JPH1150857A - エンジンのピストン機構 - Google Patents
エンジンのピストン機構Info
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- JPH1150857A JPH1150857A JP20647697A JP20647697A JPH1150857A JP H1150857 A JPH1150857 A JP H1150857A JP 20647697 A JP20647697 A JP 20647697A JP 20647697 A JP20647697 A JP 20647697A JP H1150857 A JPH1150857 A JP H1150857A
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- Japan
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- piston
- center
- crankshaft
- engine
- connecting rod
- Prior art date
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-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
- F02F—CYLINDERS, PISTONS OR CASINGS, FOR COMBUSTION ENGINES; ARRANGEMENTS OF SEALINGS IN COMBUSTION ENGINES
- F02F7/00—Casings, e.g. crankcases or frames
- F02F7/0002—Cylinder arrangements
- F02F7/0019—Cylinders and crankshaft not in one plane (deaxation)
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Chemical & Material Sciences (AREA)
- Combustion & Propulsion (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Pistons, Piston Rings, And Cylinders (AREA)
Abstract
(57)【要約】
【課題】スキッシュ隙間に堆積したカーボンにピストン
頭上面の端部が衝突して発生する打音を好適に抑制する
エンジンのピストン機構を提供する。 【解決手段】ピストン機構１１は、シリンダ１２内にお
いて、同シリンダ１２内を往復するピストン１３、機関
の回転軸であるクランクシャフト１４、ピストン１３と
クランクシャフト１４を連結するコネクティングロッド
１５、ピストン１３とコネクティングロッド１５を連結
するピストンピン１６等から構成される。エンジン回転
数２０００ｒｐｍ時のピストンのピン回り回転モーメン
トΦｒの絶対値が０．６Ｎｍ以下となるように、ピスト
ン重量ｍ、ピストンのピン中心−ピストン中心間距離Ｏ
ｐ、ピストン中心−ピストン重心間距離Ｏｇ、コネクテ
ィングロッド長Ｌ、及びコネクティングロッド１５とク
ランクシャフト１４との連結部の回転半径Ｒを設定す
る。
頭上面の端部が衝突して発生する打音を好適に抑制する
エンジンのピストン機構を提供する。 【解決手段】ピストン機構１１は、シリンダ１２内にお
いて、同シリンダ１２内を往復するピストン１３、機関
の回転軸であるクランクシャフト１４、ピストン１３と
クランクシャフト１４を連結するコネクティングロッド
１５、ピストン１３とコネクティングロッド１５を連結
するピストンピン１６等から構成される。エンジン回転
数２０００ｒｐｍ時のピストンのピン回り回転モーメン
トΦｒの絶対値が０．６Ｎｍ以下となるように、ピスト
ン重量ｍ、ピストンのピン中心−ピストン中心間距離Ｏ
ｐ、ピストン中心−ピストン重心間距離Ｏｇ、コネクテ
ィングロッド長Ｌ、及びコネクティングロッド１５とク
ランクシャフト１４との連結部の回転半径Ｒを設定す
る。
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】本発明は、シリンダ内で生じ
る燃焼ガスによる圧力をクランクシャフトの回転力へと
変換するためのエンジンのピストン機構に関する。
る燃焼ガスによる圧力をクランクシャフトの回転力へと
変換するためのエンジンのピストン機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】周知のように、エンジンのピストン機構
は、シリンダ内でピストンを往復させ、膨張行程での燃
焼によって生じる高温・高圧力のガス圧力を、当該ピス
トンとピストンピンによって連結されたコネクティング
ロッドを介して、クランクシャフトの回転力に変換する
ものである。
は、シリンダ内でピストンを往復させ、膨張行程での燃
焼によって生じる高温・高圧力のガス圧力を、当該ピス
トンとピストンピンによって連結されたコネクティング
ロッドを介して、クランクシャフトの回転力に変換する
ものである。
【０００３】図４に、従来より広く用いられてきたエン
ジンのピストン機構の一例を示す。同図に示すようにこ
のピストン機構１１は、内燃機関の燃焼室として円筒状
に形成されたシリンダ１２内において、同シリンダ１２
内を往復するピストン１３、機関の出力軸であるクラン
クシャフト１４、ピストン１３とクランクシャフト１４
を連結するコネクティングロッド１５、ピストン１３と
コネクティングロッド１５を連結するピストンピン１６
等から構成されている。ピストンピン１６は、ピストン
１３のほぼ径方向に延び、同ピストン１３の側面を貫通
する態様で装着されている。また、コネクティングロッ
ド１５は、ピストンピン１６の軸線を中心に回動可能と
なっている。たとえば、実開平７−８５４４号公報に
は、このようなピストン機構の一例が、「内燃機関用ピ
ストン」として提示されている。
ジンのピストン機構の一例を示す。同図に示すようにこ
のピストン機構１１は、内燃機関の燃焼室として円筒状
に形成されたシリンダ１２内において、同シリンダ１２
内を往復するピストン１３、機関の出力軸であるクラン
クシャフト１４、ピストン１３とクランクシャフト１４
を連結するコネクティングロッド１５、ピストン１３と
コネクティングロッド１５を連結するピストンピン１６
等から構成されている。ピストンピン１６は、ピストン
１３のほぼ径方向に延び、同ピストン１３の側面を貫通
する態様で装着されている。また、コネクティングロッ
