(57)【要約】【課題】高回転・高負荷時においても、２本のクランク軸に取付けられたクランクギヤの回転を同期させながら、各クランクギヤの歯面の摩擦損失を低減し、回転モーメントの大きいギヤを設け、更には小型化を図る。【解決手段】クランク軸１６に取付けられた第１クランクギヤ１３７と、クランク軸１７に取付けられた第２クランクギヤ１４２と、第１クランクギヤ１３７と第２クランクギヤ１４２とを囲む形で配列され、第１クランクギヤ１３７と噛み合う内歯を備えるリングギヤ１４３と、第１クランク軸１６に対して同軸上にベアリング１３８を介して回動自在に支持され、一方が第２クランクギヤ１４２と噛み合い、他方がリングギヤ１４３の内歯と噛み合うアイドラギヤ１４１とで構成されることにより、第１クランクギヤ１３７及びアイドラギヤ１４１が同一のリングギヤ１４３の内歯に噛み合う。【選択図】図３
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【特許請求の範囲】
【請求項１】
エンジンに平行配列された２本の第１クランク軸及び第２クランク軸から出力を取り出すエンジン出力取出し装置において、
前記第１クランク軸に取付けられた第１クランクギヤと、前記第２クランク軸に取付けられた第２クランクギヤと、第１クランクギヤと前記第２クランクギヤとを囲む形で配列され、第１クランクギヤと噛み合う内歯を備えるリングギヤと、前記第１クランク軸に対して同軸上に軸受を介して回動自在に支持され、一方が第２クランクギヤと噛み合い、他方がリングギヤの内歯と噛み合うアイドラギヤとで構成されることにより、前記第１クランクギヤ及び前記アイドラギヤが同一のリングギヤ内歯に噛み合うことを特徴とするエンジン出力取出し装置。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、２本のクランク軸を備えるエンジンから出力を取り出すエンジン出力取出し装置に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一つのピストンに２本のコネクティングロッドが接続され、これらのコネクティングロッドがそれぞれ別々の平行に配置されたクランク軸に連結されたパラレルクランク形式のエンジンが提案されている。
【０００３】
このようなエンジンの２本のクランク軸から出力を取り出すための従来のエンジン出力取出し装置として、２本のクランク軸にそれぞれ取付けられたクランクギヤ同士を噛み合わせて一方のクランクギヤ側から出力を取り出すもの（例えば、特許文献１参照。）や、２本のクランク軸から複数のギヤを介して出力を取り出すもの（例えば、特許文献２参照。）が知られている。
【特許文献１】米国特許第５６８２８４４号明細書
【特許文献２】米国特許出願公開第２００５／０２７４３３２Ａ１号明細書
【０００４】
特許文献１のＦｉｇ．１Ｂを以下の図８で説明する。なお、符号は振り直した。
図８は従来のエンジン出力取出し装置の側面図（一部断面図）であり、エンジン出力取出し装置２００は、２本のクランク軸２０１，２０２にそれぞれ取付けられたギヤ２０３，２０４と、エンジン出力を外部に取り出すために一方のギヤ２０３に取付けられたシャフト２０５とからなる。
クランク軸２０１，２０２は、それぞれコネクティングロッド２０７，２０８を介してピストン２１１に連結されている。
【０００５】
特許文献２のＦｉｇ．７Ｄを以下の図９で説明する。なお、符号は振り直した。
図９は従来のエンジン出力取出し装置の側面図（一部断面図）であり、エンジン出力取出し装置２２０は、一方のクランク軸２２１に取付けられたインナギヤ２２２と、このインナギヤ２２２に内歯２２３が噛み合うリング状のアウトプットギヤ２２４と、このアウトプットギヤ２２４の出力軸２２５と、他方のクランク軸２２６に取付けられるとともにアウトプットギヤ２２４の外歯２２７に噛み合うギヤ２２８とからなる。
