center and, with respect to a straight line connecting the piston pin position of top dead center and the crankshaft center, the anti-thrust side toward the bottom dead center to the top dead center Lean to
The configuration of the cylinder liner is inclined with respect to a straight line connecting the piston pin position at the top dead center and the crankshaft center so as to correspond to the inclination of the flow line at the piston center .

又、本発明において、上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対して、ピストン中心の動線の傾きσは、
時計回りにクランクを回転させる場合、０＜σ＜σ_ｍａｘ
反時計回りにクランクを回転させる場合、−σ_ｍａｘ＜σ＜０
σ_ｍａｘ：限界角度
で設定されることが好ましい。 In the present invention, with respect to a straight line connecting the piston pin position at the top dead center and the crankshaft center, the inclination σ of the flow line at the piston center is
When rotating the crank clockwise, 0 <σ <σ _max
When rotating the crank counterclockwise, −σ _max <σ <0
σ _max : It is preferable to set the limit angle.

更に本発明において、ピストン中心の動線の傾きσにおける限界角度σ_ｍａｘは
σ_ｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
Ｌ：ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離
Ｒ：ストローク半径
で設定されることが好ましい。 Further, in the present invention, the limit angle σ _max in the inclination σ of the flow line at the piston center is σ _max = Asin ((LR) / (L + R))
L: It is preferable that the distance between the piston pin and the crank pin is set as R: stroke radius.

本発明の往復動機関によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定するので、内燃機関等の膨張行程でシリンダ内の圧力を回転力へ変換する場合や、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク及びコンロッドに伴う力の伝達効率を高めることができるという優れた効果を奏し得る。 According to the reciprocating engine of the present invention, the flow line of the piston center passes through the piston pin position at the top dead center and moves from the bottom dead center to the top dead center without offsetting the cylinder center line parallel to the anti-thrust side. Since the cylinder liner is tilted so that it is tilted to the opposite side of the thrust, the pressure in the cylinder is converted into rotational force during the expansion stroke of an internal combustion engine, etc., or the rotational force is converted into compression force during the compression stroke of a compressor, etc. In the case of conversion, it is possible to achieve an excellent effect that the transmission efficiency of the force accompanying the crank and the connecting rod can be increased.

本発明の往復動機関であって内燃機関の一例を示す概念図である。It is a conceptual diagram which shows an example of an internal combustion engine which is a reciprocating engine of this invention. 往復動機関が内燃機関であってピストン中心の動線の傾きの限界角度を示す概念図である。It is a conceptual diagram which shows the limit angle of the inclination of the flow line of a piston center, when a reciprocating engine is an internal combustion engine. 往復動機関が内燃機関であってピストンの位置の変化を従来のものと比較したグラフである。6 is a graph in which a reciprocating engine is an internal combustion engine and a change in position of a piston is compared with a conventional one. 往復動機関が内燃機関であって遥動角の変化を従来のものと比較したグラフである。6 is a graph in which a reciprocating engine is an internal combustion engine and a change in a swing angle is compared with a conventional one. 往復動機関が内燃機関であって回転効率の変化を従来のものと比較したグラフである。It is a graph which compared the change of the rotation efficiency with the conventional one when a reciprocating engine is an internal combustion engine. 往復動機関が内燃機関であって一気筒のクランク回転力の変化を従来のものと比較したグラフである。It is the graph which compared the change of the crank rotational force of one cylinder with the conventional one when a reciprocating engine is an internal combustion engine. 往復動機関が内燃機関であって全ての気筒（四気筒）を合成したクランク回転力の変化を従来のものと比較したグラフである。It is a graph which compared the change of the crank rotational force which the reciprocating engine is an internal combustion engine and synthesize | combined all the cylinders (four cylinders) with the conventional one. 往復動機関が内燃機関であってピストン中心の動線の傾きを変化させた場合の効率の変化を示すグラフである。It is a graph which shows the change of efficiency when a reciprocating engine is an internal combustion engine and changes the inclination of the flow line of a piston center. 往復動機関がエアコンプレッサであってクランク角度と各力の関係を示すグラフである。It is a graph which shows the relationship between a crank angle and each force when a reciprocating engine is an air compressor. 往復動機関がエアコンプレッサであってピストン中心の動線の傾きを変化させた場合の効率の変化を示すグラフである。It is a graph which shows the change of efficiency when a reciprocating engine is an air compressor and changes the inclination of the flow line of piston center. 従来の往復動機関を示す概念図である。It is a conceptual diagram which shows the conventional reciprocating engine.