ド１５は、ピストンピン１６の軸線を中心に回動可能と
なっている。たとえば、実開平７−８５４４号公報に
は、このようなピストン機構の一例が、「内燃機関用ピ
ストン」として提示されている。
【０００４】ところで、この種のピストン機構にあって
は、エンジン作動時におけるピストンの熱膨張を見込ん
で、ピストンの外径をシリンダの内径に比べ僅かに小さ
くし、これにより両部材間には常温である程度の隙間
（クリアランス）が存在するよう形成されている。そし
てこのため、ピストンが首振りしてしまい、シリンダ内
壁への衝突音、いわゆるスラップ音が生じることがあ
る。
は、エンジン作動時におけるピストンの熱膨張を見込ん
で、ピストンの外径をシリンダの内径に比べ僅かに小さ
くし、これにより両部材間には常温である程度の隙間
（クリアランス）が存在するよう形成されている。そし
てこのため、ピストンが首振りしてしまい、シリンダ内
壁への衝突音、いわゆるスラップ音が生じることがあ
る。
【０００５】そこで従来は、こうした問題を解決するた
めに、ピストンピンの中心位置をピストン中心（シリン
ダ中心）よりややスラスト側にオフセットさせた構造を
有するピストン機構が広く採用されてきた。この種のピ
ストン機構によれば、ピストン１３が上死点に達する際
にピストン１３本体にピストンピン１６回り（同図に矢
指する方向）の慣性モーメントを発生させ、ピストン１
３をそのスカート部から反スラスト側のシリンダ内壁に
打突させることにより、ピストン１３が頭部からシリン
ダ１２の内壁に衝突して大きなトップランド音を発する
ことを抑制している。
めに、ピストンピンの中心位置をピストン中心（シリン
ダ中心）よりややスラスト側にオフセットさせた構造を
有するピストン機構が広く採用されてきた。この種のピ
ストン機構によれば、ピストン１３が上死点に達する際
にピストン１３本体にピストンピン１６回り（同図に矢
指する方向）の慣性モーメントを発生させ、ピストン１
３をそのスカート部から反スラスト側のシリンダ内壁に
打突させることにより、ピストン１３が頭部からシリン
ダ１２の内壁に衝突して大きなトップランド音を発する
ことを抑制している。
【０００６】この結果、ピストン１３がその往復運動の
過程で上死点（最上点）に達する際、ピストン１３の頭
上部（ピストンヘッド）の端部が図５に拡大して示すよ
うに、ピストンヘッドの上面が垂直に上昇した場合の最
上点を僅かに越えてより高い位置にまで達することとな
る。もっとも、上死点におけるピストンヘッドの頭上面
と、シリンダ１２内の天井周縁部には微小な隙間、いわ
ゆるスキッシュ隙間が設けられているため、前述したよ
うなピストンの揺動が生じてもピストンヘッドの一端が
シリンダ内の天井内周縁部に接触するようなことはな
い。
過程で上死点（最上点）に達する際、ピストン１３の頭
上部（ピストンヘッド）の端部が図５に拡大して示すよ
うに、ピストンヘッドの上面が垂直に上昇した場合の最
上点を僅かに越えてより高い位置にまで達することとな
る。もっとも、上死点におけるピストンヘッドの頭上面
と、シリンダ１２内の天井周縁部には微小な隙間、いわ
ゆるスキッシュ隙間が設けられているため、前述したよ
うなピストンの揺動が生じてもピストンヘッドの一端が
シリンダ内の天井内周縁部に接触するようなことはな
い。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】ところが、例えばこの
ようなエンジンを搭載した自動車にあって、エンジン始
動後、十分なウオームアップを行わないうちに運転を開
始し、短距離を走行するのみでエンジンを停止するよう
な使用態様を繰り返していると、図６に示すように、燃
焼室（シリンダ）内において、燃え残ったカーボン
（煤）が天井の周縁部に堆積し、スキッシュ隙間を狭め
てしまうことがある。
ようなエンジンを搭載した自動車にあって、エンジン始
動後、十分なウオームアップを行わないうちに運転を開
始し、短距離を走行するのみでエンジンを停止するよう
な使用態様を繰り返していると、図６に示すように、燃
焼室（シリンダ）内において、燃え残ったカーボン
（煤）が天井の周縁部に堆積し、スキッシュ隙間を狭め
てしまうことがある。
【０００８】そして、こうしたカーボンの堆積が更に進
むと、同図６に示すように、その堆積したカーボンにピ
ストン１３の頭上面の一端が接触するようになり、とく
に冷間時のエンジン回転数１０００〜２０００ｒｐｍ領
域での運転時等においては顕著な打音を生じさせるよう
になる。
むと、同図６に示すように、その堆積したカーボンにピ
ストン１３の頭上面の一端が接触するようになり、とく
に冷間時のエンジン回転数１０００〜２０００ｒｐｍ領
域での運転時等においては顕著な打音を生じさせるよう
になる。
【０００９】本発明は、こうした実情に鑑みてなされた
ものであり、その目的とするところは、スキッシュ隙間
にカーボンが堆積される場合であれ、それに起因する打
音の発生を好適に抑制することのできるエンジンのピス
トン機構を提供することにある。
ものであり、その目的とするところは、スキッシュ隙間
にカーボンが堆積される場合であれ、それに起因する打
音の発生を好適に抑制することのできるエンジンのピス
トン機構を提供することにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、請求項１記載の発明では、エンジンのシリンダ内を
往復運動するピストンと、該ピストンに設けられたピス
トンピンに軸支されて同ピストンの往復運動をエンジン
の出力軸であるクランクシャフトの回転運動に変換する
コネクティングロッドとを備えるエンジンのピストン機
構において、前記ピストンの質量、前記ピストンピンの
ピストン中心からのオフセット量、前記ピストンのピス
トン中心から重心位置までの距離、前記コネクティング
ロッドの長さ、及び前記コネクティングロッドと前記ク
ランクシャフトとの連結部の回転半径の少なくとも１つ
を、前記ピストンの上死点位置での回転モーメントの絶
対値が所定値以下となるように設定したことを要旨とす
る。
に、請求項１記載の発明では、エンジンのシリンダ内を
往復運動するピストンと、該ピストンに設けられたピス
トンピンに軸支されて同ピストンの往復運動をエンジン
の出力軸であるクランクシャフトの回転運動に変換する
コネクティングロッドとを備えるエンジンのピストン機
構において、前記ピストンの質量、前記ピストンピンの
ピストン中心からのオフセット量、前記ピストンのピス
トン中心から重心位置までの距離、前記コネクティング
ロッドの長さ、及び前記コネクティングロッドと前記ク
ランクシャフトとの連結部の回転半径の少なくとも１つ
を、前記ピストンの上死点位置での回転モーメントの絶