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
図１０（ａ）〜（ｅ）は図８に示したエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。図８（ａ），（ｃ），（ｅ）は図８を模式的に表している。
（ａ）に示す膨張行程では、（ｂ）に示すように、シャフト２０５（（ａ）参照）が取付けられて出力が取り出される側のギヤ２０３では歯２０３ａの下面２０３ｂ、ギヤ２０４では歯２０４ａの上面２０４ｂがそれぞれ当たっている。
【０００７】
これは、ギヤ２０３の方が、出力を取り出すための外部との連結によってギヤ２０４よりも慣性モーメントが大きいので回転しにくいためである。換言すれば、ギヤ２０４が駆動側、ギヤ２０３が被駆動側になる。
【０００８】
また、（ｃ）に示す圧縮行程では、（ｄ）に示すように、ギヤ２０３では歯２０３ｃの上面２０３ｄ、ギヤ２０４では歯２０４ａの下面２０４ｃがそれぞれ当たっている。
これは、ギヤ２０３の方が慣性モーメントが大きいので回転がギヤ２０４よりも停止しにくいためである。換言すれば、ギヤ２０３が駆動側、ギヤ２０４が被駆動側になる。
【０００９】
このように、（ｂ），（ｄ）に示されるように、エンジンの行程中に、ギヤ２０３，２０４の駆動側と被駆動側とが交互に入れ換わるため、歯２０３ａ，２０３ｃと歯２０４ａとの間の歯面間隙間、即ちバックラッシによって生じるギヤ２０３とギヤ２０４との回転角度差によって、（ｅ）に示すように、ギヤ２０３，２０４にそれぞれコネクティングロッド２０７，２０８を介して連結されたピストン２１１がシリンダ内で傾くことになる。このようなピストン２１１の倒れは、スラップ音発生やピストン、シリンダライナの摩耗に繋がる。
【００１０】
図１１（ａ）〜（ｆ）は図９に示したエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。図８（ａ），（ｄ）は図９を横向きにするとともにコネクティングロッド２３１，２３２及びピストン２３３を追加して模式的に表している。
【００１１】
（ａ）に示す膨張行程では、（ｂ）に示すように、アウトプットギヤ２２４では、内歯２２３（（ａ）参照）の一つの内歯２２３ａの上面２２３ｂ、インナギヤ２２２では歯２２２ａの下面２２２ｂがそれぞれ当たっている。
【００１２】
これは、インナギヤ２２２の方がアウトプットギヤ２２４よりも慣性モーメントが小さいので回転しやすいためである。換言すれば、インナギヤ２２２が駆動側、アウトプットギヤ２２４が被駆動側になる。
【００１３】
また、（ｃ）に示すように、ギヤ２２８では、歯２２８ａの上面２２８ｂ、アウトプットギヤ２２４では外歯２２７（（ａ）参照）の一つの外歯２２７ａの下面２２７ｂがそれぞれ当たっている。
【００１４】
これは、ギヤ２２８の方がアウトプットギヤ２２４よりも慣性モーメントが小さいので回転しやすいためである。換言すれば、ギヤ２２８が駆動側、アウトプットギヤ２２４が被駆動側になる。
【００１５】
（ｄ）に示す圧縮行程では、（ｅ）に示すように、アウトプットギヤ２２４では内歯２２３（（ａ）参照）の一つの内歯２２３ｃの下面２２３ｄ、インナギヤ２２２では歯２２２ａの上面２２２ｃがそれぞれ当たっている。
【００１６】
これは、アウトプットギヤ２２４の方がインナギヤ２２２よりも慣性モーメントが大きいので回転が停止しにくいためである。換言すれば、アウトプットギヤ２２４が駆動側、インナギヤ２２２が被駆動側になる。
【００１７】
また、（ｆ）に示すように、ギヤ２２８では歯２２８ａの下面２２８ｃ、アウトプットギヤ２２４では外歯２２７（（ｄ）参照）の一つの外歯２２７ｃの上面２２７ｄがそれぞれ当たっている。
【００１８】
