JP6244690B2 - Reciprocating engine crankshaft - Google Patents
Reciprocating engine crankshaft Download PDFInfo
- Publication number
- JP6244690B2 JP6244690B2 JP2013135365A JP2013135365A JP6244690B2 JP 6244690 B2 JP6244690 B2 JP 6244690B2 JP 2013135365 A JP2013135365 A JP 2013135365A JP 2013135365 A JP2013135365 A JP 2013135365A JP 6244690 B2 JP6244690 B2 JP 6244690B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- cross
- crankshaft
- journal
- arm
- convex
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Active
Links
Images
Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C3/00—Shafts; Axles; Cranks; Eccentrics
- F16C3/04—Crankshafts, eccentric-shafts; Cranks, eccentrics
- F16C3/06—Crankshafts
- F16C3/08—Crankshafts made in one piece
Description
本発明は、自動車用エンジン、船舶用エンジン、発電機などの汎用エンジンといったレシプロエンジンに搭載されるクランク軸に関する。 The present invention relates to a crankshaft mounted on a reciprocating engine such as a general-purpose engine such as an automobile engine, a marine engine, and a generator.
レシプロエンジンは、シリンダ（気筒）内でのピストンの往復運動を回転運動に変換して動力を取り出すため、クランク軸を必要とする。クランク軸は、型鍛造によって製造されるものと、鋳造によって製造されるものとに大別され、特に、気筒数が２以上の多気筒エンジンには、強度と剛性に優位な前者の型鍛造クランク軸が多用される。 The reciprocating engine needs a crankshaft to convert the reciprocating motion of the piston in the cylinder (cylinder) into a rotational motion to extract power. Crankshafts are broadly classified into those manufactured by die forging and those manufactured by casting. Particularly, for the multi-cylinder engine having two or more cylinders, the former die forging crank superior in strength and rigidity. Axes are frequently used.
図１は、一般的な多気筒エンジン用クランク軸の一例を模式的に示す側面図である。同図に例示するクランク軸１は、４気筒エンジンに搭載されるものであり、５つのジャーナル部Ｊ１〜Ｊ５、４つのピン部Ｐ１〜Ｐ４、フロント部Ｆｒ、フランジ部Ｆｌ、およびジャーナル部Ｊ１〜Ｊ５とピン部Ｐ１〜Ｐ４をそれぞれつなぐ８枚のクランクアーム部（以下、単に「アーム部」ともいう）Ａ１〜Ａ８から構成され、８枚の全てのアーム部Ａ１〜Ａ８にカウンターウエイト部（以下、単に「ウエイト部」ともいう）Ｗ１〜Ｗ８を有する４気筒−８枚カウンターウエイトのクランク軸である。
FIG. 1 is a side view schematically showing an example of a crankshaft for a general multi-cylinder engine. The
以下では、ジャーナル部Ｊ１〜Ｊ５、ピン部Ｐ１〜Ｐ４、アーム部Ａ１〜Ａ８およびウエイト部Ｗ１〜Ｗ８のそれぞれを総称するとき、その符号は、ジャーナル部で「Ｊ」、ピン部で「Ｐ」、アーム部で「Ａ」、ウエイト部で「Ｗ」とも記す。ピン部Ｐおよびこのピン部Ｐにつながる一組のアーム部Ａ（ウエイト部Ｗを含む）をまとめて「スロー」ともいう。 Hereinafter, when the journal portions J1 to J5, the pin portions P1 to P4, the arm portions A1 to A8, and the weight portions W1 to W8 are collectively referred to, the reference numerals are “J” for the journal portion and “P” for the pin portion. Also, “A” for the arm portion and “W” for the weight portion. The pin portion P and a pair of arm portions A (including the weight portion W) connected to the pin portion P are collectively referred to as “slow”.
ジャーナル部Ｊ、フロント部Ｆｒおよびフランジ部Ｆｌは、クランク軸１の回転中心と同軸上に配置され、ピン部Ｐは、クランク軸１の回転中心からピストンストロークの半分の距離だけ偏心して配置される。ジャーナル部Ｊは、すべり軸受けによってエンジンブロックに支持され、回転中心となる。ピン部Ｐには、すべり軸受けによってコネクティングロッド（以下、「コンロッド」ともいう）の大端部が連結され、このコンロッドの小端部にピストンが連結される。フロント部Ｆｒは、クランク軸１の一方の軸端であり、タイミングベルトやファンベルトを駆動するためのダンパプーリ２が取り付けられる。フランジ部Ｆｌは、クランク軸１の他方の軸端であり、フライホイール３が取り付けられる。ウエイト部Ｗは、軸方向から見て扇形状でアーム部Ａと一体化されたものあり、主に重心位置と質量を調整し質量バランスをとる役割を担う。
The journal portion J, the front portion Fr, and the flange portion Fl are arranged coaxially with the rotation center of the
エンジンの各シリンダ内で燃料が爆発するのに伴い、その爆発による燃焼圧は、ピストンの往復運動をもたらしてクランク軸１のピン部Ｐに作用し、これと同時に、そのピン部Ｐにつながるアーム部Ａを介してジャーナル部Ｊに伝達され、回転運動に変換される。その際、クランク軸１は、弾性変形を繰り返しながら回転する。
As the fuel explodes in each cylinder of the engine, the combustion pressure due to the explosion causes the reciprocating motion of the piston to act on the pin portion P of the
クランク軸のジャーナル部を支持する軸受けには潤滑油が存在しており、クランク軸の傾斜や弾性変形に応じ、軸受け内で油膜圧力や油膜厚さが、軸受け荷重やジャーナル部の軸心軌跡と相互に関連しながら変化する。さらに、軸受けにおけるジャーナル部の表面粗さと軸受けメタルの表面粗さに応じ、油膜圧力だけでなく、局部的な金属接触も生じる。油膜厚さの確保は、油切れによる軸受け焼き付きを防止するとともに、局部的な金属接触を防止するために重要であり、燃費性能に影響する。 Lubricating oil exists in the bearing that supports the journal part of the crankshaft, and the oil film pressure and oil film thickness in the bearing depend on the bearing load and the axial center locus of the journal part according to the inclination and elastic deformation of the crankshaft. It changes while interrelated. Furthermore, depending on the surface roughness of the journal part in the bearing and the surface roughness of the bearing metal, not only the oil film pressure but also local metal contact occurs. Ensuring the oil film thickness is important for preventing bearing seizure due to running out of oil and preventing local metal contact, and affects fuel efficiency.
また、クランク軸の回転に伴う弾性変形や、軸受け内のクリアランスの中で移動する軸心軌跡は、回転中心のズレを生じさせるので、エンジン振動（マウント振動）に影響する。さらにその振動は、車体を伝播して乗車室内のノイズ、乗り心地に影響する。 Further, the elastic deformation accompanying the rotation of the crankshaft and the axial locus that moves in the clearance in the bearing cause a shift of the rotation center, which affects the engine vibration (mount vibration). Furthermore, the vibration propagates through the vehicle body and affects noise and riding comfort in the passenger compartment.
このようなエンジン性能を向上させるため、クランク軸は剛性が高く、変形し難いことが求められる。 In order to improve such engine performance, the crankshaft is required to have high rigidity and be difficult to deform.
