JP2009167912A - Engine - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide an engine in which a load acting between respective meshing surfaces of two noncircular gears meshing each other is reduced, and a rated speed can be set at a high level. <P>SOLUTION: In the engine, a drive side noncircular gear 25 is attached on a drive shaft 6a connected to a crankshaft 6, a driven side noncircular gear 26 meshing with the drive side noncircular gear 25 is attached on an output shaft 24 disposed in parallel to the crankshaft 6, and the rotation of the noncircular gears 25, 26 converts the periodic nonuniform speed rotation of the crankshaft 6 into uniform rotation. A gear ratio ε between meshing surfaces of the noncircular gears 25, 26 is set for each crank angle θ to a value at which a change in a periodic angular speed ω1 of the crankshaft 6 is permitted and the output shaft 24 is rotated at a constant speed. The load acting between the meshing surfaces of the two noncircular gears meshing with each other can be reduced because the gear ratio ε is set to the value at which a change in the periodic angular speed ω1 of the crankshaft 6 is permitted. <P>COPYRIGHT: (C)2009,JPO&INPIT

Description

本発明は、クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に出力軸を等速回転させることのできるエンジンに関する。   The present invention relates to an engine capable of allowing a periodic angular velocity change of a crankshaft and rotating an output shaft at a constant speed.

従来、オットサイクル機関において、熱効率を上昇させて出力を向上させる手段として、圧縮比（≒膨張比）を高めることが知られているが、圧縮比を単に高くするだけでは、ノッキングの発生を招くことになる。特に、高負荷運転状態においては燃焼圧力が高くなるため、ノッキングを生じ易い。   Conventionally, it is known to increase the compression ratio (≈expansion ratio) as a means for increasing the thermal efficiency and improving the output in an OT cycle engine, but simply increasing the compression ratio causes knocking. It will be. In particular, knocking is likely to occur because the combustion pressure increases in a high-load operation state.

そのため、一般には、点火時期を制御し、ノッキング発生を検知したときは、点火時期を直ちに遅角補正してノッキングの発生を防止するようにしている。しかし、点火時期を遅角させると、燃焼室内の最高燃焼圧力が低くなり、熱効率が低下し、その分、出力が低下する不都合がある。   Therefore, generally, when the ignition timing is controlled and the occurrence of knocking is detected, the ignition timing is immediately retarded to prevent the occurrence of knocking. However, when the ignition timing is retarded, the maximum combustion pressure in the combustion chamber is lowered, and the thermal efficiency is lowered, and there is a disadvantage that the output is reduced correspondingly.

その対策として、本出願人は、特許文献１（特開２００５−２９１１０３号公報）や特許文献２（特開２００７−１３８８１８号公報）において、クランク軸の軸端とクランク軸に平行な出力軸の軸端とに、互いに噛合する一対の非円形歯車を配設し、この両非円形歯車の相互回転により、クランク軸の回転を上死点を挟む前後において速くする不等速回転とすることで、ノッキングの発生を有効に回避する技術を提案した。
特開２００５−２９１１０３号公報 特開２００７−１３８８１８号公報 As a countermeasure against this, the applicant of Patent Document 1 (Japanese Patent Application Laid-Open No. 2005-291103) and Patent Document 2 (Japanese Patent Application Laid-Open No. 2007-138818) uses an output shaft parallel to the shaft end of the crankshaft and the crankshaft. A pair of non-circular gears meshing with each other are arranged at the shaft end, and by rotating both the non-circular gears, the crankshaft is rotated at an infinite speed before and after the top dead center. A technology to effectively avoid the occurrence of knocking was proposed.
JP 2005-291103 A JP 2007-138818 A

上述した特許文献１や特許文献２に記載されている技術によれば、クランク軸が一定の周期で不等速回転していても、互いに噛合する一対の非円形歯車を介して出力軸から出力される回転は等速回転されるため安定した出力を得ることができる。   According to the techniques described in Patent Document 1 and Patent Document 2 described above, even if the crankshaft rotates at an infinite speed at a constant cycle, the output is output from the output shaft via a pair of non-circular gears that mesh with each other. Since the rotation is performed at a constant speed, a stable output can be obtained.