これは、アウトプットギヤ２２４の方が慣性モーメントが大きいのでギヤ２２８よりも回転が停止しにくいためである。換言すれば、アウトプットギヤ２２４が駆動側、ギヤ２２８が被駆動側になる。
【００１９】
このように、（ａ）〜（ｆ）に示されるように、エンジンの行程中は、膨張行程、圧縮行程に拘わらず、アウトプットギヤ２２４の内歯２２３及び外歯２２７に対して、インナギヤ２２２の歯２２２ａと、ギヤ２２８の歯２２８ａとは、同じ回転方向の歯面に当たっているから、インナギヤ２２２とギヤ２２８との回転角度差が発生しない、即ち、インナギヤ２２２とギヤ２２８とは常に同期して回転しているから、クランク軸２２１，２２６にそれぞれコネクティングロッド２３１，２３２を介して連結されたピストン２３３は傾くことがない。
【００２０】
しかし、高回転・高負荷時やトルク変動の影響で、アウトプットギヤ２２４が円形から非円形に変形することがあり、アウトプットギヤ２２４の内歯２２３とインナギヤ２２２との噛み合い位置と、アウトプットギヤ２２４の外歯２２７とギヤ２２８との噛み合い位置とで異なった変形が発生すれば、インナギヤ２２２とギヤ２２８との同期が崩れ、ピストン２３３に倒れが発生することになる。
【００２１】
また、アウトプットギヤ２２４の歯先円直径、ピッチ円直径は、インナギヤ２２２とギヤ２２８とによって決まるから、インナギヤ２２２、ギヤ２２８とアウトプットギヤ２２４との減速比を変更しようとすると、各ギヤのモジュールを変更するしかなく、歯面の摩擦損失が増大する。
【００２２】
更に、アウトプットギヤ２２４の歯先円直径、ピッチ円直径を大きくすることが難しいため、慣性モーメントが小さく、回転変動を抑えるためにエンジン出力取出し装置２２０にフライホイールが必要になる。即ち、部品数が多くなるとともにコストアップを招く。
【００２３】
そこで、２本のクランク軸２２１，２２６の軸間距離を大きくして、アウトプットギヤ２２４の径を大きくすれば、クランク軸２２１，２２６の軸間距離よりも外側にアウトプットギヤ２２４及びギヤ２２８が突出するため、エンジン出力取出し装置２２０が大型になる。
【００２４】
本発明の目的は、２本のクランク軸にそれぞれ取付けられたクランクギヤの回転が高回転・高負荷時においても、各クランク軸に取付けられたクランクギヤの回転を同期させながら、各クランクギヤの歯面の摩擦損失を低減し、回転モーメントの大きいギヤを設けることが可能で、更には小型化も図れるエンジン出力取出し装置を提供することにある。
【課題を解決するための手段】
【００２５】
請求項１に係る発明は、エンジンに平行配列された２本の第１クランク軸及び第２クランク軸から出力を取り出すエンジン出力取出し装置において、第１クランク軸に取付けられた第１クランクギヤと、第２クランク軸に取付けられた第２クランクギヤと、第１クランクギヤと第２クランクギヤとを囲む形で配列され、第１クランクギヤと噛み合う内歯を備えるリングギヤと、第１クランク軸に対して同軸上に軸受を介して回動自在に支持され、一方が第２クランクギヤと噛み合い、他方がリングギヤの内歯と噛み合うアイドラギヤとで構成されることにより、第１クランクギヤ及びアイドラギヤが同一のリングギヤ内歯に噛み合うことを特徴とする。
【００２６】
作用として、第１クランクギヤがリングギヤの内歯に噛み合い、第２クランクギヤに噛み合うアイドラギヤが、第１クランクギヤが噛み合うリングギヤの内歯と同一の内歯に噛み合うことが可能になり、両クランク軸の高回転・高負荷時にリングギヤが変形しても、第１クランクギヤとアイドラギヤとが同一の内歯に噛み合うことで第１クランクギヤとアイドラギヤとの回転が常に同期する。
【００２７】
また、リングギヤは、内歯が第１クランクギヤ及びアイドラギヤのそれぞれに噛み合うから、リングギヤの径を大きくすることが可能になる。従って、慣性モーメントが大きくなり、回転変動を防止するフライホイールは不要である。
【００２８】