以下、本発明の実施の形態例の一例を図１〜図８を参照して説明する。ここで実施例の形態の一例は、時計周りにクランクを回転させる往復動機関の場合を示している。 Hereinafter, an example of an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. Here, an example of the form of the embodiment shows a case of a reciprocating engine that rotates a crank clockwise.

実施の形態例の往復動機関の一例は内燃機関に用いるものであり、図１に示す如くシリンダブロック１０に配置されるシリンダライナ８内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。 An example of the reciprocating engine of the embodiment is used for an internal combustion engine, and the piston 2 and the connecting rod are arranged so that the piston 2 can reciprocate within a cylinder liner 8 disposed in the cylinder block 10 as shown in FIG. 3 is connected by a piston pin 4 and a connecting rod 3 and a crank 5 are connected by a crank pin 6.

又、シリンダライナ８の構成は、シリンダ中心線がクランク軸中心７とピストンピン４を結ぶ直線Ｌｃ上（クランクシャフト中心直上の線）から反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように設定されている。更に反時計回りにクランクを回転させる場合には、傾きを逆方向に設定し、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くようにしている。 Further, the cylinder liner 8 is configured so that the cylinder center line is not offset in parallel to the anti-thrust side from the straight line Lc (line directly above the crankshaft center) connecting the crankshaft center 7 and the piston pin 4. The line La passes through the piston pin position _PTDC at the top dead center and is set so as to be inclined toward the anti-thrust side from the bottom dead center toward the top dead center. When the crank is further rotated counterclockwise, the inclination is set in the opposite direction, the flow line La of the piston center passes through the piston pin position _PTDC at the top dead center, and from the bottom dead center toward the top dead center. It is designed to tilt to the anti-thrust side.

又、ピストン中心の動線の傾きσは、上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線に対して、
実施の一例の如く時計回りにクランクを回転させる場合に、０＜σ＜σ_ｍａｘ
σ_ｍａｘ：限界角度
で設定されている。 Also, the inclination σ of the flow line at the piston center is relative to the straight line connecting the piston pin position _{PTDC at} the top dead center and the crankshaft center 7.
When the crank is rotated clockwise as in the embodiment, 0 <σ <σ _max
σ _max : It is set as the limit angle.

更に又、ピストン中心の動線の傾きσは、上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線に対して、
他例（図示せず）の如く反時計回りにクランクを回転させる場合に、−σ_ｍａｘ＜σ＜０
σ_ｍａｘ：限界角度
で設定されている。 Furthermore, the inclination σ of the flow line at the piston center is relative to the straight line connecting the piston pin position _{PTDC at} the top dead center and the crankshaft center 7.
When the crank is rotated counterclockwise as in another example (not shown), −σ _max <σ <0
σ _max : It is set as the limit angle.

更にピストン中心の動線Ｌａの傾きσにおける限界角度σ_ｍａｘは、以下の式１を満たすように設定されている。式１は、
σ_ｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
であり、
Ｌ：ピストンピン４とクランクピン６を結ぶ距離（コンロッド長）
Ｒ：ストローク半径（クランク半径）
の条件になるように設定されている。 Further, the limit angle σ _max in the inclination σ of the flow line La at the center of the piston is set so as to satisfy the following formula 1. Equation 1 is
σ _max = Asin ((LR) / (L + R))
And
L: Distance connecting piston pin 4 and crank pin 6 (connecting rod length)
R: Stroke radius (crank radius)
It is set to be the condition of