クランク軸は、筒内圧（シリンダ内の燃焼圧）や回転遠心力の荷重が付加されることから、これらの荷重に対する変形抵抗の付与のために、ねじり剛性、曲げ剛性の向上が図られる。クランク軸の設計においては、ジャーナル部の直径、ピン部の直径、ピストンストロークといった主要諸元が決定され、その後にあっては、アーム部の形状設計が残された設計領域となる。このため、アーム部の形状設計により、ねじり剛性と曲げ剛性をともに向上させることが、先ずは重要な要件となる。 Since the crankshaft is subjected to in-cylinder pressure (combustion pressure in the cylinder) and rotational centrifugal force, torsional rigidity and bending rigidity are improved in order to impart deformation resistance to these loads. In the design of the crankshaft, main specifications such as the diameter of the journal portion, the diameter of the pin portion, and the piston stroke are determined, and thereafter, the design area is left with the shape design of the arm portion. For this reason, it is first important to improve both the torsional rigidity and the bending rigidity by the shape design of the arm portion.
さらに、クランク軸は回転体としてスムーズな回転を行えるように、静バランス、動バランスの釣り合いがとれた質量配分が必要である。これらのバランスをとるために、曲げ剛性とねじり剛性の要件から決定されたアーム部側の質量に対し、ウエイト部側の質量を、軽量化を踏まえて調整することが重要な要件となる。 Furthermore, the crankshaft needs to have a mass distribution with a balance between static balance and dynamic balance so that it can rotate smoothly as a rotating body. In order to balance these, it is an important requirement to adjust the weight on the weight portion side with respect to the weight on the arm portion side determined from the requirements of bending rigidity and torsional rigidity in light of weight reduction.
以上の観点からの従来技術としては下記のものがある。 The following are conventional techniques from the above viewpoint.
特許文献１には、クランク軸の軽量化を図りつつ、ねじり剛性と曲げ剛性を高めるために、アーム部のピン側表面およびジャーナル側表面の中央部に肉抜き凹部を設ける技術が開示されている。同文献に開示された技術は、アーム部に対する軽量化、高剛性化に着目し、アーム部に対する設計方法を示すものである。つまり、設計上である剛性値の目標が与えられたときに、いかにしてアーム部の軽量化を図るかを示す設計方法であり、また、逆に設計上で軽量化の目標値が与えられたときに、いかにしてアーム部の剛性を上げるかを示す設計方法である。
特許文献２には、クランク軸のアーム部の曲げ剛性を上げるために、ジャーナル部の軸心とピン部の軸心とを結ぶ直線（以下、「アーム部中心線」ともいう）に沿って補強リブを設けたアーム部が開示されている。
In
特許文献３には、クランク軸の軽量化を図ると同時に、曲げ剛性を上げるために、ピン部を中空とし、その中空部分に補強リブを立て、さらにアーム部にも補強リブを設けることが開示されている。これらの補強リブは、アーム部中心線に沿って設置されたり、アーム部中心線に対し、最大燃焼圧の負荷される角度の分を傾斜させて設置されたりする。
特許文献４には、カウンターウエイト部を軸方向から見たときの形状に着目し、アーム部中心線に対し、ジャーナル部の軸心（回転中心）を中心とするウエイト部の重心の配置角度が、最大燃焼圧の負荷されるクランク角（２０°程度）の分シフトするように、ウエイト部形状がアーム部中心線を境界にして左右非対称とされることが開示されている。
In
確かに、前記特許文献１〜４に開示された技術によれば、クランク軸の軽量化と曲げ剛性の向上を図ることができる。しかし、特にクランク軸の曲げ剛性とねじり剛性の向上については、それらの従来技術では限界があり、その技術革新が強く望まれている。
Certainly, according to the techniques disclosed in
本発明は、このような実情に鑑みてなされたものであり、飛躍的に曲げ剛性とねじり剛性の向上を図ることができるレシプロエンジンのクランク軸を提供することを目的とする。 The present invention has been made in view of such a situation, and an object thereof is to provide a crankshaft of a reciprocating engine capable of dramatically improving bending rigidity and torsional rigidity.
本発明は、上記の課題を解決するため、下記に示すレシプロエンジンのクランク軸を要旨とする。 In order to solve the above problems, the present invention is summarized as a crankshaft of a reciprocating engine described below.
回転中心となるジャーナル部と、このジャーナル部に対して偏心したピン部と、ジャーナル部とピン部をつなぐクランクアーム部と、を有し、レシプロエンジンに搭載されるクランク軸であって、
クランクアーム部のジャーナル部側端面に、ジャーナルスラスト面の位置を超えて軸方向に突出する凸部が設けられていることを特徴とするレシプロエンジンのクランク軸である。
A crankshaft mounted on a reciprocating engine, having a journal part serving as a rotation center, a pin part eccentric to the journal part, and a crank arm part connecting the journal part and the pin part,
The crankshaft of a reciprocating engine is characterized in that a convex portion protruding in the axial direction beyond the position of the journal thrust surface is provided on the end surface on the journal portion side of the crank arm portion.
また、上記のクランク軸は、前記凸部に加え、または前記凸部代えて、前記クランクアーム部のピン部側端面に、ピンスラスト面の位置を超えて軸方向に突出する凸部が設けられている構成とすることができる。 Further, in the crankshaft, in addition to the convex portion or instead of the convex portion, a convex portion protruding in the axial direction beyond the position of the pin thrust surface is provided on the pin portion side end surface of the crank arm portion. It can be set as the structure which has.
本発明によれば、アーム部に凸部を設けることにより、アーム部の断面２次モーメントおよび断面極２次モーメントが効率良く増大するため、アーム部の曲げ剛性とねじり剛性の向上を飛躍的に図ることができる。 According to the present invention, by providing the convex portion on the arm portion, the sectional moment of inertia and the sectional moment of inertia of the arm portion are increased efficiently, so that the bending rigidity and the torsional rigidity of the arm portion are dramatically improved. Can be planned.
以下に、本発明のレシプロエンジンのクランク軸について、その実施形態を詳述する。 Below, the embodiment is explained in full detail about the crankshaft of the reciprocating engine of the present invention.
１．クランク軸の設計で考えるべき基本技術
１−１．アーム部の曲げ剛性
図２は、アーム部の曲げ剛性の評価法を説明するための模式図である。同図に示すように、クランク軸の各スローについて、シリンダ内での点火・爆発による燃焼圧の荷重Ｆは、コンロッドを経由してピン部Ｐに負荷される。このとき、各スローは両端のジャーナル部Ｊが軸受けで支持されているので、荷重Ｆはピン部Ｐからアーム部Ａを介してジャーナル軸受けに伝わる。これにより、アーム部Ａは３点曲げの荷重負荷状態となり、アーム部Ａに曲げモーメントＭが作用する。これに伴って、アーム部Ａには、板厚方向の外側（ジャーナル部Ｊ側）で圧縮応力が発生し、それとは反対の内側（ピン部Ｐ側）では引張応力が発生する。
1. 1. Basic technologies to be considered in crankshaft design 1-1. Bending Rigidity of Arm Part FIG. 2 is a schematic diagram for explaining a method for evaluating the bending rigidity of the arm part. As shown in the figure, for each throw of the crankshaft, the combustion pressure load F caused by ignition and explosion in the cylinder is applied to the pin portion P via the connecting rod. At this time, since the journal portions J at both ends are supported by the bearings in each throw, the load F is transmitted from the pin portion P to the journal bearing through the arm portion A. As a result, the arm portion A enters a three-point bending load state, and a bending moment M acts on the arm portion A. Along with this, in the arm part A, compressive stress is generated on the outer side in the plate thickness direction (journal part J side), and tensile stress is generated on the opposite inner side (pin part P side).