対値が所定値以下となるように設定したことを要旨とす
る。
【００１１】請求項２記載の発明では、請求項１記載の
エンジンのピストン機構において、前記ピストンの質量
をｍ、前記ピストンピンのピストン中心からのオフセッ
ト量をＯｐ、前記ピストンのピストン中心から重心位置
までの距離をＯｇ、前記コネクティングロッドの長さを
Ｌ、前記コネクティングロッドと前記クランクシャフト
との連結部の回転半径をＲ、前記コネクティングロッド
の長さＬ及び前記コネクティングロッドと前記クランク
シャフトとの連結部の回転半径Ｒに基づくエンジンの所
定回転数における前記ピストンの上死点位置での加速度
をαとするとき、次式 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） により定まる前記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントΦｒが０．６Ｎｍ以下となるように前記各値ｍ、Ｏ
ｐ、Ｏｇ、Ｌ、及びＲの少なくとも１つが設定されるこ
とを要旨とする。
エンジンのピストン機構において、前記ピストンの質量
をｍ、前記ピストンピンのピストン中心からのオフセッ
ト量をＯｐ、前記ピストンのピストン中心から重心位置
までの距離をＯｇ、前記コネクティングロッドの長さを
Ｌ、前記コネクティングロッドと前記クランクシャフト
との連結部の回転半径をＲ、前記コネクティングロッド
の長さＬ及び前記コネクティングロッドと前記クランク
シャフトとの連結部の回転半径Ｒに基づくエンジンの所
定回転数における前記ピストンの上死点位置での加速度
をαとするとき、次式 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） により定まる前記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントΦｒが０．６Ｎｍ以下となるように前記各値ｍ、Ｏ
ｐ、Ｏｇ、Ｌ、及びＲの少なくとも１つが設定されるこ
とを要旨とする。
【００１２】上記請求項１または請求項２に記載した発
明の構成によれば、ピストンの質量、ピストンピンのピ
ストン中心からのオフセット量、ピストンのピストン中
心から重心位置までの距離、コネクティングロッドの長
さ、及びコネクティングロッドとクランクシャフトとの
連結部の回転半径等の調整に基づき、ピストンの上死点
位置での回転モーメントの絶対値が所定値以下に管理さ
れる。このため、上死点位置にあるピストンの傾きが不
要に増大されることはなくなり、たとえスキッシュ隙間
にカーボンが堆積されることがあっても、それに起因す
る打音の発生は好適に抑制されるようになる。
明の構成によれば、ピストンの質量、ピストンピンのピ
ストン中心からのオフセット量、ピストンのピストン中
心から重心位置までの距離、コネクティングロッドの長
さ、及びコネクティングロッドとクランクシャフトとの
連結部の回転半径等の調整に基づき、ピストンの上死点
位置での回転モーメントの絶対値が所定値以下に管理さ
れる。このため、上死点位置にあるピストンの傾きが不
要に増大されることはなくなり、たとえスキッシュ隙間
にカーボンが堆積されることがあっても、それに起因す
る打音の発生は好適に抑制されるようになる。
【００１３】とくに請求項２記載の発明によるように、
上記ピストンの上死点位置での回転モーメントが０．６
Ｎｍ以下となるように管理されることで、エンジン回転
数が例えば２０００ｒｐｍであっても、その打音感が問
題のないレベルに抑えられることが発明者によって確認
されている。
上記ピストンの上死点位置での回転モーメントが０．６
Ｎｍ以下となるように管理されることで、エンジン回転
数が例えば２０００ｒｐｍであっても、その打音感が問
題のないレベルに抑えられることが発明者によって確認
されている。
【００１４】請求項３記載の発明では、エンジンのシリ
ンダ内を往復運動するピストンと、該ピストンに設けら
れたピストンピンに軸支されて同ピストンの往復運動を
エンジンの出力軸であるクランクシャフトの回転運動に
変換するコネクティングロッドとを備えるエンジンのピ
ストン機構において、前記ピストンの質量、前記ピスト
ンピンのピストン中心からのオフセット量、前記ピスト
ンのピストン中心から重心位置までの距離、前記コネク
ティングロッドの長さ、前記コネクティングロッドと前
記クランクシャフトとの連結部の回転半径、及び前記ク
ランクシャフトのピストン中心からのオフセット量の少
なくとも１つを、前記ピストンの上死点位置での回転モ
ーメントの絶対値が所定値以下となるように設定したこ
とを要旨とする。
ンダ内を往復運動するピストンと、該ピストンに設けら
れたピストンピンに軸支されて同ピストンの往復運動を
エンジンの出力軸であるクランクシャフトの回転運動に
変換するコネクティングロッドとを備えるエンジンのピ
ストン機構において、前記ピストンの質量、前記ピスト
ンピンのピストン中心からのオフセット量、前記ピスト
ンのピストン中心から重心位置までの距離、前記コネク
ティングロッドの長さ、前記コネクティングロッドと前
記クランクシャフトとの連結部の回転半径、及び前記ク
ランクシャフトのピストン中心からのオフセット量の少
なくとも１つを、前記ピストンの上死点位置での回転モ
ーメントの絶対値が所定値以下となるように設定したこ
とを要旨とする。
【００１５】請求項４記載の発明では、請求項３記載の
エンジンのピストン機構において、前記ピストンの質量
をｍ、前記ピストンピンのピストン中心からのオフセッ
ト量をＯｐ、前記ピストンのピストン中心から重心位置
までの距離をＯｇ、前記コネクティングロッドの長さを
Ｌ、前記コネクティングロッドと前記クランクシャフト
との連結部の回転半径をＲ、前記クランクシャフトのピ
ストン中心からのオフセット量をＯｃ、前記コネクティ
ングロッドの長さＬ及び前記コネクティングロッドと前
記クランクシャフトとの連結部の回転半径Ｒ及び前記ク
ランクシャフトのピストン中心からのオフセット量Ｏｃ
に基づくエンジンの所定回転数における前記ピストンの
上死点位置での加速度をαとするとき、次式 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） により定まる前記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントΦｒが０．６Ｎｍ以下となるように前記各値ｍ、Ｏ
ｐ、Ｏｇ、Ｌ、Ｒ、及びＯｃの少なくとも１つが設定さ
れることを要旨とする。
エンジンのピストン機構において、前記ピストンの質量
をｍ、前記ピストンピンのピストン中心からのオフセッ
ト量をＯｐ、前記ピストンのピストン中心から重心位置
までの距離をＯｇ、前記コネクティングロッドの長さを