ここで式１の理解を助けるために図２の構成を用いて更に説明する。式１は、シリンダライナ８の傾斜による構成上の幾何学的な限界を示すものであり、往復動機関はピストン摺動方向に下死点が存在しなければ、回転運動ができないことを基準に設定したものである。具体的に図２により限界角度σ_ｍａｘを説明すると、限界角度σ_ｍａｘは上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ａ、下死点のピストンピン位置Ｐ_ＢＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ｂの条件で、sinσ_ｍａｘ=Ｂ／Ａで決定される。更に上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ａは、コンロッド長Ｌとクランク半径Ｒとを加算したものになり、下死点のピストンピン位置Ｐ_ＢＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ｂは、コンロッド長Ｌからクランク半径Ｒを減算したものになる。このため、sinσ_ｍａｘ=(Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ)からσ_ｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))を導き出すことができる。なお式１で求められる限界角度σ_ｍａｘはラジアン単位であり、［deg.］単位の角度にする場合には360/２πを積算するか、degrees関数等を用いれば［deg.］単位の角度を算出することが可能となる。 Here, in order to help the understanding of Equation 1, further explanation will be given using the configuration of FIG. Equation 1 shows the geometrical limitation of the configuration due to the inclination of the cylinder liner 8, and the reciprocating engine is based on the fact that it cannot rotate unless the bottom dead center exists in the piston sliding direction. It is set. Specifically in FIG. 2 illustrating the limit angle sigma _max, the limit angle sigma _max is a linear distance A connecting from the piston pin position P _TDC top dead center to the crankshaft center 7, the piston pin position P _BDC bottom dead center It is determined by sinσ _max = B / A under the condition of a linear distance B connecting to the crankshaft center 7. Further, the linear distance A connecting the piston pin position P _{TDC at} the top dead center to the crankshaft center 7 is the sum of the connecting rod length L and the crank radius R, and the piston pin position P _{BDC at the} bottom dead center to the crankshaft The straight line distance B connecting to the center 7 is obtained by subtracting the crank radius R from the connecting rod length L. Therefore, it is possible to derive the _{sinσ max = (L-R)} / (L + R) from _{σ max = Asin ((L-} R) / (L + R)). Note that the limit angle σ _max obtained by Equation 1 is in radians. When the angle is set to [deg.], 360 / 2π is added, or the degree function is used to set the angle in [deg.]. It is possible to calculate.

続いて図１で示した往復動機関が高効率になるという点を図１の構成及び図１１の従来の構成を用いて説明する。 Next, the point that the reciprocating engine shown in FIG. 1 is highly efficient will be described using the configuration of FIG. 1 and the conventional configuration of FIG.