ピン部Ｐおよびジャーナル部Ｊの各直径が設計諸元として既に指定されている場合、アーム部Ａの曲げ剛性は、各スローのアーム部形状に依存する。ウエイト部Ｗは曲げ剛性にほとんど寄与しない。このとき、ピン部Ｐの軸方向中央における燃焼圧負荷方向の変位ｕは、下記の（１）式で示すように、ピン部Ｐに負荷される燃焼圧の荷重Ｆに比例し、曲げ剛性に反比例する関係にある。
ｕ ∝ Ｆ／（曲げ剛性） …（１）
When the diameters of the pin part P and the journal part J have already been specified as design specifications, the bending rigidity of the arm part A depends on the shape of the arm part of each throw. The weight part W hardly contributes to the bending rigidity. At this time, the displacement u in the combustion pressure load direction at the center in the axial direction of the pin portion P is proportional to the load F of the combustion pressure applied to the pin portion P as shown in the following equation (1), and the bending rigidity is increased. There is an inversely proportional relationship.
u ∝ F / (bending rigidity) (1)
１−２．アーム部のねじり剛性
図３は、アーム部のねじり剛性の評価法を説明するための模式図であり、同図（ａ）は１スローの側面図を、同図（ｂ）はその軸方向視での正面図をそれぞれ示す。クランク軸はジャーナル部Ｊを中心に回転運動をしているので、同図に示すように、ねじりトルクＴが発生する。そこで、クランク軸のねじり振動に対し、共振を起こすことなくスムーズな回転を確保するために、アーム部Ａのねじり剛性を高めることが必要である。
1-2. FIG. 3 is a schematic diagram for explaining a method for evaluating the torsional rigidity of the arm part. FIG. 3A is a side view of one throw, and FIG. 3B is an axial view thereof. The front view at is shown respectively. Since the crankshaft rotates around the journal portion J, a torsion torque T is generated as shown in FIG. Therefore, it is necessary to increase the torsional rigidity of the arm portion A in order to ensure smooth rotation without causing resonance with respect to the torsional vibration of the crankshaft.
ピン部Ｐおよびジャーナル部Ｊの各直径が設計諸元として既に指定されている場合、アーム部Ａのねじり剛性は、各スローのアーム部形状に依存する。ウエイト部Ｗはねじり剛性にほとんど寄与しない。このとき、ジャーナル部Ｊのねじれ角γは、下記の（２）式で示すように、ねじりトルクＴに比例し、ねじり剛性に反比例する関係にある。
γ ∝ Ｔ／（ねじり剛性） …（２）
When the diameters of the pin portion P and the journal portion J are already specified as design specifications, the torsional rigidity of the arm portion A depends on the shape of the arm portion of each throw. The weight part W hardly contributes to torsional rigidity. At this time, the torsion angle γ of the journal portion J is proportional to the torsion torque T and inversely proportional to the torsional rigidity, as shown by the following equation (2).
γ Ｔ T / (torsional rigidity) (2)
２．本発明のクランク軸
２−１．アーム部剛性向上のための考え方
上述のとおり、ウエイト部は曲げ剛性とねじり剛性にほとんど寄与しない。そこで、本発明では、軽量で曲げ剛性とねじり剛性が同時に向上するアーム部形状を提示する。
2. 2. Crankshaft of the present invention 2-1. Concept for Improving Arm Rigidity As described above, the weight part hardly contributes to bending rigidity and torsional rigidity. Therefore, in the present invention, an arm shape that is lightweight and has improved bending rigidity and torsional rigidity at the same time is presented.
２−１−１．曲げ剛性を向上させる形状
ここでは、材料力学の理論に基づいて、曲げ剛性を向上させるための典型的な形状を検討する。前記図２に示すアーム部Ａについて、軽量化を維持しつつ曲げに対する曲げ剛性を向上させるには、断面形状の曲げ断面２次モーメントを大きくすることが効率的である。
2-1-1. Here, a typical shape for improving the bending rigidity is examined based on the theory of material mechanics. For the arm portion A shown in FIG. 2, it is efficient to increase the bending moment of inertia of the sectional shape in order to improve the bending rigidity with respect to bending while maintaining the weight reduction.
図４は、材料力学的に曲げ剛性の観点からアーム部の断面形状を単純化しアーム部を単純な梁とみなした場合の典型例を示す図であって、同図（ａ）は矩形断面梁を、同図（ｂ）は凸型断面梁を、同図（ｃ）は凹型断面梁をそれぞれ示す。図４（ａ）に示す矩形断面梁、図４（ｂ）に示す凸型断面梁、および図４（ｃ）に示す凹型断面梁は、軽量化の維持を考慮し、重量を同一としている。すなわち、これらの梁は、断面形状が矩形、凸型および凹型と互いに異なっているが、それらの断面の面積は同一である。 FIG. 4 is a diagram showing a typical example in which the cross-sectional shape of the arm portion is simplified from the viewpoint of bending rigidity in terms of material mechanics, and the arm portion is regarded as a simple beam, and FIG. (B) shows a convex cross-section beam, and (c) shows a concave cross-section beam. The rectangular cross-section beam shown in FIG. 4 (a), the convex cross-section beam shown in FIG. 4 (b), and the concave cross-section beam shown in FIG. 4 (c) have the same weight in consideration of maintaining weight reduction. That is, these beams have different cross-sectional shapes from a rectangular shape, a convex shape, and a concave shape, but their cross-sectional areas are the same.
具体的には、図４（ａ）に示す矩形断面梁の断面形状は、矩形であり、厚みがＨ0で幅がＢ3である。図４（ｂ）に示す凸型断面梁の断面形状は、中央部が両側部よりも突出した凸型であり、全幅がＢ3である。その中央部は、厚みがＨ2で幅がＢ2であり、その両側部はそれぞれ厚みがＨ1で幅がＢ1／２である。一方、図４（ｃ）に示す凹型断面梁の断面形状は、中央部が両側部よりも窪んだ凹型であり、全幅がＢ3である。その中央部は、厚みがＨ1で幅がＢ1であり、その両側部はそれぞれ厚みがＨ2で幅がＢ2／２である。 Specifically, the cross-sectional shape of the rectangular cross-section beam shown in FIG. 4A is a rectangle, the thickness is H 0 , and the width is B 3 . Cross-sectional shape of the convex section beam shown in FIG. 4 (b), the central portion is a convex protruding than both side portions, the total width is B 3. The central portion has a thickness of H 2 and a width of B 2 , and both side portions thereof have a thickness of H 1 and a width of B 1/2 . On the other hand, the cross-sectional shape of the concave cross-section beam shown in FIG. 4C is a concave shape in which the central portion is recessed from both side portions, and the entire width is B 3 . Its central portion has a thickness of width at B 1 in H 1, Width Thickness respectively both sides thereof is with H 2 is B 2/2.
これらの梁の曲げ荷重に対する剛性の大小関係について、重量を同一とした条件下で調べる。一般に、材料力学の理論から、矩形梁の曲げ剛性と断面２次モーメントの関係は下記の（３）式〜（５）式で表される。同式の関係より、断面２次モーメントを大きくすることが、曲げ剛性を高めることになる。 The relationship between the stiffness and the bending load of these beams is examined under the same weight conditions. Generally, from the theory of material mechanics, the relationship between the bending stiffness of a rectangular beam and the moment of inertia of the cross section is expressed by the following equations (3) to (5). From the relationship of the same formula, increasing the moment of inertia of the cross section increases the bending rigidity.
