(57)【要約】【課題】クランク軸から出力されるトルクの谷を埋めることができるクランク機構を提供する。【解決手段】クランク機構は、ピストン２の往復運動を回転運動に変換するクランク軸４と、クランク軸４に平行に配置されたカウンタ軸１１と、クランク軸４に設けられた第１非対称歯車１０と、カウンタ軸１１に設けられ第１非対称歯車１０と噛み合う第２非対称歯車１２とを備える。第１非対称歯車１０と第２非対称歯車１２とは、ピストン２に作用する燃焼圧によってクランク軸４に発生するトルクが極大となるクランク角付近において、第１非対称歯車１０の回転半径が最小になるとともに第２非対称歯車１２の回転半径が最大になり、同トルクが極小となるクランク角付近において、第１非対称歯車１０の回転半径が最大になるとともに第２非対称歯車１２の回転半径が最小になるように成形されている。【選択図】図１３
2020070881.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンの往復運動を回転運動に変換するクランク軸と、
前記クランク軸に平行に配置されたカウンタ軸と、
前記クランク軸に設けられた第１非対称歯車と、
前記カウンタ軸に設けられ前記第１非対称歯車と噛み合う第２非対称歯車と、を備え、
前記第１非対称歯車と前記第２非対称歯車とは、
前記ピストンに作用する燃焼圧によって前記クランク軸に発生するトルクが極大となるクランク角付近において、前記第１非対称歯車の回転中心から前記第１非対称歯車と前記第２非対称歯車との接点までの距離が最小になるとともに、前記第２非対称歯車の回転中心から前記第１非対称歯車と前記第２非対称歯車との接点までの距離が最大になり、
前記ピストンに作用する燃焼圧によって前記クランク軸に発生するトルクが極小となるクランク角付近において、前記第１非対称歯車の回転中心から前記第１非対称歯車と前記第２非対称歯車との接点までの距離が最大になるとともに、前記第２非対称歯車の回転中心から前記第１非対称歯車と前記第２非対称歯車との接点までの距離が最小になる、ように成形されている
ことを特徴とするクランク機構。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関に用いて好適なクランク機構に関する。
【背景技術】
【０００２】
４ストロークの内燃機関（以下、エンジン）では、吸気、圧縮、爆発、排気の４行程を順次繰り返してピストンが往復運動する。ピストンの往復運動はコンロッドを介してクランク軸に伝えられ、クランク軸の回転運動に変換されて回転力が発生する。ただし、回転力を発生させるのは、エンジンの行程のうち爆発行程で発生する動力のみである。爆発行程を除く残りの行程では、他の気筒のピストンの爆発行程で発生する回転力やフライホイールの回転慣性力により動力が伝達されている。よって、一つの気筒に着目した場合、爆発行程ではエンジン出力に必要なトルクが発生するが、残りの行程ではトルクは発生せず、むしろマイナスのトルクが発生する。
【０００３】
図１８は、直列４気筒エンジンにおいてクランク軸から出力されるトルクの一般的な波形を示す。直列４気筒エンジンでは、トルクの波形はクランク角１８０度の間隔で変化する。具体的には、図１８に示すように、上死点の燃焼からやや遅れてトルクのピークが現れ、ピークから下死点に向かってトルクも低下し、下死点よりやや手前でトルクはマイナスになる。その結果、トルクの空白ゾーンである“トルクの谷”がクランク角１８０度の間隔で必ず現れる。
【０００４】
トルクの谷は、燃焼間隔が短い１２気筒や８気筒といった多気筒エンジンでは小さいが、小排気量エンジンに多い４気筒エンジンでは大きくなる。小排気量のエンジンが低回転になると負荷に負けてストールしやすくなるのは、クランク軸から出力されるトルクの谷が大きくなり、平均トルクが低下することに起因している。ゆえに、クランク軸から出力されるトルクの谷を埋めることは、エンジンにおいて解決すべき一つの課題である。
【０００５】