図１１に示す如く従来の構成は、上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線Ｌ_０上にピストン中心の動線Ｌａを配置したものであり、ピストンピン４にかかる力Ｆｃは、シリンダ内圧による力Ｆｐに対してＦｃ＝Ｆｐ／cos(φ)で設定され、クランク回転力Ｆｔは、Ｆｔ＝Ｆｐ・sin(θ＋φ)/cos(φ)で設定される。一方、図１に示す如く実施の形態例の構成は、上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線Ｌ_０上に対してピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾きσで傾けたものであり、ピストンピン４にかかる力Ｆｃ'は、シリンダ内圧による力Ｆｐに対してＦｃ'＝Ｆｐ／cos(φ'+σ)で設定され、クランク回転力Ｆｔ'は、Ｆｔ'＝Ｆｐ・sin(θ＋φ')/cos(φ'+σ)で設定される。そして回転力の指標をsin(θ＋φ')/cos(φ'+σ)として図１１の従来構成と図１の形態例の構成とを比較すると、図１の形態例の構成は、後述の図５に示す如く回転効率の向上及び回転損失の低減の範囲で高効率に寄与するものとなる。更に具体的に、従来の構成のクランク回転力Ｆｔと、実施の形態例の構成のクランク回転力Ｆｔ'との比をとって示すと、Ｆｔ'＞０，Ｆｔ＞０の時、Ｆｔ'/Ｆｔ＞１となるところでは回転率の向上となり、Ｆｔ'＜０，Ｆｔ＜０の時、０＜Ｆｔ'/Ｆｔ＜１となるところでは回転損失の低減となり、どちらの範囲でも効率が向上するものとなる。 As shown in FIG. 11, in the conventional configuration, a flow line La at the center of the piston is arranged on a straight line L ₀ connecting the piston pin position _{PTDC at} the top dead center and the crankshaft center 7. The force Fc is set as Fc = Fp / cos (φ) with respect to the force Fp caused by the cylinder internal pressure, and the crank rotational force Ft is set as Ft = Fp · sin (θ + φ) / cos (φ). On the other hand, as shown in FIG. 1, the configuration of the embodiment is such that the flow line La of the piston center from the bottom dead center with respect to the straight line L ₀ connecting the piston pin position _{PTDC at} the top dead center and the crankshaft center 7. The force Fc ′ applied to the piston pin 4 is inclined by σ toward the top dead center with respect to the thrust side, and Fc ′ = Fp / cos (φ ′ + σ) with respect to the force Fp caused by the cylinder internal pressure. The crank rotational force Ft ′ is set by Ft ′ = Fp · sin (θ + φ ′) / cos (φ ′ + σ). Then, when the index of the rotational force is sin (θ + φ ′) / cos (φ ′ + σ), and the configuration of the conventional example of FIG. 11 is compared with the configuration of the example of FIG. 1, the configuration of the example of FIG. As shown in FIG. 5, it contributes to high efficiency in the range of improvement of rotation efficiency and reduction of rotation loss. More specifically, the ratio between the crank rotational force Ft having the conventional configuration and the crank rotational force Ft ′ having the configuration of the embodiment is shown as Ft ′ / 0 when Ft ′> 0 and Ft> 0. When Ft> 1, the rotation rate is improved. When Ft ′ <0 and Ft <0, the rotation loss is reduced when 0 <Ft ′ / Ft <1, and the efficiency is improved in either range. It will be a thing.

以下、往復運動機関を内燃機関にして実施の形態例と従来の例と比較して結果を示す。ここで実施の形態例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを１０［deg.］にし、従来例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを０［deg.］にした。又、コンロッド長を１８１．５［mm］、ストローク半径５９［mm］で設定し、内燃機関の駆動条件を２０００［rpm］にした。 Hereinafter, the results will be shown by comparing the embodiment with the conventional example using the reciprocating engine as an internal combustion engine. Here, in the embodiment, the inclination σ of the flow line La at the piston center is set to 10 [deg.], And in the conventional example, the inclination σ of the flow line La at the piston center is set to 0 [deg.]. The connecting rod length was set to 181.5 [mm], the stroke radius was set to 59 [mm], and the driving condition of the internal combustion engine was set to 2000 [rpm].

［比較例１］
クランク５の回転に伴ってピストン２の位置の変化を従来のものと比較した。その結果、図３に示す如く実施の形態例のストロークは、従来のものに比べてクランク角度０〜２００［deg.］程度の間でストロークが増加し、最大ストロークで３．６６［mm］増加した。 [Comparative Example 1]
The change in the position of the piston 2 with the rotation of the crank 5 was compared with the conventional one. As a result, as shown in FIG. 3, the stroke of the embodiment increases in the range of the crank angle of about 0 to 200 [deg.] Compared to the conventional one, and increases by 3.66 [mm] at the maximum stroke. did.

［比較例２］
クランク５の回転に伴って遥動角の変化を従来のものと比較した。ここで遥動角は、ピストン中心の動線Ｌａと、クランク５（ピストンピン４とクランクピン６を結ぶ直線）とからなる角度であり、その結果を図４に示す。実施の形態例の遥動角は、設定段階で従来のものに比べて１０［deg.］傾いていることから、クランク角度が変化する場合であっても従来のものに比べて１０〜２０［deg.］の差を有して変化した。 [Comparative Example 2]
The change of the swing angle with the rotation of the crank 5 was compared with the conventional one. Here, the swing angle is an angle formed by the flow line La at the center of the piston and the crank 5 (a straight line connecting the piston pin 4 and the crankpin 6), and the result is shown in FIG. Since the swing angle of the embodiment is tilted by 10 [deg.] Compared to the conventional one at the setting stage, even if the crank angle changes, it is 10 to 20 [compared to the conventional one. deg.] with a difference.