更に、第１クランクギヤ及びアイドラギアを内側に配置可能な範囲でリングギヤの内歯の歯先円直径を小さくすることが可能であり、エンジン出力取出し装置の小型化も可能である。
【発明の効果】
【００２９】
請求項１に係る発明では、第１クランク軸に取付けられた第１クランクギヤと、第２クランク軸に取付けられた第２クランクギヤと、第１クランクギヤと第２クランクギヤとを囲む形で配列され、第１クランクギヤと噛み合う内歯を備えるリングギヤと、第１クランク軸に対して同軸上に軸受を介して回動自在に支持され、一方が第２クランクギヤと噛み合い、他方がリングギヤの内歯と噛み合うアイドラギヤとで構成されることにより、第１クランクギヤ及びアイドラギヤが同一のリングギヤ内歯に噛み合うので、第１リングギヤが噛み合うリングギヤの内歯と、アイドラギヤが噛み合うリングギヤの内歯とを同一歯とすることで、高負荷・高回転時でのリングギヤの変形や花びら共振が起きても、第１クランクギヤとアイドラギヤ、即ち、第１クランクギヤと第２クランクギヤとを常に同期させることができ、ピストンの倒れを防止することができ、スラップ音発生やピストン、シリンダの摩耗を抑制することができる。
【００３０】
また、第１クランクギヤ、第２クランクギヤ及びアイドラギヤがリングギヤ内部に配置されているので、リングギヤの径を従来のものに対して大きく設定することができる。従って、減速比を大きくする場合でも、各ギヤのモジュールを大きくする必要がなく、摩擦損失が増大することがない。また、リンクギヤの慣性モーメントを大きくすることができるため、別途フライホイールを設ける必要がなく、部品数の削減及びコストダウンを図ることができる。また、リングギヤを大きくすれば、歯面荷重が低減され、歯幅の短縮による軽量化も可能になる。
【００３１】
また一方では、第１クランクギヤ、第２クランクギヤ及びアイドラギヤのそれぞれを内側に配置可能な範囲でリングギヤの直径を小さくすることもでき、エンジン取出し装置の小型化を図ることもできる。
【００３２】
更に、本発明は、リングギヤの剛性を高めて第１クランクギヤと第２クランクギヤとの同期を保つのではなく、接触歯を同一にすることで同期を保ち、これによってリングギヤの軽量化を図ることもできる。歯幅が短縮されることでエンジン出力取出し装置の軸方向の寸法を抑えることができる。
【００３３】
更にまた、アイドラギヤを軸受を介して第１クランク軸で同軸に且つ回転自在に支持することができ、第１クランク軸とアイドラギヤとが実質同期して回転するため、軸受のフリクションが発生せず、軸受の長寿命化を図ることができる。
【発明を実施するための最良の形態】
【００３４】
本発明を実施するための最良の形態を添付図に基づいて以下に説明する。なお、図面は符号の向きに見るものとする。
図１は本発明に係るエンジンの断面図であり、エンジン１０は、例えば、左シリンダ部１２と右シリンダ部１４とからなり、左シリンダ部１２と右シリンダ部１４との間に２本のクランク軸１６，１７が回転自在に取付けられた２気筒水平対向型のものである。
【００３５】
左シリンダ部１２は、左シリンダブロック２１と、この左シリンダブロック２１に設けられた左シリンダボア２２に移動自在に挿入された第１ピストン２３と、この第１ピストン２３及びクランク軸１７のそれぞれに連結された第１コネクティングロッド２６及び第３コネクティングロッド２８（不図示）と、第１ピストン２３及びクランク軸１６のそれぞれに連結された第２コネクティングロッド２７とを備える。
【００３６】
左シリンダブロック２１は、左シリンダ本体３１と、この左シリンダ本体３１の内側に嵌合させるとともに左シリンダボア２２を形成した筒状の左スリーブ３２とからなり、左シリンダ本体３１に左クランクケース３３が取付けられている。
【００３７】
ここで、４１はシリンダブロック２１の側部にヘッドガスケット（不図示）を介して取付けられた左シリンダヘッド、４２は燃焼室、４３は吸気ポート、４４は吸気バルブ、４６は排気ポート、４７は排気バルブである。