曲げ剛性：Ｅ×Ｉ …（３）
断面２次モーメント：Ｉ＝（１／１２）×ｂ×ｈ3 …（４）
たわみ変位：ｕ＝ｋ（Ｍ／（Ｅ×Ｉ）） …（５）
（３）式〜（５）式中、ｂは幅、ｈは厚み、Ｅは縦弾性率、Ｍは曲げモーメント、ｋは形状係数である。
Flexural rigidity: E × I (3)
Sectional moment of inertia: I = (1/12) × b × h 3 (4)
Deflection displacement: u = k (M / (E × I)) (5)
In the equations (3) to (5), b is a width, h is a thickness, E is a longitudinal elastic modulus, M is a bending moment, and k is a shape factor.
図４に示す３種の梁の重量が同一という条件は、体積が互いに同一、すなわち断面の面積が互いに同一であるという条件を意味する。このため、それらの３種の梁の各寸法パラメータに関して下記の（６）式の関係がある。
Ｂ3×Ｈ0＝（Ｈ2×Ｂ2＋Ｂ1×Ｈ1）＝（Ｈ2×Ｂ2＋Ｂ1×Ｈ1） …（６）
The condition that the weights of the three beams shown in FIG. 4 are the same means that the volumes are the same, that is, the cross-sectional areas are the same. For this reason, there exists a relationship of the following (6) formula regarding each dimension parameter of these three types of beams.
B 3 × H 0 = (H 2 × B 2 + B 1 × H 1 ) = (H 2 × B 2 + B 1 × H 1 ) (6)
そして、３種の梁それぞれの断面２次モーメントは、下記の（７）式〜（９）式で表される。
矩形断面梁の断面２次モーメント：
Ｉ(A)＝（１／１２）×Ｂ3×Ｈ0 3 …（７）
And the cross-sectional secondary moment of each of the three types of beams is expressed by the following formulas (7) to (9).
Sectional moment of rectangular beam:
I (A) = (1/12) × B 3 × H 0 3 (7)
凸型断面梁の断面２次モーメント：
Ｉ(B)＝１／３×（Ｂ3×Ｅ2 3−Ｂ1×Ｈ3 3 ＋Ｂ2×Ｅ1 3） …（８）
同式中、
Ｅ2は「（Ｂ2×Ｈ2 2＋Ｂ1×Ｈ1 2）／｛２×（Ｂ2×Ｈ2＋Ｂ1×Ｈ1）｝」、
Ｅ1は「Ｈ2−Ｅ2」、
Ｈ3は「Ｅ2−Ｈ1」である。
Sectional moment of convex section beam:
I (B) = 1/3 × (B 3 × E 2 3 −B 1 × H 3 3 + B 2 × E 1 3 ) (8)
In the same formula,
E 2 is “(B 2 × H 2 2 + B 1 × H 1 2 ) / {2 × (B 2 × H 2 + B 1 × H 1 )}”,
E 1 is “H 2 -E 2 ”,
H 3 is “E 2 -H 1 ”.
凹型断面梁の断面２次モーメント：
Ｉ(C)＝１／３×（Ｂ3×Ｅ2 3−Ｂ1×Ｈ3 3 ＋Ｂ2×Ｅ1 3） …（９）
同式中、
Ｅ2は「（Ｂ2×Ｈ2 2＋Ｂ1×Ｈ1 2）／｛２×（Ｂ2×Ｈ2＋Ｂ1×Ｈ1）｝」、
Ｅ1は「Ｈ2−Ｅ2」、
Ｈ3は「Ｅ2−Ｈ1」である。
Sectional secondary moment of concave section beam:
I (C) = 1/3 × (B 3 × E 2 3 −B 1 × H 3 3 + B 2 × E 1 3 ) (9)
In the same formula,
E 2 is “(B 2 × H 2 2 + B 1 × H 1 2 ) / {2 × (B 2 × H 2 + B 1 × H 1 )}”,
E 1 is “H 2 -E 2 ”,
H 3 is “E 2 -H 1 ”.
上記（８）式と上記（９）式は形が同じである。これは、重量が同一という条件下では、凸型断面梁の断面２次モーメントＩ(B)と凹型断面梁の断面２次モーメントＩ(C)が同じになることを示している。 The formulas (8) and (9) have the same shape. This weight is the condition that the same, the convex cross-section beam of the cross-section secondary moment I (B) and concave cross beams sectional secondary moment I (C) indicates that the same.
要するに、矩形断面梁の断面２次モーメントＩ(A)、凸型断面梁の断面２次モーメントＩ(B)および凹型断面梁の断面２次モーメントＩ(C)の大小関係は、下記の（１０）式で示すとおりになる。
Ｉ(A) ＜ Ｉ(B) ＝ Ｉ(C) …（１０）
In short, the magnitude relation of the rectangular cross-section beam of the second moment I (A), convex cross beam cross-section secondary moment I (B) and concave cross-section beam of the cross-section secondary moment I (C), the following (10 ) As shown in the equation.
I (A) <I (B) = I (C) (10)
この（１０）式が材料力学から理論的に導かれる結論である。この結論は、定性的に言えば、曲げの中立面からの距離が遠いところに、多くの部材が配置される断面形状の方が、断面２次モーメントが高くなるという材料力学的な考察から理解できる。 This (10) is a conclusion that is theoretically derived from material mechanics. Qualitatively speaking, this is based on the material mechanics consideration that the cross-sectional shape in which many members are arranged at a distance from the neutral plane of bending is higher in the second moment of section. Understandable.
例えば、同一重量である条件、すなわち上記（６）式を満たす条件の実例として、各寸法パラメータを下記のとおりに設定した場合のことを考える。
Ｂ1＝Ｂ2＝５０ｍｍ、Ｂ3＝１００ｍｍ、Ｈ0＝２０ｍｍ、Ｈ1＝１０ｍｍ、Ｈ2＝３０ｍｍ。このとき、Ｅ1＝１２．５ｍｍ、Ｅ2＝１７．５ｍｍ、Ｈ3＝７．５ｍｍとなる。
For example, as an example of a condition that satisfies the same weight, that is, a condition that satisfies the above expression (6), consider a case where each dimension parameter is set as follows.
B 1 = B 2 = 50 mm, B 3 = 100 mm, H 0 = 20 mm, H 1 = 10 mm, H 2 = 30 mm. At this time, E 1 = 12.5 mm, E 2 = 17.5 mm, and H 3 = 7.5 mm.
この実例の場合、矩形断面梁の断面２次モーメントＩ(A)は、上記（７）式より、下記の（１１）式で示すとおりに求まる。
Ｉ(A)＝６．６７×１０4 …（１１）
In this example, the secondary moment of inertia I (A) of the rectangular cross-section beam is obtained from the above equation (7) as shown by the following equation (11).
I (A) = 6.67 × 10 4 (11)
凸型断面梁の断面２次モーメントＩ(B)は、上記（８）式より、下記の（１２）式で示すとおりに求まる。
Ｉ(B)＝２．０４×１０5 …（１２）
The cross-sectional secondary moment I (B) of the convex cross-section beam is obtained from the above equation (8) as shown by the following equation (12).