Ｌ、前記コネクティングロッドと前記クランクシャフト
との連結部の回転半径をＲ、前記クランクシャフトのピ
ストン中心からのオフセット量をＯｃ、前記コネクティ
ングロッドの長さＬ及び前記コネクティングロッドと前
記クランクシャフトとの連結部の回転半径Ｒ及び前記ク
ランクシャフトのピストン中心からのオフセット量Ｏｃ
に基づくエンジンの所定回転数における前記ピストンの
上死点位置での加速度をαとするとき、次式 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） により定まる前記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントΦｒが０．６Ｎｍ以下となるように前記各値ｍ、Ｏ
ｐ、Ｏｇ、Ｌ、Ｒ、及びＯｃの少なくとも１つが設定さ
れることを要旨とする。
【００１６】上記請求項３または請求項４に記載した発
明の構成によれば、ピストンの質量、ピストンピンのピ
ストン中心からのオフセット量、ピストンのピストン中
心から重心位置までの距離、コネクティングロッドの長
さ、コネクティングロッドとクランクシャフトとの連結
部の回転半径、及びクランクシャフトのピストン中心か
らのオフセット量等の調整に基づき、ピストンの上死点
位置での回転モーメントの絶対値が所定値以下に管理さ
れる。とくにこの場合には、クランクシャフトのピスト
ン中心からのオフセット量も加味されることで、同回転
モーメントの管理もさらに容易となり、たとえスキッシ
ュ隙間にカーボンが堆積されることがあっても、それに
起因する打音の発生は好適に抑制されるようになる。
明の構成によれば、ピストンの質量、ピストンピンのピ
ストン中心からのオフセット量、ピストンのピストン中
心から重心位置までの距離、コネクティングロッドの長
さ、コネクティングロッドとクランクシャフトとの連結
部の回転半径、及びクランクシャフトのピストン中心か
らのオフセット量等の調整に基づき、ピストンの上死点
位置での回転モーメントの絶対値が所定値以下に管理さ
れる。とくにこの場合には、クランクシャフトのピスト
ン中心からのオフセット量も加味されることで、同回転
モーメントの管理もさらに容易となり、たとえスキッシ
ュ隙間にカーボンが堆積されることがあっても、それに
起因する打音の発生は好適に抑制されるようになる。
【００１７】そしてこの場合も、請求項４記載の発明に
よるように、上記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントが０．６Ｎｍ以下となるように管理されることで、
エンジン回転数が例えば２０００ｒｐｍであっても、そ
の打音感が問題のないレベルに抑えられることが発明者
によって確認されている。
よるように、上記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントが０．６Ｎｍ以下となるように管理されることで、
エンジン回転数が例えば２０００ｒｐｍであっても、そ
の打音感が問題のないレベルに抑えられることが発明者
によって確認されている。
【００１８】
（第１実施形態）以下、本発明を具体化した第１の実施
形態を図１及び図３に基づいて説明する。
形態を図１及び図３に基づいて説明する。
【００１９】図１に、本実施形態に係るエンジンのピス
トン機構１１の力学的な構造を示す。なお、このピスト
ン機構１１にあっても、その実際の構造は先の図４に例
示した構造に準ずるものであり、図１では便宜上、図４
に示した各要素と対応する要素にはそれぞれ同一の符号
を付して示している。
トン機構１１の力学的な構造を示す。なお、このピスト
ン機構１１にあっても、その実際の構造は先の図４に例
示した構造に準ずるものであり、図１では便宜上、図４
に示した各要素と対応する要素にはそれぞれ同一の符号
を付して示している。
【００２０】さて、同図１に示すように、このピストン
機構１１は、燃焼室として円筒状に形成されたシリンダ
１２内において、同シリンダ１２内を往復するピストン
１３、機関の回転軸であるクランクシャフト１４、ピス
トン１３とクランクシャフト１４を連結するコネクティ
ングロッド１５、ピストン１３とコネクティングロッド
１５を連結するピストンピン１６を有してなる。ピスト
ンピン１６は、ピストン１３のほぼ径方向に延び、同ピ
ストン１３の側面を貫通する態様で装着されている。コ
ネクティングロッド１５は、その一端がピストンピン１
６の軸心Ｐ１に軸支されるとともに他端が連結点Ｐ２に
てクランクシャフト１４に連結されて、ピストン１３の
往復運動をクランクシャフト１４の回転運動に変換す
る。また、シリンダ１２のボアとピストン１３とはとも
にほぼ円筒形状を有するが、シリンダ１２のボア径はピ
ストン１３の外径に比べ僅かに大きく形成されているた
めに、ピストン１３側面の外周には僅かな隙間があり、
よって同ピストン１３はピストンピン１６回りに揺動可
能となっている。
機構１１は、燃焼室として円筒状に形成されたシリンダ
１２内において、同シリンダ１２内を往復するピストン
１３、機関の回転軸であるクランクシャフト１４、ピス
トン１３とクランクシャフト１４を連結するコネクティ
ングロッド１５、ピストン１３とコネクティングロッド
１５を連結するピストンピン１６を有してなる。ピスト
ンピン１６は、ピストン１３のほぼ径方向に延び、同ピ
ストン１３の側面を貫通する態様で装着されている。コ
ネクティングロッド１５は、その一端がピストンピン１
６の軸心Ｐ１に軸支されるとともに他端が連結点Ｐ２に
てクランクシャフト１４に連結されて、ピストン１３の
往復運動をクランクシャフト１４の回転運動に変換す
る。また、シリンダ１２のボアとピストン１３とはとも
にほぼ円筒形状を有するが、シリンダ１２のボア径はピ
ストン１３の外径に比べ僅かに大きく形成されているた
めに、ピストン１３側面の外周には僅かな隙間があり、
よって同ピストン１３はピストンピン１６回りに揺動可
能となっている。
【００２１】ここで、同図１に示すように、ピストン１
３の中心軸線をＣ１、ピストンピン１６の回転軸中心を
通って前記中心軸線Ｃ１と平行な線をＣ２、ピストン１
３の重心を通って前記中心軸線Ｃ１と平行な線をＣ３と
し、ここで、Ｃ２−Ｃ１間の距離すなわちピン中心−ピ
ストン中心間距離をＯｐ、Ｃ３−Ｃ１間の距離すなわち
ピストンの重心−ピストン中心間距離をＯｇと定義す
る。
３の中心軸線をＣ１、ピストンピン１６の回転軸中心を
通って前記中心軸線Ｃ１と平行な線をＣ２、ピストン１
３の重心を通って前記中心軸線Ｃ１と平行な線をＣ３と
し、ここで、Ｃ２−Ｃ１間の距離すなわちピン中心−ピ
ストン中心間距離をＯｐ、Ｃ３−Ｃ１間の距離すなわち
ピストンの重心−ピストン中心間距離をＯｇと定義す
る。