【００３８】
右シリンダ部１４は、左シリンダ部１２と基本構造は同一であり、右シリンダブロック５１と、右シリンダボア５２と、第２ピストン５３と、この第２ピストン５３及びクランク軸１６のそれぞれに連結された第４コネクティングロッド５４及び第６コネクティングロッド５６（不図示）と、第２ピストン５３及びクランク軸１７のそれぞれに連結された第５コネクティングロッド５５とを備える。
【００３９】
右シリンダブロック５１は、右シリンダ本体６１と右スリーブ６３とからなり、右シリンダ本体６１に右クランクケース６４が取付けられている。なお、７１は右シリンダヘッド、７２は燃焼室、７３は吸気ポート、７４は吸気バルブ、７６は排気ポート、７７は排気バルブ、複数の７８は左クランクケース３３と右クランクケース６４とを締結するボルト、８０は左シリンダボア２２及び右シリンダボア５２の各中心を通るシリンダ軸である。
【００４０】
図２は本発明に係るクランク軸、コネクティングロッド及びピストンの組立体を示す斜視図であり、クランク軸１６の第１クランクピン８１に第４コネクティングロッド５４（「＃４」と記した。）の大端部５４ａが連結され、クランク軸１６の第２クランクピン８２に第２コネクティングロッド２７（「＃２」と記した。）の大端部２７ａが連結され、クランク軸１６の第３クランクピン８３に第６コネクティングロッド５６（「＃６」と記した。）の大端部５６ａが連結され、クランク軸１７の第１クランクピン８６に第１コネクティングロッド２６（「＃１」と記した。）の大端部２６ａが連結され、クランク軸１７の第２クランクピン８７に第５コネクティングロッド５５（「＃５」と記した。）の大端部５５ａが連結され、クランク軸１６の第３クランクピン８８に第３コネクティングロッド２８（「＃３」と記した。）の大端部２８ａが連結され、第１コネクティングロッド２６、第２コネクティングロッド２７及び第３コネクティングロッド２８の各小端部がピストンピン（不図示）を介して第１ピストン２３に連結され、第４コネクティングロッド５４、第５コネクティングロッド５５及び第６コネクティングロッド５６の各小端部がピストンピン５７，５８を介して第２ピストン５３に連結されたことを示している。
【００４１】
このように、第１ピストン２３を３本の第１コネクティングロッド２６、第２コネクティングロッド２７及び第３コネクティングロッド２８で支持し、第２ピストン５３を３本の第４コネクティングロッド５４、第５コネクティングロッド５５及び第６コネクティングロッド５６で支持するため、第１ピストン２３及び第２ピストン５３を安定して支持することができる。
【００４２】
図３は本発明に係るエンジン出力取出し装置の断面図であり、エンジン出力取出し装置１３０は、エンジン１０（図１参照）のクランク軸１６，１７の端部が挿入されたギヤケース１３５と、クランク軸１６，１７の各端部を回転自在に支持するためにギヤケース１３５に取付けられた複数のベアリング１３６と、クランク軸１６にスプライン結合された第１クランクギヤ１３７と、クランク軸１６にベアリング１３８，１３８を介して回転自在に取付けられたアイドラギヤ１４１と、クランク軸１７にスプライン結合されるとともにアイドラギヤ１４１に噛み合う第２クランクギヤ１４２と、第１クランクギヤ１３７及びアイドラギヤ１４１に噛み合うリングギヤ１４３と、ギヤケース１３５にベアリング１４４を介して回転自在に支持されるとともにリングギヤ１４３に一体に設けられた出力軸１４６とからなる。
【００４３】
ギヤケース１３５は、有底筒状のケース本体１５１と、このケース本体１５１の開口を塞ぐケースカバー１５２と、このケースカバー１５２に取付けられたインナケース１５３とからなり、ケース本体１５１の底壁１５５で出力軸１４６をベアリング１４４を介して支持し、ケースカバー１５２及びインナケース１５３でクランク軸１６，１７を複数のベアリング１３６を介して支持する。なお、１５６，１５７はインナケース１５３に備える中間支持部及び端部支持部である。