I (B) = 2.04 × 10 5 (12)
凹型断面梁の断面２次モーメントＩ(C)は、上記（９）式より、下記の（１３）式で示すとおりに求まる。
Ｉ(C)＝２．０４×１０5 …（１３）
The secondary moment of inertia I (C) of the concave cross-section beam can be obtained from the above equation (9) as shown by the following equation (13).
I (C) = 2.04 × 10 5 (13)
これらの（１１）式〜（１３）式より、上記（１０）式の関係が成り立つことが数値的に確認できる。 From these equations (11) to (13), it can be numerically confirmed that the relationship of the above equation (10) is established.
したがって、曲げ荷重に対しては、矩形断面梁よりも、アーム部の一部を厚肉化したような凸型断面梁または凹型断面梁の方が、曲げ剛性が高く好ましい形状であると言える。また、凸型断面梁と凹型断面梁は同等の曲げ剛性を有すると言える。 Therefore, with respect to bending load, it can be said that a convex cross-section beam or a concave cross-section beam in which a part of the arm portion is thicker is a preferable shape with higher bending rigidity than a rectangular cross-section beam. Further, it can be said that the convex cross-section beam and the concave cross-section beam have the same bending rigidity.
２−１−２．ねじり剛性を向上させる形状
ここでは、材料力学の理論に基づいて、ねじり剛性を向上させるための典型的な形状を検討する。
2-1-2. Here, based on the theory of material mechanics, a typical shape for improving torsional rigidity will be examined.
図５は、材料力学的にねじり剛性の観点からアーム部を単純な円板とみなした場合の典型例を示す図であって、同図（ａ）は矩形断面円板を、同図（ｂ）は凸型断面円板を、同図（ｃ）は凹型断面円板をそれぞれ示す。図５（ａ）に示す矩形断面円板、図５（ｂ）に示す凸型断面円板、および図５（ｃ）に示す凹型断面円板は、軽量化の維持を考慮し、重量を同一としている。すなわち、これらの円板は、断面形状が矩形、凸型および凹型と互いに異なっているが、それらの断面の面積は同一である。 FIG. 5 is a diagram showing a typical example in which the arm portion is regarded as a simple disk from the viewpoint of torsional rigidity in terms of material mechanics. FIG. 5A shows a rectangular cross-section disk, and FIG. ) Shows a convex cross-section disk, and FIG. The rectangular cross-section disk shown in FIG. 5 (a), the convex cross-section disk shown in FIG. 5 (b), and the concave cross-section disk shown in FIG. 5 (c) have the same weight in consideration of maintaining weight reduction. It is said. That is, these discs have a cross-sectional shape different from a rectangular shape, a convex shape, and a concave shape, but the cross-sectional areas are the same.
具体的には、図５（ａ）に示す矩形断面円板の断面形状は、矩形であり、厚みがＨ0で直径がＢ0である。図５（ｂ）に示す凸型断面円板の断面形状は、中央部が外周部よりも突出した凸型であり、最外周の直径がＢ0である。その中央部は、突出した分の厚みがＨ2で直径がＢ2であり、その外周部は厚みがＨ1である。一方、図５（ｃ）に示す凹型断面円板の断面形状は、中央部が外周部よりも窪んだ凹型であり、最外周の直径がＢ0である。その中央部は、厚みがＨ1で窪みの深さがＨ3であり、窪みの直径がＢ3である。 Specifically, the cross-sectional shape of the rectangular cross-section disk shown in FIG. 5A is a rectangle, the thickness is H 0 , and the diameter is B 0 . The cross-sectional shape of the convex cross-section disk shown in FIG. 5B is a convex shape in which the central portion protrudes from the outer peripheral portion, and the outermost diameter is B 0 . The central portion has a protruding thickness of H 2 and a diameter of B 2 , and the outer peripheral portion has a thickness of H 1 . On the other hand, the cross-sectional shape of the concave cross-sectional disk shown in FIG. 5C is a concave shape in which the central portion is recessed from the outer peripheral portion, and the outermost diameter is B 0 . In the central part, the thickness is H 1 , the depth of the recess is H 3 , and the diameter of the recess is B 3 .
これらの円板のねじり剛性の大小関係について、重量を同一とした条件下で調べる。一般に、材料力学の理論によれば、ねじり剛性と断面極２次モーメントとねじれ角の間には、下記の（１４）式〜（１６）式で表される関係がある。同式の関係より、断面極２次モーメントを大きくすることが、ねじり剛性の向上に有効である。 The magnitude relationship between the torsional rigidity of these discs is examined under the same weight conditions. In general, according to the theory of material mechanics, there is a relationship represented by the following equations (14) to (16) among torsional rigidity, cross-sectional pole secondary moment and torsion angle. From the relationship of the above equation, increasing the cross-sectional pole secondary moment is effective in improving torsional rigidity.
ねじり剛性：Ｇ×Ｊ／Ｌ …（１４）
断面極２次モーメント：Ｊ＝（π／３２）×ｄ4 …（１５）
ねじれ角：γ＝Ｔ×Ｌ／（Ｇ×Ｊ） …（１６）
（１４）式〜（１６）式中、Ｌは軸方向長さ、Ｇは横弾性率、ｄは丸棒の半径、Ｔはねじりトルクである。
Torsional rigidity: G × J / L (14)
Sectional pole secondary moment: J = (π / 32) × d 4 (15)
Twist angle: γ = T × L / (G × J) (16)
In the formulas (14) to (16), L is an axial length, G is a transverse elastic modulus, d is a radius of a round bar, and T is a torsion torque.
図５に示す３種の円板の重量が同一という条件は、体積が同一であるという条件を意味する。このため、それらの３種の円板の各寸法パラメータに関して下記の（１７）式の関係がある。
（π／４）×Ｂ0×Ｂ0×Ｈ0＝（π／４）×（Ｂ0×Ｂ0×Ｈ1＋Ｂ2×Ｂ2×Ｈ2）＝（π／４）×｛Ｂ0×Ｂ0×（Ｈ1＋Ｈ3）−Ｂ3×Ｂ3×Ｈ3）｝ …（１７）
The condition that the weights of the three kinds of discs shown in FIG. 5 are the same means that the volumes are the same. For this reason, there exists a relationship of the following (17) formula regarding each dimension parameter of these three types of discs.
(Π / 4) × B 0 × B 0 × H 0 = (π / 4) × (B 0 × B 0 × H 1 + B 2 × B 2 × H 2 ) = (π / 4) × {B 0 × B 0 × (H 1 + H 3) -
そして、３種の円板それぞれの断面極２次モーメントは、厚みを考慮して、下記の（１８）式〜（２０）式で表される。
矩形断面円板の断面極２次モーメント：
Ｊ(D)＝（π／３２）×Ｈ1×Ｂ0 4 …（１８）
And the cross-sectional pole secondary moment of each of the three types of disks is expressed by the following formulas (18) to (20) in consideration of the thickness.