【００２２】このとき、前記ピストン１３の往復運動に
よって変動するコネクティングロッド１５の揺動角ψは
次式（１）のようにピン中心−ピストン中心間距離Ｏ
ｐ、クランク半径（クランクシャフト１４とコネクティ
ングロッド１５との連結部Ｐ２の回転半径）Ｒ、コネク
ティングロッド長（Ｐ１−Ｐ２間距離）Ｌを用いて表す
ことができる。 sinψ＝（Ｒ×sinθ＋Ｏｐ）／Ｌ （１） また、クランクシャフト１４の回転中心位置とピストン
ピン１６の位置とに係るシリンダ１２の中心軸線方向に
おける距離、すなわち図１における線分Ａ−Ｂ間距離ｙ
は、次式（２）によって表される。 ｙ＝Ｌ×cosψ＋Ｒ×cosθ （２） そこで、下死点から上死点方向に向かうピストン１３の
速度ｄｙ／ｄｔは、次式（３）によって表すことができ
る。 ｄｙ／ｄｔ＝−Ｌ×sinψ×（ｄψ／ｄｔ）−ω×Ｒ×sinθ （３） ただし、ω：クランクシャフト１４の回転角加速度ｄθ
／ｄｔ よって、ピストン１３の加速度αは、次式（４）で表さ
れる。 α＝ｄ^2ｙ／ｄｔ^2 （^2は二乗を示す） すなわち、 α＝−Ｌ×cosψ×（ｄψ／ｄｔ）^2 −Ｌ×sinψ×（ｄ^2ψ／ｄｔ^2） −ω^2×Ｒ×cosθ （４） そしてこのとき、ピストン１３がその往復運動において
生じる慣性力によるピストンピン１６回りの回転モーメ
ントΦｒは、次式（５）によって表されることが周知で
ある。 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） （５） ただし、ｍ：ピストン重量 すなわち、ピストンピン１６回りに生じる回転モーメン
トΦｒは、式（５）に示したように、ピン中心−ピスト
ン中心間距離Ｏｐとピストン重心−ピストン中心間距離
Ｏｇとの差（Ｏｐ−Ｏｇ）、ピストン重量ｍ、及びピス
トン１３の加速度αにより決定されることになる。さら
に、式（４）から明らかなように、ピストン１３の加速
度αは、クランクシャフト１４の回転角速度ωが所定
値、且つピストンピン１６が下死点から上死点までの所
定位置にある時には、コネクティングロッド長Ｌ及びク
ランク半径Ｒの関数として示される。言い換えると、ピ
ストン１３が所定位置にあり、且つクランクシャフトの
回転角速度ω（エンジン回転数と同義）が所定値である
ときの回転モーメントΦｒは、ピストン重量ｍ、ピン中
心−ピストン中心間距離Ｏｐ、ピストンの重心−ピスト
ン中心間距離Ｏｇ、コネクティングロッド長Ｌ、クラン
ク半径Ｒによって決定されることとなる。
よって変動するコネクティングロッド１５の揺動角ψは
次式（１）のようにピン中心−ピストン中心間距離Ｏ
ｐ、クランク半径（クランクシャフト１４とコネクティ
ングロッド１５との連結部Ｐ２の回転半径）Ｒ、コネク
ティングロッド長（Ｐ１−Ｐ２間距離）Ｌを用いて表す
ことができる。 sinψ＝（Ｒ×sinθ＋Ｏｐ）／Ｌ （１） また、クランクシャフト１４の回転中心位置とピストン
ピン１６の位置とに係るシリンダ１２の中心軸線方向に
おける距離、すなわち図１における線分Ａ−Ｂ間距離ｙ
は、次式（２）によって表される。 ｙ＝Ｌ×cosψ＋Ｒ×cosθ （２） そこで、下死点から上死点方向に向かうピストン１３の
速度ｄｙ／ｄｔは、次式（３）によって表すことができ
る。 ｄｙ／ｄｔ＝−Ｌ×sinψ×（ｄψ／ｄｔ）−ω×Ｒ×sinθ （３） ただし、ω：クランクシャフト１４の回転角加速度ｄθ
／ｄｔ よって、ピストン１３の加速度αは、次式（４）で表さ
れる。 α＝ｄ^2ｙ／ｄｔ^2 （^2は二乗を示す） すなわち、 α＝−Ｌ×cosψ×（ｄψ／ｄｔ）^2 −Ｌ×sinψ×（ｄ^2ψ／ｄｔ^2） −ω^2×Ｒ×cosθ （４） そしてこのとき、ピストン１３がその往復運動において
生じる慣性力によるピストンピン１６回りの回転モーメ
ントΦｒは、次式（５）によって表されることが周知で
ある。 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） （５） ただし、ｍ：ピストン重量 すなわち、ピストンピン１６回りに生じる回転モーメン
トΦｒは、式（５）に示したように、ピン中心−ピスト
ン中心間距離Ｏｐとピストン重心−ピストン中心間距離
Ｏｇとの差（Ｏｐ−Ｏｇ）、ピストン重量ｍ、及びピス
トン１３の加速度αにより決定されることになる。さら
に、式（４）から明らかなように、ピストン１３の加速
度αは、クランクシャフト１４の回転角速度ωが所定
値、且つピストンピン１６が下死点から上死点までの所
定位置にある時には、コネクティングロッド長Ｌ及びク
ランク半径Ｒの関数として示される。言い換えると、ピ
ストン１３が所定位置にあり、且つクランクシャフトの
回転角速度ω（エンジン回転数と同義）が所定値である
ときの回転モーメントΦｒは、ピストン重量ｍ、ピン中
心−ピストン中心間距離Ｏｐ、ピストンの重心−ピスト
ン中心間距離Ｏｇ、コネクティングロッド長Ｌ、クラン
ク半径Ｒによって決定されることとなる。
【００２３】ここで、本実施形態のピストン機構１１に
あっては、エンジン回転数２０００ｒｐｍで上死点にあ
るピストン１３のピン１６回り回転モーメントΦｒの絶
対値が０．６Ｎｍ以下となるよう、各値ｍ、Ｏｐ、Ｏ
ｇ、Ｌ、Ｒを設定している。
あっては、エンジン回転数２０００ｒｐｍで上死点にあ
るピストン１３のピン１６回り回転モーメントΦｒの絶
対値が０．６Ｎｍ以下となるよう、各値ｍ、Ｏｐ、Ｏ
ｇ、Ｌ、Ｒを設定している。
【００２４】以上のように構成されたピストン機構１１
の作用について、図３及び図５、図６を併せ参照して以
下に説明する。エンジンが始動し、ピストン１３が往復
運動を行うと、上死点（最上点）に達する際、ピストン
１３の頭上部（ピストンヘッド）の端部が図５において
前述したように、ピストン１４とシリンダ１２との隙間
及びピストン１３のスカート部分のたわみ分ピストン１
３の頭上面一端がシリンダ１２内の天井周縁部に近接す
る。このとき、前記シリンダ１２内の天井周縁部にカー
ボンが堆積していると、図６において説明したように、
前記ピストン１３の頭上面一端が堆積したカーボンに接
触することになる。
の作用について、図３及び図５、図６を併せ参照して以
下に説明する。エンジンが始動し、ピストン１３が往復
運動を行うと、上死点（最上点）に達する際、ピストン
１３の頭上部（ピストンヘッド）の端部が図５において
前述したように、ピストン１４とシリンダ１２との隙間
及びピストン１３のスカート部分のたわみ分ピストン１
３の頭上面一端がシリンダ１２内の天井周縁部に近接す
る。このとき、前記シリンダ１２内の天井周縁部にカー
ボンが堆積していると、図６において説明したように、
前記ピストン１３の頭上面一端が堆積したカーボンに接
触することになる。