【００４４】
第１クランクギヤ１３７の、例えば、一つの歯１３７ａは、リングギヤ１４３の、例えば、一つの内歯１４３ａに噛み合い、アイドラギヤ１４１の、例えば、一つの歯１４１ａは、第１クランクギヤ１３７が噛み合うリングギヤ１４３の内歯１４３ａに噛み合う。
【００４５】
図４（ａ），（ｂ）は本発明に係るエンジン出力取出し装置の説明図である。
（ａ）はエンジン出力取出し装置１３０（図３参照）における第１クランクギヤ１３７とリングギヤ１４３との噛み合いを示す模式図であり、第１クランクギヤ１３７は、クランク軸１６に取付けられ、リングギヤ１４３と噛み合う。
第１クランク軸１３７のピッチ円直径をＤ１、リングギヤ１４３のピッチ円直径をＤ４とすると、Ｄ１＜Ｄ４である。
【００４６】
クランク軸１６，１７間の距離（クランク軸間距離）をＬ、クランク軸１６と出力軸１４６との距離をＬ１、クランク軸１７と出力軸１４６との距離をＬ２とすると、Ｌ＝Ｌ１＋Ｌ２、Ｌ１＞Ｌ２となる。
【００４７】
（ｂ）は第２クランクギヤ１４２、アイドラギヤ１４１及びリングギヤ１４３のそれぞれの噛み合いを示す模式図である。
第２クランクギヤ１４２は、クランク軸１７に取付けられ、アイドルギヤ１４１と噛み合う。
【００４８】
アイドルギヤ１４１は、クランク軸１６にベアリング１３８を介して回転自在に支持され、リングギヤ１４３と噛み合う。
アイドルギヤ１４１とリングギヤ１４３とが噛み合う位置は、（ａ）に示した第１クランクギヤ１３７とリングギヤ１４３とが噛み合う位置と周方向で同一である。
【００４９】
第２クランクギヤ１４２、アイドルギヤ１４１の各ピッチ円直径をＤ２、Ｄ３とすると、Ｄ１＝Ｄ２＝Ｄ３＜Ｄ４、Ｌ＝Ｄ２／２＋Ｄ３／２である。
上記の（ａ），（ｂ）で示す３−３線に沿う断面に相当するものが図１である。
【００５０】
図５（ａ）〜（ｆ）は本発明に係るエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。
（ａ）は第１クランクギヤ１３７とリングギヤ１４３との噛み合いを示す模式図であり、（ｂ）は第２クランクギヤ１４２、アイドラギヤ１４１及びリングギヤ１４３のそれぞれの噛み合いを示す模式図である。
（ａ），（ｂ）において、第１クランクギヤ１３７、リンクギヤ１４３が、それぞれ矢印Ａ、矢印Ｄの向きに回転し、第２クランクギヤ１４２、アイドラギヤ１４１が、それぞれ矢印Ｂ、矢印Ｃの向きに回転するとする。
【００５１】
（ｃ）において、第１クランクギヤ１３７とリングギヤ１４３との噛み合い位置Ｅ（（ａ）参照）では、エンジンの膨張行程時は、第１クランクギヤ１３７がリングギヤ１４３よりも慣性モーメントが小さいために回転しやすく、第１クランクギヤ１３７の歯１３７ａの歯面１３７ｂがリングギヤ１４３の内歯１４３ａの歯面１４３ｂに当たる。即ち、第１クランクギヤ１３７が駆動側、リングギヤ１４３が被駆動側となる。
【００５２】
（ｅ）において、アイドラギヤ１４１とリングギヤ１４３との噛み合い位置Ｆ（（ｂ）参照）では、エンジンの膨張行程時は、アイドラギヤ１４１がリングギヤ１４３がよりも慣性モーメントが小さいために回転しやすく、アイドラギヤ１４１の歯１４１ａの歯面１４１ｂがリングギヤ１４３の内歯１４３ａの歯面１４３ｂに当たる。即ち、アイドラギヤ１４１が駆動側、リングギヤ１４３が被駆動側となる。
【００５３】
（ｄ）において、第１クランクギヤ１３７とリングギヤ１４３との噛み合い位置Ｅ（（ａ）参照）では、エンジンの圧縮行程時は、リングギヤ１４３が第１クランクギヤ１３７よりも慣性モーメントが大きいために回転し続け、リングギヤ１４３の内歯１４３ａの歯面１４３ｃが第１クランクギヤ１３７の歯１３７ｃの歯面１３７ｄに当たる。即ち、リングギヤ１４３が駆動側、第１クランクギヤ１３７が被駆動側となる。