［比較例３］
クランク５の回転に伴って回転効率の変化を従来のものと比較した。その結果、図５に示す如く実施の形態例の回転効率は、従来のものに比べてクランク角度０〜１３０［deg.］の間で回転効率が上昇し、クランク角度−１２０〜０［deg.］（２４０〜３６０［deg.］）の間で回転損失が低減した。ここでクランク角度１３０〜２４０［deg.］の間の下死点付近では、回転効率が低減したが、力を受ける上死点に比べて回転効率への影響が少ない。 [Comparative Example 3]
The change in the rotation efficiency with the rotation of the crank 5 was compared with the conventional one. As a result, as shown in FIG. 5, the rotational efficiency of the embodiment increases in the crank angle of 0 to 130 [deg.] Compared to the conventional one, and the crank angle of −120 to 0 [deg.]. ] (240 to 360 [deg.]), The rotation loss was reduced. Here, in the vicinity of the bottom dead center between the crank angles 130 to 240 [deg.], The rotational efficiency is reduced, but the influence on the rotational efficiency is less than that of the top dead center receiving the force.

［比較例４］
クランク５の回転に伴って一気筒のクランク回転力の変化を従来のものと比較した。その結果、図６に示す如く実施の形態例の一気筒のクランク回転力は、従来のものに比べてクランク角度９０［deg.］近辺で回転力が上昇し、又、従来のものに比べてクランク角度−９０［deg.］近辺で回転力損失が低減した。 [Comparative Example 4]
The change in the crank rotational force of one cylinder with the rotation of the crank 5 was compared with the conventional one. As a result, as shown in FIG. 6, the crank rotational force of one cylinder of the embodiment increases in the vicinity of a crank angle of 90 [deg.] Compared to the conventional one, and also compared with the conventional one. The rotational force loss was reduced around the crank angle of −90 [deg.].

［比較例５］
クランク５の回転に伴って全ての気筒（四気筒）の合成したクランク回転力の変化を従来のものと比較した。その結果、図７に示す如く実施の形態例の全ての気筒（四気筒）を合成したクランク回転力は、従来のものに比べてクランク角度−９０［deg.］近辺、９０［deg.］近辺、２７０［deg.］近辺、４５０［deg.］近辺で回転力が上昇し、行程中央で高効率となった。 [Comparative Example 5]
Changes in the combined crank rotational force of all cylinders (four cylinders) with the rotation of the crank 5 were compared with the conventional one. As a result, as shown in FIG. 7, the crank rotational force obtained by synthesizing all the cylinders (four cylinders) of the embodiment is near a crank angle of −90 [deg.] And near 90 [deg.] As compared with the conventional one. The rotational force increased around 270 [deg.] And around 450 [deg.], And became highly efficient at the center of the stroke.