【００２５】ところが、本実施形態のピストン機構１１
にあっては、ピストン重量ｍ、ピン中心−ピストン中心
間距離Ｏｐ、ピストンの重心−ピストン中心間距離Ｏ
ｇ、コネクティングロッド長Ｌ、及びクランク半径Ｒの
各数値を適宜設定することにより、前記式（５）に示し
た慣性力によるピストンピン１６回りの回転モーメント
Φｒに係る、エンジン回転数２０００ｒｐｍにおける上
死点での値が０．６Ｎｍ以下となるようピストン機構１
１を構成しているため、上記カーボンとの接触に際して
不快な打音等を生じることもなくなる。
にあっては、ピストン重量ｍ、ピン中心−ピストン中心
間距離Ｏｐ、ピストンの重心−ピストン中心間距離Ｏ
ｇ、コネクティングロッド長Ｌ、及びクランク半径Ｒの
各数値を適宜設定することにより、前記式（５）に示し
た慣性力によるピストンピン１６回りの回転モーメント
Φｒに係る、エンジン回転数２０００ｒｐｍにおける上
死点での値が０．６Ｎｍ以下となるようピストン機構１
１を構成しているため、上記カーボンとの接触に際して
不快な打音等を生じることもなくなる。
【００２６】たとえば図３は、エンジン回転数２０００
ｒｐｍ時におけるピストン１３の打音感と同ピストン１
３のピン１６回りの回転モーメントΦｒとの関係を示す
グラフである。同図に示すように、回転モーメントΦｒ
が増加するほど打音感も増すことがわかる。また、打音
感の基準値Ｓは、運転者がピストンの打音を不快に感じ
ない上限値である。すなわち、同図３から明らかなよう
に、エンジン回転数が２０００ｒｐｍであるときには、
回転モーメントΦｒが０．６Ｎｍ以下であれば、運転者
はピストンの打音を不快に感じなくなる。
ｒｐｍ時におけるピストン１３の打音感と同ピストン１
３のピン１６回りの回転モーメントΦｒとの関係を示す
グラフである。同図に示すように、回転モーメントΦｒ
が増加するほど打音感も増すことがわかる。また、打音
感の基準値Ｓは、運転者がピストンの打音を不快に感じ
ない上限値である。すなわち、同図３から明らかなよう
に、エンジン回転数が２０００ｒｐｍであるときには、
回転モーメントΦｒが０．６Ｎｍ以下であれば、運転者
はピストンの打音を不快に感じなくなる。
【００２７】また、２０００ｒｐｍを上回るエンジン回
転数域においては、エンジンの高速回転音が増すため
に、この種の問題が生じなくなることも発明者によって
確認されている。
転数域においては、エンジンの高速回転音が増すため
に、この種の問題が生じなくなることも発明者によって
確認されている。
【００２８】また、少なくともエンジンの運転状態が低
回転領域にあれば、エンジン回転数が増すほどピストン
の打音感が増すことも自明である。しかし上述のよう
に、その上限域ともいえるエンジン回転数２０００ｒｐ
ｍの運転域に対して、慣性力によるピストン１３のピン
１６回りの回転モーメントΦｒが十分小さく（０．６Ｎ
ｍ以下）なるようピストン機構１１を構成することによ
り、ピストン１３頭上面端部がシリンダ１２の天井周縁
部に衝突することに起因する打音感は好適に抑制される
ことになる。
回転領域にあれば、エンジン回転数が増すほどピストン
の打音感が増すことも自明である。しかし上述のよう
に、その上限域ともいえるエンジン回転数２０００ｒｐ
ｍの運転域に対して、慣性力によるピストン１３のピン
１６回りの回転モーメントΦｒが十分小さく（０．６Ｎ
ｍ以下）なるようピストン機構１１を構成することによ
り、ピストン１３頭上面端部がシリンダ１２の天井周縁
部に衝突することに起因する打音感は好適に抑制される
ことになる。
【００２９】以上説明したように、本実施形態によれば
以下に示す効果が得られる。・回転モーメントΦｒの値
（絶対値）が減少し、上死点におけるピストン１３頭上
面端部のシリンダ１２の天井周縁部に堆積したカーボン
への衝突力が軽減される。・こうして衝突力が軽減され
ることで、その不快な打音等も好適に抑制される。 （第２実施形態）次に、本発明の第２の実施形態を、前
記第１の実施の形態と異なる部分を中心に説明する。
以下に示す効果が得られる。・回転モーメントΦｒの値
（絶対値）が減少し、上死点におけるピストン１３頭上
面端部のシリンダ１２の天井周縁部に堆積したカーボン
への衝突力が軽減される。・こうして衝突力が軽減され
ることで、その不快な打音等も好適に抑制される。 （第２実施形態）次に、本発明の第２の実施形態を、前
記第１の実施の形態と異なる部分を中心に説明する。
【００３０】図２に、本実施形態に係るエンジンのピス
トン機構１１’の力学的構造を示す。なお、このピスト
ン機構１１’にあっても、その実際の構造は先の図４に
例示した構造に準ずるものであり、図２においても便宜
上、図４あるいは図１に示した各要素と対応する要素に
はそれぞれ同一の符号を付して示している。
トン機構１１’の力学的構造を示す。なお、このピスト
ン機構１１’にあっても、その実際の構造は先の図４に
例示した構造に準ずるものであり、図２においても便宜
上、図４あるいは図１に示した各要素と対応する要素に
はそれぞれ同一の符号を付して示している。
【００３１】さて、図２に示す本実施形態のエンジンの
ピストン機構１１’にあっても、ピストン１３のピン１
６回りの回転モーメントの絶対値が０．６Ｎｍ以下とな
るよう、ピストン重量ｍ、ピン中心−ピストン中心間距
離Ｏｐ、ピストンの重心−ピストン中心間距離Ｏｇ、コ
ネクティングロッド長Ｌ、及びクランク半径Ｒの各数値
を適宜設定するものであることは、第１の実施形態と同
様である。ただし、本実施形態のピストン機構１１’に
あっては、上記各値Ｏｐ、Ｏｇ、ｍ、Ｌ、Ｒの設定条件
に加え、クランクシャフト１４の回転中心をシリンダ１
２のボア中心（＝ピストン中心）よりスラスト側にオフ
セットさせ、そのオフセット量をも上記回転モーメント
の設定に寄与させるようにしている。
ピストン機構１１’にあっても、ピストン１３のピン１
６回りの回転モーメントの絶対値が０．６Ｎｍ以下とな
るよう、ピストン重量ｍ、ピン中心−ピストン中心間距
離Ｏｐ、ピストンの重心−ピストン中心間距離Ｏｇ、コ
ネクティングロッド長Ｌ、及びクランク半径Ｒの各数値
を適宜設定するものであることは、第１の実施形態と同
様である。ただし、本実施形態のピストン機構１１’に
あっては、上記各値Ｏｐ、Ｏｇ、ｍ、Ｌ、Ｒの設定条件
に加え、クランクシャフト１４の回転中心をシリンダ１
２のボア中心（＝ピストン中心）よりスラスト側にオフ
セットさせ、そのオフセット量をも上記回転モーメント
の設定に寄与させるようにしている。
【００３２】すなわち、同図２に示すように、クランク
シャフト１４の回転中心をＰ３とすると、同点Ｐ３をシ
リンダ１２の中心軸線（ピストン１３の中心軸線を共
有）Ｃ１からスラスト側に距離Ｏｃ（１mm程度）だけオ
フセットさせている。