【００５４】
（ｆ）において、アイドラギヤ１４１とリングギヤ１４３との噛み合い位置Ｆ（（ａ）参照）では、エンジンの圧縮行程時は、リングギヤ１４３がアイドラギヤ１４１よりも慣性モーメントが大きいために回転し続け、リングギヤ１４３の内歯１４３ａの歯面１４３ｃがアイドラギヤ１４１の歯１４１ｃの歯面１４１ｄに当たる。即ち、リングギヤ１４３が駆動側、アイドラギヤ１４１が被駆動側となる。
【００５５】
以上の（ａ）〜（ｆ）に示したように、エンジンの行程に拘わらず、第１クランクギヤ１３７とアイドラギヤ１４１は常にリングギヤ１４３の同一の歯に噛み合う、即ち、第１クランクギヤ１３７とアイドラギヤ１４１との回転は同期している。
【００５６】
従って、図１に示した第１ピストン２３及び第２ピストン５３には傾きが発生せず、スラップ音の発生や、第１ピストン２３及び第２ピストン５３、左シリンダボア２２及び右シリンダボア５２の摩耗等の発生を抑制することができる。
【００５７】
図６（ａ）〜（ｃ）はエンジン出力取出し装置の形状を比較する作用図である。
（ａ）に示す比較例１（図９を模式図である。）のクランク軸間距離を、（ｂ）に示す実施例（本実施形態）のクランク軸間距離Ｌに合わせると、比較例１のアウトプットギヤ２２４は、実施例のリングギヤ１４３に比べて小さくなる。
従って、アウトプットギヤ２２４の慣性モーメントが小さくなるため、別に、エンジンの回転変動を抑えるためのフライホイールが必要になる。
【００５８】
また、（ｂ）に示す比較例２（図９を模式図である。）のアウトプットギヤ２２４のピッチ円直径ＤＣを（ｂ）の実施例のリングギヤ１４３のピッチ円直径Ｄ４に合わせると、比較例２のクランク軸間距離ＬＣが実施例のクランク軸間距離Ｌよりも大きくなり、エンジン自体が大型になる。
【００５９】
図７（ａ），（ｂ）は本発明に係るエンジン出力取出し装置の別実施形態を示す模式図である。図３、図４に示した実施形態と同一構成については同一符号を付け、詳細説明は省略する。
（ａ）において、エンジン出力取出し装置１６０は、クランク軸１６とクランク軸１７との間に出力軸１４６を配置し、クランク軸１６に取付けられた第１クランクギヤ１６１をリングギヤ１４３に噛み合わせたものである。
【００６０】
（ｂ）において、エンジン出力取出し装置１６０は、第１クランク軸１６にベアリング１３８を介して回転自在にアイドラギヤ１６２を取付け、このアイドラギヤ１６２をリングギヤ１４３に噛み合わせ、第２クランク軸１７に第２クランクギヤ１６３を取付け、この第２クランクギヤ１６３をアイドラギヤ１６２に噛み合わせたものである。
【００６１】
以上の（ａ），（ｂ）に示したように、クランク軸１６とクランク軸１７とを結ぶ線上に出力軸１４６を配置することで、第１クランクギヤ１６２及び第２クランクギヤ１６３のピッチ円直径を大きくすることができ、減速比を小さくすることができる。
【００６２】
以上の図１、図３及び図４に示したように、エンジン１０に平行配列された２本の第１クランク軸１６及び第２クランク軸１７から出力を取り出すエンジン出力取出し装置１３０において、第１クランク軸１６に取付けられた第１クランクギヤ１３７と、第２クランク軸１７に取付けられた第２クランクギヤ１４２と、第１クランクギヤ１３７と第２クランクギヤ１４２とを囲む形で配列され、第１クランクギヤ１３７と噛み合う内歯を備えるリングギヤ１４３と、第１クランク軸１６に対して同軸上にベアリング１３８を介して回動自在に支持され、一方が第２クランクギヤ１４２と噛み合い、他方がリングギヤ１４３の内歯と噛み合うアイドラギヤ１４１とで構成されることにより、第１クランクギヤ１３７及びアイドラギヤ１４１が同一のリングギヤ１４３の内歯に噛み合うので、第１クランクギヤ１３７が噛み合うリングギヤ１４３の内歯と、アイドラギヤ１４１が噛み合うリングギヤ１４３の内歯とを同一歯とすることで、高負荷・高回転時でのリングギヤ１４３の変形や花びら共振（花びら状の変形を伴う共振）が起きても、第１クランクギヤ１３７とアイドラギヤ１４１、即ち、第１クランクギヤ１３７と第２クランクギヤ１４２と回転を常に同期させることができ、第１ピストン２３、第２ピストン５３の倒れを防止することができ、スラップ音発生や第１ピストン２３、第２ピストン５３、左シリンダボア２２及び右シリンダボア５２の摩耗を抑制することができる。