なお、以下に列挙した先行技術文献は、本発明が属する技術分野における技術レベルを示す文献である。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２０１３−５２０６１２号公報
【特許文献２】特開平０５−０８６８９２号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
本発明は、上述の課題に鑑みてなされたものであり、クランク軸から出力されるトルクの谷を埋めることができるクランク機構を提供することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明に係るクランク機構は、ピストンの往復運動を回転運動に変換するクランク軸と、クランク軸に平行に配置されたカウンタ軸と、クランク軸に設けられた第１非対称歯車と、カウンタ軸に設けられ第１非対称歯車と噛み合う第２非対称歯車とを備える。第１非対称歯車と第２非対称歯車とは、ピストンに作用する燃焼圧によってクランク軸に発生するトルクが極大となるクランク角付近において、第１非対称歯車の回転半径（第１非対称歯車の回転中心から第１非対称歯車と第２非対称歯車との接点までの距離）が最小になるとともに、第２非対称歯車の回転半径（第２非対称歯車の回転中心から第１非対称歯車と第２非対称歯車との接点までの距離）が最大になるように成形されている。また、第１非対称歯車と第２非対称歯車とは、ピストンに作用する燃焼圧によってクランク軸に発生するトルクが極小となるクランク角付近において、第１非対称歯車の回転半径が最大になるとともに、第２非対称歯車の回転半径が最小になるように成形されている。
【発明の効果】
【０００９】
本発明に係るクランク機構によれば、ピストンに作用する燃焼圧によってクランク軸に発生するトルクが極大となるクランク角付近において、第１非対称歯車の回転半径が最小になり且つ第２非対称歯車の回転半径が最大になることで、第２非対称歯車を含む慣性体に保存される回転運動エネルギを最大にすることができる。また、ピストンに作用する燃焼圧によってクランク軸に発生するトルクが極小となるクランク角付近において、第１非対称歯車の回転半径が最大になり且つ第２非対称歯車の回転半径が最小になることで、第２非対称歯車を含む慣性体から回収される回転運動エネルギはトルクの谷において最大になり、回収した回転運動エネルギによってトルクの谷を埋めることができる。
【図面の簡単な説明】
【００１０】
【図１】直列４気筒エンジンにおいてトルク波形のピーク部分のトルクを谷部分に再配分することで得られる波形を示す図である。
【図２】慣性体を用いたエネルギの保存について説明する図である。
【図３】慣性体へエネルギを保存する場合に好適なクランク軸の回転半径と慣性体の回転半径との間の大小関係を示す図である。
【図４】慣性体からエネルギを回収する場合に好適なクランク軸の回転半径と慣性体の回転半径との間の大小関係を示す図である。
【図５】本発明の創案過程で採用が検討された楕円歯車（楕円系一葉歯車）の構成を示す図である。
【図６】慣性体へエネルギを保存するときの２つの楕円歯車の噛み合い状態を示す図である。
【図７】慣性体からエネルギを回収するときの２つの楕円歯車の噛み合い状態を示す図である。
【図８】直列４気筒エンジンにおけるエネルギの保存のタイミングを示す図である。
【図９】直列４気筒エンジンにおけるエネルギの回収のタイミングを示す図である。
【図１０】本発明の実施の形態に係るクランク軸側の非対称歯車の形状を示す図である。
【図１１】本発明の実施の形態に係る慣性体側の非対称歯車の形状を示す図である。
【図１２】本発明の実施の形態に係るクランク機構の構成を示す図である。
【図１３】２つの非対称歯車が回転する状態を示す図である。
【図１４】非対称歯車を１組設ける場合の実施例を示す図である。
【図１５】非対称歯車が１組設けられた場合に得られるトルク波形を示す図である。
【図１６】非対称歯車を２組設ける場合の実施例を示す図である。
【図１７】非対称歯車が２組設けられた場合に得られるトルク波形を示す図である。
【図１８】直列４気筒エンジンにおけるトルク波形を示す図である。