シャフト１４の回転中心をＰ３とすると、同点Ｐ３をシ
リンダ１２の中心軸線（ピストン１３の中心軸線を共
有）Ｃ１からスラスト側に距離Ｏｃ（１mm程度）だけオ
フセットさせている。
【００３３】このとき、前記ピストン１３の往復運動に
よって変動するコネクティングロッド１５の揺動角ψ
は、前記ピン中心−ピストン中心間距離Ｏｐ、クランク
半径Ｒ、コネクティングロッド長（Ｐ１−Ｐ２間距離）
Ｌ、そしてこのオフセット量Ｏｃを用いて次式（６）の
ように表すことができる。 sinψ＝（Ｒ×sinθ＋Ｏｐ−Ｏｃ）／Ｌ （６） そして、第１の実施形態と同様に、式（２）〜（４）に
従い算出される上死点でのピストン加速度αの絶対値
は、このオフセット量Ｏｃを加味することによって減少
することとなり、結局は前記式（５）に基づき定まる慣
性力によるピン回り回転モーメントΦｒの絶対値も減少
する。
よって変動するコネクティングロッド１５の揺動角ψ
は、前記ピン中心−ピストン中心間距離Ｏｐ、クランク
半径Ｒ、コネクティングロッド長（Ｐ１−Ｐ２間距離）
Ｌ、そしてこのオフセット量Ｏｃを用いて次式（６）の
ように表すことができる。 sinψ＝（Ｒ×sinθ＋Ｏｐ−Ｏｃ）／Ｌ （６） そして、第１の実施形態と同様に、式（２）〜（４）に
従い算出される上死点でのピストン加速度αの絶対値
は、このオフセット量Ｏｃを加味することによって減少
することとなり、結局は前記式（５）に基づき定まる慣
性力によるピン回り回転モーメントΦｒの絶対値も減少
する。
【００３４】この結果、先の第１の実施形態に比べてさ
らに容易に同回転モーメントΦｒの絶対値を減少させる
ことができ、上死点においてピストン１３頭上面端部が
シリンダ１２の天井周縁部に衝突することに起因する打
音の低減もより容易に図られるようになる。
らに容易に同回転モーメントΦｒの絶対値を減少させる
ことができ、上死点においてピストン１３頭上面端部が
シリンダ１２の天井周縁部に衝突することに起因する打
音の低減もより容易に図られるようになる。
【００３５】以上説明したように、本実施形態によれば
以下に示す効果が得られる。 ・回転モーメントΦｒの値（絶対値）の減少がさらに容
易となり、上死点におけるピストン１３頭上面端部のシ
リンダ１２の天井周縁部に堆積したカーボンへの衝突力
の軽減もより一層容易となる。 ・また勿論、こうして衝突力が軽減されることで、その
不快な打音等も好適に抑制される。
以下に示す効果が得られる。 ・回転モーメントΦｒの値（絶対値）の減少がさらに容
易となり、上死点におけるピストン１３頭上面端部のシ
リンダ１２の天井周縁部に堆積したカーボンへの衝突力
の軽減もより一層容易となる。 ・また勿論、こうして衝突力が軽減されることで、その
不快な打音等も好適に抑制される。
【００３６】なお、上述した各実施形態にあっては、ピ
ストン重量ｍ、ピン中心−ピストン中心間距離Ｏｐ、ピ
ストンの重心−ピストン中心間距離Ｏｇ、コネクティン
グロッド長Ｌ、及びクランク半径Ｒの各数値、あるいは
これにクランクシャフト１４の回転中心−シリンダ１２
のボア中心間のオフセットＯｃを加味した各値を適宜設
定して、ピストン１３の上死点位置での回転モーメント
Φｒの絶対値が所定値以下となるようにしたが、必ずし
もそれら各値の全てを新たに設定し直す必要はない。す
なわち、現状のピストン機構において、それら各値の１
つでも変更可能な要素があり、その１つでも変更するこ
とによって上記所望とする回転モーメントΦｒが得られ
さえすれば、上記効果を得ることはできる。
ストン重量ｍ、ピン中心−ピストン中心間距離Ｏｐ、ピ
ストンの重心−ピストン中心間距離Ｏｇ、コネクティン
グロッド長Ｌ、及びクランク半径Ｒの各数値、あるいは
これにクランクシャフト１４の回転中心−シリンダ１２
のボア中心間のオフセットＯｃを加味した各値を適宜設
定して、ピストン１３の上死点位置での回転モーメント
Φｒの絶対値が所定値以下となるようにしたが、必ずし
もそれら各値の全てを新たに設定し直す必要はない。す
なわち、現状のピストン機構において、それら各値の１
つでも変更可能な要素があり、その１つでも変更するこ
とによって上記所望とする回転モーメントΦｒが得られ
さえすれば、上記効果を得ることはできる。
【００３７】
【発明の効果】請求項１または請求項２記載の発明によ
れば、上死点位置にあるピストンの傾きが不要に増大さ
れることはなくなり、たとえスキッシュ隙間にカーボン
が堆積されることがあっても、それに起因する打音の発
生は好適に抑制されるようになる。
れば、上死点位置にあるピストンの傾きが不要に増大さ
れることはなくなり、たとえスキッシュ隙間にカーボン
が堆積されることがあっても、それに起因する打音の発
生は好適に抑制されるようになる。
【００３８】請求項３または請求項４記載の発明によれ
ば、クランクシャフトのピストン中心からのオフセット
量も加味されることで、ピストンの上死点位置での回転
モーメントの管理もさらに容易となる。そしてこの場合
も、たとえスキッシュ隙間にカーボンが堆積されること
があっても、それに起因する打音の発生は好適に抑制さ
れるようになる。
ば、クランクシャフトのピストン中心からのオフセット
量も加味されることで、ピストンの上死点位置での回転
モーメントの管理もさらに容易となる。そしてこの場合
も、たとえスキッシュ隙間にカーボンが堆積されること
があっても、それに起因する打音の発生は好適に抑制さ
れるようになる。
【図１】第１の実施の形態におけるピストン機構の力学
的構造を示す概略図。
的構造を示す概略図。
【図２】（エンジン回転数２０００ｒｐｍ時における）
ピストン打音感とピン回り回転モーメントとの関係を示
すグラフ。
ピストン打音感とピン回り回転モーメントとの関係を示
すグラフ。
【図３】第２の実施の形態におけるピストン機構の力学
的構造を示す概略図。
的構造を示す概略図。
【図４】従来のピストン機構を示す側断面図。
【図５】上死点におけるそのピストンの拡大図。
【図６】上死点におけるそのピストンの拡大図。
１１…ピストン機構、１２…シリンダ、１３…ピスト
ン、１４…クランクシャフト、１５…コネクティングロ
ッド、１６…ピストンピン。
ン、１４…クランクシャフト、１５…コネクティングロ
ッド、１６…ピストンピン。
Claims (4)
- 【請求項１】エンジンのシリンダ内を往復運動するピス
トンと、該ピストンに設けられたピストンピンに軸支さ
れて同ピストンの往復運動をエンジンの出力軸であるク
ランクシャフトの回転運動に変換するコネクティングロ
ッドとを備えるエンジンのピストン機構において、 前記ピストンの質量、前記ピストンピンのピストン中心
からのオフセット量、前記ピストンのピストン中心から
重心位置までの距離、前記コネクティングロッドの長