【００６３】
また、第１クランクギヤ１３７、第２クランクギヤ１４２及びアイドラギヤ１４１がリングギヤ１４３の内部に配置されているので、リングギヤ１４３の直径を従来のものに対して大きく設定することができる。従って、減速比を大きくする場合でも、各ギヤのモジュールを大きくする必要がなく、摩擦損失が増大することがない。また、リンクギヤ１４３の慣性モーメントを大きくすることができるため、別途フライホイールを設ける必要がなく、部品数の削減及びコストダウンを図ることができる。また、リングギヤ１４３を大きくすれば、歯面荷重が低減され、歯幅の短縮による軽量化も可能になる。
【００６４】
また一方では、第１クランクギヤ１３７、第２クランクギヤ１４２及びアイドラギヤ１４１のそれぞれを内側に配置可能な範囲でリングギヤ１４３の直径を小さくすることもでき、エンジン取出し装置１３０の小型化を図ることもできる。
【００６５】
更に、本発明は、リングギヤ１４３の剛性を高めて第１クランクギヤ１３７と第２クランクギヤ１４２との同期を保つのではなく、接触歯を同一にすることで同期を保ち、これによってリングギヤ１４３の軽量化を図ることもできる。歯幅が短縮されることでエンジン出力取出し装置１３０の軸方向の寸法を抑えることができる。
【００６６】
更にまた、アイドラギヤ１４１をベアリング１３８を介してクランク軸１６で同軸に且つ回転自在に支持することができ、クランク軸１６とアイドラギヤ１４１とが実質同期して回転するため、ベアリング１３８のフリクションが発生せず、ベアリング１３８の長寿命化を図ることができる。
【産業上の利用可能性】
【００６７】
本発明のエンジン出力取出し装置は、パラレルクランク式のエンジンに好適である。
【図面の簡単な説明】
【００６８】
【図１】本発明に係るエンジンの断面図である。
【図２】本発明に係るクランク軸、コネクティングロッド及びピストンの組立体を示す斜視図である。
【図３】本発明に係るエンジン出力取出し装置の断面図である。
【図４】本発明に係るエンジン出力取出し装置の説明図である。
【図５】本発明に係るエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。
【図６】エンジン出力取出し装置の形状を比較する作用図である。
【図７】本発明に係るエンジン出力取出し装置の別実施形態を示す模式図である。
【図８】従来のエンジン出力取出し装置の側面図である。
【図９】従来のエンジン出力取出し装置の側面図である。
【図１０】図８に示したエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。
【図１１】図９に示したエンジン出力取出し装置の作用を示す作用図である。
【符号の説明】
【００６９】
１０…エンジン、１６…第１クランク軸（クランク軸）、１７…第２クランク軸（クランク軸）、１３０，１６０…エンジン出力取出し装置、１３７，１６１…第１クランクギヤ、１３８…軸受（ベアリング）、１４１，１６２…アイドラギヤ、１４２，１６３…第２クランクギヤ、１４３…リングギヤ。
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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