［比較例６］
続いてピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σを１０［deg.］に限定せず、複数の角度に変えて回転効率及び燃費向上率を求めた。又、この場合、又、コンロッド長を１８１．５［mm］、ストローク半径５９［mm］で設定し、内燃機関の駆動条件を２０００［rpm］にした。その結果、図８に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］から１２．５［deg.］まで回転効率及び燃費向上率が上昇した。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが１２．５［deg.］から２０［deg.］までの範囲で回転効率及び燃費向上率が低下した。ここで回転効率及び燃費向上率の上昇は、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σにより高効率となると想定され、回転効率及び燃費向上率の低下は、ピストン側力（サイドフォース）の増加により摩擦力が大きくなったことに基づくと想定される。このことからピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σは０［deg.］から２５［deg.］近辺まで回転効率及び燃費向上率の向上を図ることが明らかであり、更に５［deg.］から１８［deg.］までは回転効率の向上が３％以上になることが明らかであり、特に１２．５［deg.］では回転効率及び燃費向上率の向上が最大になることが明らかである。又、この場合のピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σにおける限界角度σ_ｍａｘは、式１の構造上の幾何学的な制限から３０．６［deg.］となる。 [Comparative Example 6]
Subsequently, the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston was not limited to 10 [deg.], But the rotational efficiency and the fuel efficiency improvement rate were obtained by changing to a plurality of angles. In this case, the connecting rod length was set to 181.5 [mm], the stroke radius 59 [mm], and the driving condition of the internal combustion engine was set to 2000 [rpm]. As a result, as shown in FIG. 8, the rotational efficiency and the fuel efficiency improvement rate increased from 0 [deg.] To 12.5 [deg.] Of the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston. In addition, the rotational efficiency and the fuel efficiency improvement rate were reduced when the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston was in the range from 12.5 [deg.] To 20 [deg.]. Here, the increase in the rotational efficiency and the fuel efficiency improvement rate is assumed to be high efficiency due to the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston, and the decrease in the rotational efficiency and the fuel efficiency improvement rate is caused by the piston side force (side force). It is assumed that this is based on the fact that the frictional force has increased due to the increase in. From this, it is clear that the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston improves the rotational efficiency and the fuel efficiency improvement rate from 0 [deg.] To around 25 [deg.], And further 5 [deg. .] To 18 [deg.], It is clear that the improvement of the rotation efficiency is 3% or more, and in particular, the improvement of the rotation efficiency and the fuel efficiency improvement rate is maximized at 12.5 [deg.]. It is. Further, in this case, the limit angle σ _{max at} the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston is 30.6 [deg.] Due to the geometrical limitation on the structure of Equation 1.

而して、このように実施の形態例の往復動機関の一例によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾けるようにシリンダライナ８の傾斜を設定するので、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ８内の圧力を回転力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を高めることができる。又、図５に示す如くピストン中心の動線Ｌａを傾けることにより回転効率の向上、回転損失の低減を図り、よって燃費の向上を図ることができる。 Thus, according to the example of the reciprocating engine of the embodiment, the flow line La of the piston center is shifted from the bottom dead center to the top dead center without offsetting the cylinder center line parallel to the anti-thrust side. Since the inclination of the cylinder liner 8 is set so as to incline toward the opposite side to the thrust side, when the pressure in the cylinder liner 8 is converted into rotational force in the expansion stroke of an internal combustion engine or the like, the force by the crank 5 and the connecting rod 3 is used. Can improve the transmission efficiency. In addition, as shown in FIG. 5, by inclining the flow line La at the center of the piston, the rotational efficiency can be improved and the rotational loss can be reduced, thereby improving the fuel consumption.

又、実施の形態例の往復動機関の一例において、式１の如くピストン中心の動線Ｌａの傾きσを設定すると、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ８内の圧力を回転力へ変換する場合に、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を適切に高めることができる。更に式２の如くピストン中心の動線Ｌａの限界角度σ_ｍａｘを設定すると、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を一層適切に高めることができる。 Further, in the example of the reciprocating engine according to the embodiment, when the inclination σ of the flow line La at the piston center is set as shown in Equation 1, the pressure in the cylinder liner 8 is converted into the rotational force in the expansion stroke of the internal combustion engine or the like. In this case, the transmission efficiency of the force accompanying the crank 5 and the connecting rod 3 can be appropriately increased. Furthermore, if the limit angle σ _max of the flow line La at the center of the piston is set as shown in Equation 2, the transmission efficiency of the force accompanying the crank 5 and the connecting rod 3 can be more appropriately increased.

以下、本発明の実施の形態例の二例を図９、図１０を参照して説明する。 Hereinafter, two examples of embodiments of the present invention will be described with reference to FIGS.

実施の形態例の往復動機関の二例は、コンプレッサのうちエアコンプレッサに用いるものであり、一例と同様にシリンダライナ８内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。なおコンプレッサは、エアコンプレッサに限定されるものでなく、他の種類のコンプレッサでも良い。 Two examples of the reciprocating engine of the embodiment are used for an air compressor of the compressor, and the piston 2 and the connecting rod 3 are connected to the piston so that the piston 2 can reciprocate in the cylinder liner 8 as in the example. The connecting rod 3 and the crank 5 are connected by the crank pin 6. The compressor is not limited to an air compressor, and may be another type of compressor.