さ、及び前記コネクティングロッドと前記クランクシャ
フトとの連結部の回転半径の少なくとも１つを、前記ピ
ストンの上死点位置での回転モーメントの絶対値が所定
値以下となるように設定したことを特徴とするエンジン
のピストン機構。 - 【請求項２】前記ピストンの質量をｍ、前記ピストンピ
ンのピストン中心からのオフセット量をＯｐ、前記ピス
トンのピストン中心から重心位置までの距離をＯｇ、前
記コネクティングロッドの長さをＬ、前記コネクティン
グロッドと前記クランクシャフトとの連結部の回転半径
をＲ、前記コネクティングロッドの長さＬ及び前記コネ
クティングロッドと前記クランクシャフトとの連結部の
回転半径Ｒに基づくエンジンの所定回転数における前記
ピストンの上死点位置での加速度をαとするとき、次式 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） により定まる前記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントΦｒが０．６Ｎｍ以下となるように前記各値ｍ、Ｏ
ｐ、Ｏｇ、Ｌ、及びＲの少なくとも１つが設定される請
求項１記載のエンジンのピストン機構。 - 【請求項３】エンジンのシリンダ内を往復運動するピス
トンと、該ピストンに設けられたピストンピンに軸支さ
れて同ピストンの往復運動をエンジンの出力軸であるク
ランクシャフトの回転運動に変換するコネクティングロ
ッドとを備えるエンジンのピストン機構において、 前記ピストンの質量、前記ピストンピンのピストン中心
からのオフセット量、前記ピストンのピストン中心から
重心位置までの距離、前記コネクティングロッドの長
さ、前記コネクティングロッドと前記クランクシャフト
との連結部の回転半径、及び前記クランクシャフトのピ
ストン中心からのオフセット量の少なくとも１つを、前
記ピストンの上死点位置での回転モーメントの絶対値が
所定値以下となるように設定したことを特徴とするエン
ジンのピストン機構。 - 【請求項４】前記ピストンの質量をｍ、前記ピストンピ
ンのピストン中心からのオフセット量をＯｐ、前記ピス
トンのピストン中心から重心位置までの距離をＯｇ、前
記コネクティングロッドの長さをＬ、前記コネクティン
グロッドと前記クランクシャフトとの連結部の回転半径
をＲ、前記クランクシャフトのピストン中心からのオフ
セット量をＯｃ、前記コネクティングロッドの長さＬ及
び前記コネクティングロッドと前記クランクシャフトと
の連結部の回転半径Ｒ及び前記クランクシャフトのピス
トン中心からのオフセット量Ｏｃに基づくエンジンの所
定回転数における前記ピストンの上死点位置での加速度
をαとするとき、次式 Φｒ＝α×ｍ×（Ｏｐ−Ｏｇ） により定まる前記ピストンの上死点位置での回転モーメ
ントΦｒが０．６Ｎｍ以下となるように前記各値ｍ、Ｏ
ｐ、Ｏｇ、Ｌ、Ｒ、及びＯｃの少なくとも１つが設定さ
れる請求項３記載のエンジンのピストン機構。
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP20647697A JPH1150857A (ja) | 1997-07-31 | 1997-07-31 | エンジンのピストン機構 |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP20647697A JPH1150857A (ja) | 1997-07-31 | 1997-07-31 | エンジンのピストン機構 |
Publications (1)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH1150857A true JPH1150857A (ja) | 1999-02-23 |
Family
ID=16524015
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP20647697A Pending JPH1150857A (ja) | 1997-07-31 | 1997-07-31 | エンジンのピストン機構 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH1150857A (ja) |
Cited By (6)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100472316B1 (ko) * | 2000-12-28 | 2005-03-08 | 혼다 기켄 고교 가부시키가이샤 | 백본형 자동 이륜차의 엔진 |
| WO2011126464A1 (en) * | 2010-04-07 | 2011-10-13 | Oezdamar Hasan Basri | High speed engine |
| CN103216517A (zh) * | 2012-09-26 | 2013-07-24 | 祥天控股（集团）有限公司 | 发动机的连杆机构 |
| CN107956784A (zh) * | 2017-11-24 | 2018-04-24 | 中国第汽车股份有限公司 | 一种发动机曲柄连杆机构 |
| WO2018132394A1 (en) * | 2017-01-10 | 2018-07-19 | Federal-Mogul Llc | Galleryless short compression insulated steel piston |
| CN112392592A (zh) * | 2020-12-01 | 2021-02-23 | 广西玉柴机器股份有限公司 | 一种偏心曲柄连杆结构 |
-
1997
- 1997-07-31 JP JP20647697A patent/JPH1150857A/ja active Pending
Cited By (9)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| KR100472316B1 (ko) * | 2000-12-28 | 2005-03-08 | 혼다 기켄 고교 가부시키가이샤 | 백본형 자동 이륜차의 엔진 |
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| CN103080521A (zh) * | 2010-04-07 | 2013-05-01 | 哈森.巴斯利.奥兹达马 | 高速发动机 |
| CN103216517A (zh) * | 2012-09-26 | 2013-07-24 | 祥天控股（集团）有限公司 | 发动机的连杆机构 |
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