Cross-sectional pole secondary moment of rectangular cross-section disk:
J (D) = (π / 32) × H 1 × B 0 4 (18)
凸型断面円板の断面極２次モーメント：
Ｊ(E)＝（π／３２）×（Ｈ1×Ｂ0 4＋Ｈ2×Ｂ2 4） …（１９）
Sectional pole secondary moment of convex cross-section disk:
J (E) = (π / 32) × (H 1 × B 0 4 + H 2 × B 2 4 ) (19)
凹型断面円板の断面極２次モーメント：
Ｊ(F)＝（π／３２）×｛（Ｈ1＋Ｈ3）×Ｂ0 4−Ｈ3×Ｂ3 4｝ …（２０）
Cross-sectional polar second moment of concave cross-section disk:
J (F) = (π / 32) × {(H 1 + H 3 ) × B 0 4 −H 3 × B 3 4 } (20)
これらの（１８）式〜（２０）式から、矩形断面円板の断面極２次モーメントＪ(D)、凸型断面円板の断面極２次モーメントＪ(E)および凹型断面円板の断面極２次モーメントＪ(F)の大小関係は、下記の（２１）式で示すとおりになる。
Ｊ(E) ＜ Ｊ(D) ＜ Ｊ(F) …（２１）
These (18) to (20), the cross-section of rectangular cross-section discs sectional polar second moment J (D), the convex cross-section discs of cross polar second moment J (E) and concave circular cross plate The magnitude relation of the pole secondary moment J (F) is as shown by the following equation (21).
J (E) <J (D) <J (F) (21)
この（２１）式が材料力学から理論的に導かれる結論である。この結論は、定性的に言えば、ねじりの中心からの距離が遠いところに、多くの部材が配置される断面形状の方が、断面極２次モーメントが高くなるという材料力学的な考察から理解できる。 This (21) is a conclusion that is theoretically derived from material mechanics. Qualitatively, this conclusion is understood from the material mechanics consideration that the cross-sectional shape in which many members are arranged at a distance from the center of torsion increases the cross-sectional pole secondary moment. it can.
例えば、同一重量である条件、すなわち上記（１７）式を満たす条件の実例として、各寸法パラメータを下記のとおりに設定した場合のことを考える。
Ｂ0＝１００ｍｍ、Ｈ0＝２０ｍｍ、Ｈ1＝１０ｍｍ、Ｈ2＝Ｈ3＝２０ｍｍ、Ｂ2＝Ｂ3＝１００／√２＝７０．７１ｍｍ。
For example, as an example of a condition that satisfies the same weight, that is, a condition that satisfies the above equation (17), consider a case where each dimension parameter is set as follows.
B 0 = 100 mm, H 0 = 20 mm, H 1 = 10 mm, H 2 = H 3 = 20 mm, B 2 = B 3 = 100 / √2 = 70.71 mm.
この実例の場合、矩形断面円板の断面極２次モーメントＪ(D)は、上記（１８）式より、下記の（２２）式で示すとおりに求まる。
Ｊ(D)＝１．９６×１０8 …（２２）
In this example, the cross-sectional pole secondary moment J (D) of the rectangular cross-section disk is obtained from the above equation (18) as shown by the following equation (22).
J (D) = 1.96 × 10 8 (22)
凸型断面円板の断面極２次モーメントＪ(E)は、上記（１９）式より、下記の（２３）式で示すとおりに求まる。
Ｊ(E)＝１．４７×１０8 …（２３）
The cross-sectional polar second moment J (E) of the convex cross-section disk is obtained from the above equation (19) as shown by the following equation (23).
J (E) = 1.47 × 10 8 (23)
凹型断面円板の断面極２次モーメントＪ(F)は、上記（２０）式より、下記の（２４）式で示すとおりに求まる。
Ｊ(F)＝２．４５×１０8 …（２４）
The cross-sectional pole secondary moment J (F) of the concave cross-section disk is obtained from the above equation (20) as shown by the following equation (24).
J (F) = 2.45 × 10 8 (24)
これらの（２２）式〜（２４）式より、上記（２１）式の関係が成り立つことが数値的に確認できる。 From these equations (22) to (24), it can be numerically confirmed that the relationship of the above equation (21) is established.
したがって、ねじり荷重に対しては、凸型断面円板、矩形断面円板、凹型断面円板の順序で、ねじり剛性が高くなり、凹型断面円板が最も好ましい形状であると言える。もっとも、少なくとも矩形断面円板よりも、アーム部の一部を厚肉化したような凸型断面円板または凹型断面円板にすれば、ねじり剛性を向上するのに有効であると言える。 Therefore, for torsional loads, the torsional rigidity increases in the order of the convex cross-section disk, the rectangular cross-section disk, and the concave cross-section disk, and it can be said that the concave cross-section disk is the most preferable shape. However, it can be said that it is effective to improve the torsional rigidity if a convex cross-section disk or a concave cross-section disk in which a part of the arm portion is made thicker than at least the rectangular cross-section disk.
２−１−３．曲げ剛性とねじり剛性を向上させる形状のまとめ
図６は、曲げ剛性とねじり剛性に直接関連する断面２次モーメントおよび断面極２次モーメントについて、断面形状に応じて大小関係をまとめた図である。同図では、前記４および図５に示す矩形断面、凸型断面および凹型断面の断面形状ごとに、断面２次モーメントおよび断面極２次モーメントを、矩形断面を基準「１」とした比率で表示している。
2-1-3. Summary of Shapes for Improving Bending Rigidity and Torsional Rigidity FIG. 6 is a diagram summarizing the magnitude relations of the secondary moment of section and the secondary moment of poles directly related to bending rigidity and torsional rigidity according to the sectional shape. In the figure, for each of the cross-sectional shapes of the rectangular cross-section, convex cross-section and concave cross-section shown in FIG. 4 and FIG. 5, the cross-sectional secondary moment and the cross-polar secondary moment are displayed in a ratio based on the rectangular cross-section as “1”. doing.
同図に示す結果から、曲げ剛性とねじり剛性を向上させるために共通に有効な手段として、アーム部の厚みを厚肉化することが効率的であると言える。とりわけ、断面形状が凸型または凹型であれば曲げ剛性が高まり、一方、断面形状が凹型であればねじり剛性が高まると言える。 From the results shown in the figure, it can be said that it is efficient to increase the thickness of the arm portion as a common effective means for improving the bending rigidity and the torsional rigidity. In particular, it can be said that if the cross-sectional shape is convex or concave, the bending rigidity increases, whereas if the cross-sectional shape is concave, the torsional rigidity increases.
２−２．本発明のクランク軸の概要
前記図６に示す結果から、曲げ剛性を向上させるには、アーム部の断面形状を凸型または凹型に設計することが有効である。材料力学の断面２次モーメントが増大するからである。断面２次モーメントは厚みの３乗に比例して増大する。
2-2. Outline of Crankshaft of the Present Invention From the results shown in FIG. 6, it is effective to design the cross-sectional shape of the arm portion to be convex or concave in order to improve the bending rigidity. This is because the cross-sectional second moment of material mechanics increases. The cross-sectional secondary moment increases in proportion to the cube of the thickness.
また、ねじり剛性を向上させるには、アーム部の断面形状を凹型に設計することが有効である。材料力学の断面極２次モーメントが増大するからである。断面極２次モーメントは厚みの１乗に比例して増大する。 In order to improve torsional rigidity, it is effective to design the cross-sectional shape of the arm portion to be concave. This is because the cross-sectional polar second moment of material mechanics increases. The cross-sectional pole secondary moment increases in proportion to the first power of the thickness.