【発明を実施するための形態】
【００１１】
以下、本発明の実施の形態について本発明の創作過程での検討内容を交えて説明する。
【００１２】
図１は、直列４気筒エンジンにおいてトルク波形のピーク部分のトルクを谷部分に再配分することで得られる波形を示す図である。図１に示すように、本発明の創案過程では、燃焼時からやや遅れて立ち上がるトルクのピーク部分をエネルギとして保存し、保存したエネルギを燃焼と燃焼の谷間付近で回収することについて検討した。図１に示すようにトルクの谷を埋めることができれば、低回転ではトルクが安定してエンジンのストールが起きにくくなる。
【００１３】
エネルギを保存・回収する方法としては、慣性で回転可能な慣性体を用いる方法が考えられる。ここでは、図２に示すように、クランク軸と平行な軸を中心に回転する慣性体を設け、歯車を介してクランク軸と慣性体との間で動力を伝達するものとする。クランク軸から慣性体へトルクが伝達されることで、クランク軸の回転運動のエネルギの一部は慣性体の回転運動のエネルギとして保存される。そして、慣性体からクランク軸へトルクが伝達される状況において、慣性体の回転運動のエネルギの一部はクランク軸の回転運動のエネルギとして回収される。
【００１４】
ここで、慣性体へエネルギを保存する場合と、慣性体からエネルギを回収する場合のそれぞれについて、好適なクランク軸の回転半径と慣性体の回転半径との大小関係について考察する。図３は、慣性体の回転半径の方がクランク軸の回転半径よりも大きいケースであり、具体例として、慣性体の回転半径をクランク軸の回転半径の２倍としている。図４は、慣性体の回転半径の方がクランク軸の回転半径よりも小さいケースであり、具体例として、慣性体の回転半径をクランク軸の回転半径の１／２倍としている。クランク軸と慣性体の回転半径の比の逆比がクランク軸と慣性体の回転数（時間当たりの回転数）の比となる。
【００１５】
回転体の回転運動のエネルギは、回転数が大きいほど大きくなる。また、一つの回転体から別の回転体へエネルギを移す場合、移動元の回転体のエネルギが大きいほど、移動先の回転体を駆動するための損失が少なくて済む。ゆえに、クランク軸から慣性体へのエネルギの保存には、図３に示すような慣性体の回転半径とクランク軸の回転半径との大小関係が好適である。エンジン出力の損失が少なくて済むからである。この場合、クランク軸に対して慣性体は減速機になるため、回転数は１／２になるが、クランク軸から慣性体に２倍のトルクが伝えられる。
【００１６】
一方、慣性体からクランク軸へのエネルギの回収には、図４に示すような慣性体の回転半径とクランク軸の回転半径との大小関係が好適である。慣性体側のエネルギが大きくなるため、より多くのエネルギを回収することができるからである。この場合、慣性体に対してクランク軸は減速機になるため、慣性体からクランク軸に２倍のトルクが伝えられる。
【００１７】
次に、上記の考察で判明したクランク軸の回転半径と慣性体の回転半径との大小関係を実現するための機構について検討する。まず、本発明の創案過程で採用が検討されたのが、図５に示す楕円歯車、詳しくは、楕円系一葉歯車である。楕円歯車であれば、回転半径を実質的に変化させることができるので、２つの楕円歯車を適宜組み合わせることによって、図３に示す回転半径の大小関係も図４に示す回転半径の大小関係も実質的に実現することができる。
【００１８】
図６は、クランク軸から慣性体へエネルギを保存するときの２つの楕円歯車の噛み合い状態を示す図である。クランク軸の楕円歯車が最小回転半径のときに慣性体の楕円歯車が最大回転半径となるように２つの楕円歯車の位相を合わせる。これにより、クランク軸から慣性体へ保存するエネルギを最大にすることができる。
【００１９】
図７は、慣性体からクランク軸へエネルギを回収するときの２つの楕円歯車の噛み合い状態を示す図である。クランク軸の楕円歯車が最大回転半径のときに慣性体の楕円歯車が最小回転半径となるように２つの楕円歯車の位相を合わせる。これにより、慣性体からクランク軸へ回収するエネルギを最大にすることができる。