ここでコンプレッサは、内燃機関の場合と同様に、ピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾けるようにシリンダライナ８の傾斜を設定し、力の作用方向が内燃機関の場合と逆になる点を除いて同じような構成を備えている。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾きσは内燃機関と同様に設定され、更にピストン中心の動線Ｌａの限界角度σ_ｍａｘは内燃機関と同様に先の式１に基づいて設定される。 Here, as in the case of the internal combustion engine, the compressor sets the inclination of the cylinder liner 8 so as to incline the flow line La at the center of the piston from the bottom dead center toward the top dead center toward the opposite thrust side, and the direction of action of the force The configuration is similar to that of the internal combustion engine except that it is reversed. Further, the inclination σ of the flow line La at the piston center is set in the same manner as in the internal combustion engine, and the limit angle σ _max of the flow line La in the piston center is set based on the previous equation 1 as in the internal combustion engine.

以下、往復運動機関をコンプレッサにして実施の形態例と従来の例と比較した。ここで実施の形態例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを１０［deg.］にし、従来例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを０［deg.］にした。又、コンロッド長を１２０［mm］、ストローク半径３０［mm］で設定し、コンプレッサの駆動条件を５００［rpm］、ロード状態８［kgf/cm^２］にした。 Hereinafter, the reciprocating engine is used as a compressor and the embodiment is compared with the conventional example. Here, in the embodiment, the inclination σ of the flow line La at the piston center is set to 10 [deg.], And in the conventional example, the inclination σ of the flow line La at the piston center is set to 0 [deg.]. The connecting rod length was set to 120 [mm], the stroke radius was set to 30 [mm], the compressor driving conditions were set to 500 [rpm], and the load state was set to 8 [kgf / cm ² ].

［比較例７］
クランク５の回転に伴ってクランク角度と各力（ピストン側力、ピストンピンにかかる力、クランク回転力）の関係を求めた。その結果、図９に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］から９０［deg.］まで駆動トルク低減率（回転軸にかかる力）が向上し、−９０［deg.］から０［deg.］まで駆動トルク低減率の損失が低減した。 [Comparative Example 7]
With the rotation of the crank 5, the relationship between the crank angle and each force (piston side force, force applied to the piston pin, crank rotational force) was obtained. As a result, as shown in FIG. 9, the drive torque reduction rate (force applied to the rotating shaft) is improved when the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the piston center is 0 [deg.] To 90 [deg.], − The loss of the driving torque reduction rate was reduced from 90 [deg.] To 0 [deg.].

［比較例８］
以下、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σを１０［deg.］に限定せず、複数の角度に変えて駆動トルク低減率を求めると共に、式１により限界角度σ_ｍａｘを求めた。又、この場合、コンロッド長を１２０［mm］、ストローク半径３０［mm］で設定し、エアコンプレッサの駆動条件を同様に５００［rpm］、ロード状態８［kgf/cm^２］にした。その結果、図１０に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］からσ_ｍａｘまで駆動トルク低減率が上昇した。ここで駆動トルク低減率が低下しない理由としては、エアコンプレッサは、内燃機関に比べてクランク半径がコンロッド長に対して小さいため、遥動角及びピストン側力が小さく、よってピストン側力の増加による摩擦損失が小さく、駆動トルク低減率が低下しないためと想定される。このことからピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σは０［deg.］から限界角度σ_ｍａｘ３６．３［deg.］まで駆動トルク低減率が上昇した。 [Comparative Example 8]
Hereinafter, the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston is not limited to 10 [deg.], The driving torque reduction rate is obtained by changing the angle to a plurality of angles, and the limit angle σ _max is obtained from Equation 1. . In this case, the connecting rod length was set to 120 [mm], the stroke radius was set to 30 [mm], the air compressor driving conditions were similarly set to 500 [rpm], and the load state was set to 8 [kgf / cm ² ]. As a result, as shown in FIG. 10, the drive torque reduction rate increased from 0 [deg.] To σ _max of the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the center of the piston. Here, the reason why the drive torque reduction rate does not decrease is that the air compressor has a smaller crank angle than the connecting rod length compared to the internal combustion engine, so that the swing angle and the piston side force are small, and therefore the piston side force is increased. It is assumed that the friction loss is small and the drive torque reduction rate does not decrease. From this, the inclination (cylinder angle) σ of the flow line La at the piston center increased from 0 [deg.] To the limit angle σ _max 36.3 [deg.], And the drive torque reduction rate increased.