いずれにしても、曲げ剛性とねじり剛性を向上させるには、アーム部の厚みを増大させればよい。そして、曲げ剛性の目標値とねじり剛性の目標値の大小関係によって、断面形状に重みを付けて凸型と凹型の両方の要素を適宜取り入れ、アーム部の厚みを設計調整すればよい。 In any case, in order to improve bending rigidity and torsional rigidity, the thickness of the arm portion may be increased. Then, depending on the magnitude relationship between the target value of bending stiffness and the target value of torsional stiffness, the cross-sectional shape may be weighted to incorporate both convex and concave elements as appropriate, and the thickness of the arm portion may be designed and adjusted.
以上のことを踏まえ、本発明のクランク軸は、アーム部のジャーナル部側の端面に、ジャーナルスラスト面の位置を超えて軸方向に突出する凸部が設けられたり、アーム部のピン部側の端面に、ピンスラスト面の位置を超えて軸方向に突出する凸部が設けられたりしたものである。すなわち、本発明のクランク軸は、アーム部の凸部がジャーナル部やピン部の領域までオーバーハングし、これにより、アーム部の板厚が凸部によって従来よりも著しく厚肉化されたものである。これにより、アーム部の断面２次モーメントおよび断面極２次モーメントが増大し、アーム部の曲げ剛性とねじり剛性の向上を飛躍的に図ることができる。 Based on the above, the crankshaft of the present invention is provided with a protruding portion protruding in the axial direction beyond the position of the journal thrust surface on the end surface of the arm portion on the journal portion side, or on the pin portion side of the arm portion. The end surface is provided with a convex portion protruding in the axial direction beyond the position of the pin thrust surface. That is, in the crankshaft of the present invention, the convex part of the arm part overhangs to the area of the journal part or the pin part, and as a result, the plate thickness of the arm part is significantly thicker than before by the convex part. is there. Thereby, the cross-sectional secondary moment and the cross-sectional secondary moment of the arm part increase, and the bending rigidity and torsional rigidity of the arm part can be dramatically improved.
２−３．アーム部と周辺部品の具体例
クランク軸は、ピン部にコンロッドの大端部が取り付けられ、ジャーナル部がエンジンブロックのジャーナル軸受けによって支持される。コンロッド大端部およびジャーナル軸受けはいずれも半割りである。
2-3. Specific Examples of Arm and Peripheral Parts The crankshaft has a large end portion of a connecting rod attached to a pin portion, and a journal portion is supported by a journal bearing of an engine block. The connecting rod large end and the journal bearing are both halved.
クランク軸のアーム部に、ピン部の領域までオーバーハングした凸部が設けられている場合、凸部の存在しない方から半割りのコンロッド大端部を個々に装着すれば、ピン部にコンロッド大端部を取り付けることができる。一方、クランク軸のアーム部に、ジャーナル部の領域までオーバーハングした凸部が設けられている場合、凸部の存在しない方からジャーナル部を半割りのジャーナル軸受けに挿入し、クランク軸を半回転させてから半割りの他方のジャーナル軸受けを装着すれば、ジャーナル部をエンジンブロックのジャーナル軸受けによって支持した状態に組み付けることができる。したがって、アーム部に凸部が設けられていても、周辺部品の組み付けに支障はない。 If the arm part of the crankshaft is provided with a convex part that overhangs up to the pin part area, if the large connecting rod halves from which no convex part exists are individually mounted, the large connecting rod is attached to the pin part. The end can be attached. On the other hand, if the arm part of the crankshaft is provided with a convex part that overhangs to the area of the journal part, the journal part is inserted into the half journal bearing from the side where the convex part does not exist, and the crankshaft is rotated halfway Then, if the other half journal bearing is mounted, the journal portion can be assembled in a state supported by the journal bearing of the engine block. Therefore, even if the convex portion is provided on the arm portion, there is no problem in assembling the peripheral parts.
ただし、クランク軸はエンジン内で回転するため、回転中に、凸部がジャーナル軸受けの支持ブロックに干渉したり、コンロッドのロッド本体に干渉したりしないように、寸法設計を行う必要がある。これは、ジャーナル軸受けの支持ブロックに凹部を形成したり、コンロッドのロッド本体の厚みを小さくしたり、アーム部の凸部の突出高さを制限したりすることで可能である。 However, since the crankshaft rotates in the engine, it is necessary to design the dimensions so that the convex portion does not interfere with the support block of the journal bearing or the rod body of the connecting rod during rotation. This can be achieved by forming a recess in the support block of the journal bearing, reducing the thickness of the rod body of the connecting rod, or limiting the protruding height of the protrusion of the arm portion.
図７は、本発明のクランク軸におけるアーム部形状の一例を模式的に示す図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。同図では、クランク軸がエンジンに組み込まれた状態、すなわち、ピン部Ｐにコンロッド４が取り付けられ、ジャーナル部Ｊがエンジンブロックのジャーナル軸受け５ａによって支持された状態を示している。
7A and 7B are diagrams schematically showing an example of the shape of an arm portion in the crankshaft of the present invention, where FIG. 7A shows a front view in an axial direction, and FIG. 7B shows a side view. . In the figure, the crankshaft is incorporated in the engine, that is, the connecting
同図に示すアーム部Ａは、前記図４（ｂ）、（ｃ）に示す凸型断面梁、凹型断面梁、および図５（ｃ）に示す凹型断面円板の概念を活用したものであり、ジャーナル部Ｊ側の端面に、ジャーナルスラスト面Ｊｔの位置を越える凸部Ｏｊが設けられている。同図に示す凸部Ｏｊは、アーム部Ａのジャーナルスラスト面Ｊｔの外側で幅方向の全域にわたって突出しているが、一部が突出していてもよい。クランク軸において、そのような凸部Ｏｊ付きのアーム部Ａは、例えば、４気筒エンジン用のクランク軸の場合、８枚のアーム部Ａについて最大８枚から最小１枚までの任意の数の組合せで設置されてもよい。このようなクランク軸は、凸部Ｏｊによってアーム部Ａの断面２次モーメントおよび断面極２次モーメントが効率良く増大するため、アーム部の曲げ剛性とねじり剛性の向上を図ることが可能である。 The arm part A shown in the figure utilizes the concept of the convex cross-section beam, the concave cross-section beam shown in FIGS. 4B and 4C, and the concave cross-section disk shown in FIG. 5C. On the end surface on the journal portion J side, a convex portion Oj that exceeds the position of the journal thrust surface Jt is provided. The convex portion Oj shown in the figure protrudes over the entire region in the width direction outside the journal thrust surface Jt of the arm portion A, but a part thereof may protrude. In the crankshaft, for example, in the case of a crankshaft for a four-cylinder engine, the arm portion A with the convex portion Oj is an arbitrary number of combinations of a maximum of eight to a minimum of eight for the eight arm portions A. May be installed at. In such a crankshaft, since the secondary moment of section and the secondary moment of pole of the arm part A are efficiently increased by the convex part Oj, it is possible to improve the bending rigidity and torsional rigidity of the arm part.
この場合、図７（ｂ）に示すように、エンジンブロックにおけるジャーナル軸受け５ａの支持ブロック５ｂには凹部５ｃが形成されており、アーム部Ａの凸部Ｏｊとの干渉が防止されている。
In this case, as shown in FIG. 7B, a
図８は、本発明のクランク軸におけるアーム部形状の別例を模式的に示す図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。同図でも、前記図７と同様に、クランク軸がエンジンに組み込まれた状態を示している。 FIG. 8 is a diagram schematically showing another example of the shape of the arm portion in the crankshaft of the present invention, where FIG. 8 (a) is a front view in an axial direction, and FIG. 8 (b) is a side view. Show. In the same figure, as in FIG. 7, the crankshaft is assembled in the engine.