【００２０】
次に、楕円歯車を実際にエンジンに適用可能かどうか、直列４気筒エンジンにおけるトルク波形との関係に基づいて検討する。図８は、直列４気筒エンジンにおけるエネルギの保存のタイミングを示す図である。クランク軸に発生するトルクがピークとなるのはクランク角３０〜５０度付近であるので、図６に示す２つの楕円歯車の関係はクランク角３０〜５０度付近で実現したい。一方、図９は、直列４気筒エンジンにおけるエネルギの回収のタイミングを示す図である。慣性体からクランク軸へのエネルギの回収は、クランク軸に発生するトルクがゼロとなる“トルクの谷”付近で行いたい。
【００２１】
しかし、楕円歯車を用いる場合、上記の回収タイミングでエネルギを回収することはできない。トルクがゼロとなる“トルクの谷”は、クランク角１６０〜１８０度付近であるため、エネルギを保存するタイミングから回収するタイミングまでの間隔は１２０〜１３０度である。これに対して、楕円歯車は最大回転半径と最小回転半径とが１８０度の角度差であるため、エネルギの保存タイミングを合わせれば回収タイミングがずれてしまい、エネルギの回収タイミングを合わせれば保存タイミングがずれてしまう。
【００２２】
このような楕円歯車の問題について検討した結果、本発明において採用するに至ったのが非対称歯車である。図１０は、本実施の形態に係るクランク軸側の非対称歯車の形状を具体的に示す図である。図１１は、本実施の形態に係る慣性体側の非対称歯車の形状を具体的に示す図である。
【００２３】
クランク軸側の非対称歯車は、図１０に示すように、発生トルクがピークとなるクランク角４０度のときに回転半径が最小となり、発生トルクがゼロとなるクランク角１６０度のときに回転半径が最大となるように設計されている。一方、慣性体側の非対称歯車は、図１１に示すように、発生トルクがピークとなるクランク角４０度のときに回転半径が最大となり、発生トルクがゼロとなるクランク角４０度のときに回転半径が最大となるように設計されている。なお、ここでは、クランク軸側と慣性体側ともに最小となる回転半径は１、最大となる回転半径は２とされ、クランク軸側の楕円歯車と慣性体側の楕円歯車の中心間の距離は３となるように計算されている。
【００２４】
図１２に、本実施の形態のクランク機構を従来のクランク機構と並べて示す。従来のクランク機構は、シリンダ１内を往復するピストン２がコンロッド３を介してクランク軸４のクランクピン６に取りつけられ、ピストン２の往復運動がクランク軸４によって回転運動に変換される。クランク軸４には、回転時のアンバランスを取り除くためのカウンタウェイト５が取りつけられている。
【００２５】
本実施の形態のクランク機構は、図１０及び図１１に示す非対称歯車を用いて構成されたトルク再配分機構である。本実施の形態のクランク機構（非対称歯車によるトルク再配分機構）は、クランク軸４に平行に配置されたカウンタ軸１１を備える。クランク軸４には第１非対称歯車１０が設けられ、カウンタ軸１１には第１非対称歯車１０と噛み合う第２非対称歯車１２が設けられている。
【００２６】
図１３は、本実施の形態のクランク機構において２つの非対称歯車１０，１２が回転する状態を示す図である。ピストン２に作用する燃焼圧によってクランク軸４に発生するトルクが極大となるのは、上死点であるクランク角０度よりもピストン２が少し下がるクランク角４０度付近である。クランク軸４から第２非対称歯車１２を含む慣性体へのエネルギの保存はこのタイミングで行われる。クランク角４０度付近では、第１非対称歯車１０の回転中心から第１非対称歯車１０と第２非対称歯車１２との接点までの距離が最小になるとともに、第２非対称歯車１２の回転中心から第１非対称歯車１０と第２非対称歯車１２との接点までの距離が最大になる。このため、第２非対称歯車１２を含む慣性体に保存されるエネルギは最大になる。
【００２７】