而して、このように実施の形態例の二例によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置Ｐ_ＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナ８の傾斜を設定するので、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を高めることができる。又、図９に示す如くピストン中心の動線Ｌａを傾けることにより駆動トルク低減率の向上を図ることができる。 Thus, according to the two examples of the embodiment, the cylinder center line is offset in parallel to the anti-thrust side, and the flow line La of the piston center changes the piston pin position _PTDC at the top dead center. Since the inclination of the cylinder liner 8 is set so as to incline toward the anti-thrust side from the bottom dead center to the top dead center, the crank 5 is used when converting the rotational force into the compression force in the compression stroke of a compressor or the like. And the transmission efficiency of the force by the connecting rod 3 can be improved. Further, as shown in FIG. 9, the drive torque reduction rate can be improved by inclining the flow line La at the center of the piston.

実施の形態例において、式１の如くピストン中心の動線Ｌａの傾きの限界角度σ_ｍａｘを設定すると、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を一層適切に高めることができる。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾きを設定すると、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を適切に高めることができる。 In the embodiment, when the limit angle σ _max of the inclination of the flow line La at the center of the piston is set as in Expression 1, the transmission efficiency of the force accompanying the crank 5 and the connecting rod 3 can be more appropriately increased. In addition, when the inclination of the flow line La at the center of the piston is set, when the rotational force is converted into the compression force in the compression stroke of the compressor or the like, the transmission efficiency of the force by the crank 5 and the connecting rod 3 can be appropriately increased.

尚、本発明の往復動機関は、上述の図示例にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。 The reciprocating engine of the present invention is not limited to the illustrated examples described above, and it is needless to say that various modifications can be made without departing from the scope of the present invention.

２ピストン
３コンロッド
４ピストンピン
５クランク
６クランクピン
７クランク軸中心
８シリンダライナ
Ｌピストンピンとクランクピンを結ぶ距離（コンロッド長）
Ｒクランク半径
Ｐ_ＴＤＣ上死点のピストンピン位置
Ｐ_ＢＤＣ下死点のピストンピン位置
σ ピストン中心の動線の傾き
σ_ｍａｘ限界角度 2 Piston 3 Connecting rod 4 Piston pin 5 Crank 6 Crank pin 7 Crankshaft center 8 Cylinder liner L Distance connecting piston pin and crankpin (connecting rod length)
R Crank radius P _TDC Top dead center piston pin position P _BDC Bottom dead center piston pin position σ Piston center flow line slope σ _max Limit angle

Claims

A reciprocating engine in which a piston and a connecting rod are connected by a piston pin, the connecting rod and a crank are connected by a crank pin, and the piston is reciprocated in a cylinder liner;
It said piston central flow line passes through the piston pin position of the top dead center and, with respect to a straight line connecting the piston pin position of top dead center and the crankshaft center, the anti-thrust side toward the bottom dead center to the top dead center Lean to
The reciprocating engine is characterized in that the configuration of the cylinder liner is inclined with respect to a straight line connecting the piston pin position at the top dead center and the crankshaft center so as to correspond to the inclination of the flow line at the piston center .

For the straight line connecting the piston pin position at the top dead center and the crankshaft center, the slope σ of the flow line at the piston center is
When rotating the crank clockwise, 0 <σ <σ _max
When rotating the crank counterclockwise, −σ _max <σ <0
The reciprocating engine according to claim 1, wherein σ _max is set as a limit angle.

The limit angle σ _max in the inclination σ of the flow line at the piston center is σ _max = Asin ((LR) / (L + R))
The reciprocating engine according to claim 1, wherein L is a distance between the piston pin and the crank pin, and R is a stroke radius.