同図に示すアーム部Ａは、前記図７と同様に凸型断面梁、凹型断面梁、および凹型断面円板の概念を活用したものであり、ピン部Ｐ側の端面に、ピンスラスト面Ｐｔの位置を越える凸部Ｏｐが設けられている。同図に示す凸部Ｏｐは、アーム部Ａのピンスラスト面Ｐｔの外側で幅方向の全域にわたって突出しているが、一部が突出していてもよい。クランク軸において、そのような凸部Ｏｐは、すべてのアーム部Ａに設置されてもよいし、任意の個数で任意の組合せで選択したアーム部Ａに設置されてもよい。ピン部Ｐへのコンロッド大端部４ｂの取付けに支障はないからである。このようなクランク軸は、凸部Ｏｐによってアーム部Ａの断面２次モーメントおよび断面極２次モーメントが効率良く増大するため、アーム部の曲げ剛性とねじり剛性の向上を図ることが可能である。
The arm portion A shown in the figure utilizes the concept of a convex cross-section beam, a concave cross-section beam, and a concave cross-section disc as in FIG. 7, and a pin thrust surface Pt is formed on the end surface on the pin portion P side. Convex part Op beyond the position of is provided. The convex portion Op shown in the figure protrudes over the entire region in the width direction outside the pin thrust surface Pt of the arm portion A, but a part thereof may protrude. In the crankshaft, such a convex portion Op may be provided on all the arm portions A, or may be provided on the arm portions A selected in an arbitrary number and in any combination. This is because there is no problem in attaching the connecting rod
この場合、図８（ｂ）に示すように、アーム部Ａの凸部Ｏｐとコンロッド４のロッド本体４ａとが干渉しないように、ロッド本体４ａの厚みが小さく設計されている。アーム部Ａの凸部Ｏｐの突出高さを制限することでも構わない。
In this case, as shown in FIG. 8B, the
なお、本発明のクランク軸は、あらゆるレシプロエンジンに搭載されるクランク軸を対象とする。すなわち、エンジンの気筒数は、２気筒、３気筒、４気筒、６気筒、８気筒および１０気筒のいずれでもよく、さらに多いものであってもよい。エンジン気筒の配列も、直列配置、Ｖ型配置、対向配置など特に問わない。エンジンの燃料も、ガソリン、ディーゼル、バイオ燃料など種類を問わない。また、エンジンとしては、内燃機関と電気モータを複合してなるハイブリッドエンジンも含む。 The crankshaft of the present invention is intended for a crankshaft mounted on any reciprocating engine. That is, the number of cylinders of the engine may be any of 2, 3, 4, 6, 8, and 10 cylinders, or more. The arrangement of the engine cylinders is not particularly limited, such as an in-line arrangement, a V-type arrangement, or an opposed arrangement. The fuel of the engine is not limited to gasoline, diesel or biofuel. The engine also includes a hybrid engine formed by combining an internal combustion engine and an electric motor.
本発明は、あらゆるレシプロエンジンに搭載されるクランク軸に有効に利用できる。 The present invention can be effectively used for a crankshaft mounted on any reciprocating engine.
１：クランク軸、
Ｊ、Ｊ１〜Ｊ５：ジャーナル部、 Ｊｔ：ジャーナルスラスト面、
Ｐ、Ｐ１〜Ｐ４：ピン部、 Ｐｔ：ピンスラスト面、
Ｆｒ：フロント部、 Ｆｌ：フランジ部、
Ａ、Ａ１〜Ａ８：クランクアーム部、
Ｗ、Ｗ１〜Ｗ８：カウンターウエイト部、
Ｏｊ、Ｏｐ：クランクアーム部の凸部、
２：ダンパプーリ、 ３：フライホイール、
４：コネクティングロッド、 ４ａ：ロッド本体、 ４ｂ：大端部、
５ａ：ジャーナル軸受け、 ５ｂ：支持ブロック、 ５ｃ：凹部
1: crankshaft,
J, J1-J5: Journal part, Jt: Journal thrust surface,
P, P1 to P4: Pin part, Pt: Pin thrust surface,
Fr: front part, Fl: flange part,
A, A1-A8: Crank arm part,
W, W1-W8: counterweight part,
Oj, Op: the convex part of the crank arm part,
2: damper pulley, 3: flywheel,
4: connecting rod, 4a: rod body, 4b: large end,
5a: Journal bearing, 5b: Support block, 5c: Recess
Claims (2)
クランクアーム部のピン部側端面に、ピンスラスト面の位置を超えて軸方向に突出する凸部が設けられ、前記凸部は、前記クランクアーム部の幅方向に沿って突出し、前記凸部の前記ピン部側の端は、前記クランクアーム部の幅方向に沿った直線であり、前記凸部の前記カウンターウエイト部側の端は、前記回転中心を通り前記クランクアーム部の幅方向に沿った直線であることを特徴とするレシプロエンジンのクランク軸。 A crankshaft mounted on a reciprocating engine, having a journal part serving as a rotation center, a pin part eccentric to the journal part, and a crank arm part connecting the journal part and the pin part,
A protrusion that protrudes in the axial direction beyond the position of the pin thrust surface is provided on the end surface on the pin portion side of the crank arm portion, and the protrusion protrudes along the width direction of the crank arm portion. The end on the pin portion side is a straight line along the width direction of the crank arm portion, and the end on the counterweight portion side of the convex portion is along the width direction of the crank arm portion through the rotation center. Crankshaft of a reciprocating engine characterized by being a straight line.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2013135365A JP6244690B2 (en) | 2013-06-27 | 2013-06-27 | Reciprocating engine crankshaft |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2013135365A JP6244690B2 (en) | 2013-06-27 | 2013-06-27 | Reciprocating engine crankshaft |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2015010638A JP2015010638A (en) | 2015-01-19 |
| JP6244690B2 true JP6244690B2 (en) | 2017-12-13 |
Family
ID=52303981
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2013135365A Active JP6244690B2 (en) | 2013-06-27 | 2013-06-27 | Reciprocating engine crankshaft |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP6244690B2 (en) |
Family Cites Families (2)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS5221385Y2 (en) * | 1973-08-13 | 1977-05-17 | ||
| CH665888A5 (en) * | 1985-04-11 | 1988-06-15 | Sulzer Ag | CRANKSHAFT FOR A PISTON INTERNAL COMBUSTION ENGINE. |
-
2013
- 2013-06-27 JP JP2013135365A patent/JP6244690B2/en active Active
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2015010638A (en) | 2015-01-19 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP6233518B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6323462B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6226076B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft and method for designing the crankshaft | |
| JP2015010642A (en) | Crank shaft of reciprocating engine | |
| JP6795018B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6484955B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6244690B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6398453B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6443546B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft | |
| JP6160302B2 (en) | Reciprocating engine crankshaft and design method of the crankshaft | |
| WO2018122965A1 (en) | Crankshaft for internal combustion engine | |
| JP2016142199A (en) | engine |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20160203 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20161007 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20161018 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20161215 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20170516 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20170526 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20171017 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20171030 |
|
| R151 | Written notification of patent or utility model registration |
Ref document number: 6244690 Country of ref document: JP Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R151 |
|
| S533 | Written request for registration of change of name |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313533 |
|
| R350 | Written notification of registration of transfer |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350 |