その後、ピストン２に作用する燃焼圧によってクランク軸４に発生するトルクは、下死点より前のクランク角１６０度付近において極小となる。第２非対称歯車１２を含む慣性体からクランク軸４へのエネルギの回収はこのタイミングで行われる。クランク角１６０度付近で、第１非対称歯車１０の回転中心から第１非対称歯車１０と第２非対称歯車１２との接点までの距離が最大になるとともに、第２非対称歯車１２の回転中心から第１非対称歯車１０と第２非対称歯車１２との接点までの距離が最小になる。このため、第２非対称歯車１２を含む慣性体から回収されるエネルギは最大になり、回収したエネルギによってクランク軸４から出力されるトルクの谷を埋めることができる。
【００２８】
そして、クランク軸４が２４０度回転し、再びクランク角４０度において、第１非対称歯車１０の回転半径が最小になり且つ第２非対称歯車１２の回転半径が最大になり、第２非対称歯車を含む慣性体へのエネルギの保存が行われる。さらに、クランク軸４が１２０度回転し、再びクランク角１６０度において、第１非対称歯車１０の回転半径が最大になり且つ第２非対称歯車１２の回転半径が最小になり、第２非対称歯車１２を含む慣性体からのエネルギの回収が行われる。そして、上記タイミングでのエネルギの保存と回収が３６０度周期で繰り返される。
【００２９】
最後に、本実施の形態のクランク機構（トルク再配分機構）を直列４気筒エンジンのクランク軸に搭載した実施例について説明する。図１４は、非対称歯車１０，１２をクランク軸４に１組設ける場合の実施例を示す図である。この実施例では、第３気筒のクランクアームに第１非対称歯車１０を形成している。図１５は、この実施例においてクランク軸４から出力されるトルクの波形を示す図である。この実施例では、エネルギの保存と回収が３６０度周期であるため、トルクの再配分が可能となるのは第２気筒と第３気筒のみとなり、第１気筒と第４気筒では依然としてクランク軸４から出力されるトルクに谷ができてしまう。
【００３０】
図１６は、非対称歯車１０，１２をクランク軸４に２組設ける場合の実施例を示す図である。この実施例では、第３気筒のクランクアームと第４気筒のクランクアームとに第１非対称歯車１０を形成している。それぞれの第２非対称歯車１２は共通のカウンタ軸１１に回転自在に取りつけられている。図１７は、この実施例で得られるトルク波形を示す図である。この実施例では、エネルギの保存と回収が１８０度周期であるため、直列４気筒エンジンの全気筒においてトルクの再配分を実現することができる。つまり、直列４気筒エンジンの場合、クランク角位相が１８０度ずれた２つの気筒、或いは、全ての気筒に非対称歯車１０，１２を設けることで、各気筒においてクランク軸４から出力されるトルクの谷を埋めることができる。
【符号の説明】
【００３１】
１  シリンダ
２  ピストン
３  コンロッド
４  クランク軸
５  カウンタウェイト
６  クランクピン
１０  第１非対称歯車
１１  カウンタ軸
１２  第２非対称歯車
【図１】
2020070881.tif 000003
【図２】
2020070881.tif 000004
【図３】
2020070881.tif 000005
【図４】
2020070881.tif 000006
【図５】
2020070881.tif 000007
【図６】
2020070881.tif 000008
【図７】
2020070881.tif 000009
【図８】
2020070881.tif 000010
【図９】
2020070881.tif 000011
【図１０】
2020070881.tif 000012
【図１１】
2020070881.tif 000013
【図１２】
2020070881.tif 000014
【図１３】
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【図１４】
2020070881.tif 000016
【図１５】
2020070881.tif 000017
【図１６】
2020070881.tif 000018
【図１７】
2020070881.tif 000019
【図１８】
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