しかし、特許文献１や特許文献２に開示されている技術では、一対の非円形歯車にかかる応力が考慮されておらず、エンジン回転数の増加に伴い応力が非線形で増大してしまう。従って、上述した各文献に開示されている技術では、エンジン回転数を必要以上に上昇させることができず、従って、エンジンの定格回転数を低く設定する必要があり、適用範囲が限定されてしまう不都合がある。   However, in the technologies disclosed in Patent Document 1 and Patent Document 2, the stress applied to the pair of non-circular gears is not taken into consideration, and the stress increases nonlinearly as the engine speed increases. Therefore, in the techniques disclosed in the above-mentioned documents, the engine speed cannot be increased more than necessary, and therefore, the rated speed of the engine needs to be set low, and the application range is limited. There is an inconvenience.

本発明は、上記事情に鑑み、互いに噛合する非円形歯車の噛合面間にかかる応力を考慮し、エンジン回転数を上昇させても一対の歯車の噛合面間にかかる負担を軽減して、定格回転数を高く設定することのできるエンジンを提供することを目的とする。   In view of the above circumstances, the present invention considers the stress applied between the meshing surfaces of the non-circular gears meshing with each other, and reduces the load applied between the meshing surfaces of the pair of gears even if the engine speed is increased. An object of the present invention is to provide an engine capable of setting a high rotational speed.

上記目的を達成するため本発明は、クランク軸の出力側に駆動側非円形歯車を配設し、該クランク軸と平行に配設されている出力軸に前記駆動側非円形歯車に噛合する従動側非円形歯車を配設し、該両非円形歯車の回転により、クランク軸の周期的な不等速回転を等速回転に変換するエンジンにおいて、上記両非円形歯車の噛合面間のギヤ比を、前記クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に前記出力軸を等速回転させる値に、クランク角毎に設定したことを特徴とする。   To achieve the above object, according to the present invention, a driven non-circular gear is disposed on the output side of a crankshaft, and a driven non-circular gear meshed with an output shaft disposed in parallel with the crankshaft. In an engine in which a non-circular gear on the side is disposed and the periodic non-uniform rotation of the crankshaft is converted into a uniform rotation by rotation of the non-circular gears, a gear ratio between the meshing surfaces of the non-circular gears is determined. Is set for each crank angle so as to allow a change in the periodic angular velocity of the crankshaft and to rotate the output shaft at a constant speed.

本発明によれば、両非円形歯車の噛合面間のギヤ比を、クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に出力軸を等速回転させる値にクランク角毎に設定したので、互いに噛合する非円形歯車の噛合面間にかかる負担が軽減され、従って、定格回転数を高く設定することができ、広い汎用性を得ることができる。   According to the present invention, since the gear ratio between the meshing surfaces of both non-circular gears is set for each crank angle at a value that allows the periodic angular velocity of the crankshaft to change and rotates the output shaft at a constant speed, The load applied between the meshing surfaces of the meshed non-circular gears is reduced, and therefore the rated rotational speed can be set high and a wide versatility can be obtained.

以下、図面に基づいて本発明の一実施形態を説明する。   Hereinafter, an embodiment of the present invention will be described with reference to the drawings.

［第１実施形態］
図１〜図４に本発明の第１実施形態を示す。図１は４サイクル４気筒エンジンの正面図、図２は４サイクル４気筒エンジンの側面スケルトーン図である。 [First Embodiment]
1 to 4 show a first embodiment of the present invention. FIG. 1 is a front view of a 4-cycle 4-cylinder engine, and FIG. 2 is a side skeleton diagram of the 4-cycle 4-cylinder engine.

同図には、ＯＨＣタイプの４気筒４サイクルエンジン(以下、単に「エンジン」と称する)１Ａが示されている。このエンジン１Ａのエンジン本体２に、クランクケース３とシリンダブロック４とが形成され、このシリンダブロック４の上面にシリンダヘッド５が取付けられている。   FIG. 1 shows an OHC type four-cylinder four-cycle engine (hereinafter simply referred to as “engine”) 1A. A crankcase 3 and a cylinder block 4 are formed on the engine body 2 of the engine 1 </ b> A, and a cylinder head 5 is attached to the upper surface of the cylinder block 4.

クランクケース３にはクランク軸６が内装され、その両端がクランクケース３に軸受け(図示せず)を介して回動自在に支持されている。このクランク軸６に、＃１〜＃４気筒に挿通されるピストン１１がコンロッド１０を介して各々連設されている。図２に示すように、本実施形態で採用するエンジン１Ａは、点火順が＃１→＃３→＃４→＃２の等間隔燃焼に設定されている。従って、気筒＃１が圧縮上死点にあるとき、気筒＃３が吸気下死点にあり、気筒＃４が排気上死点にあり、又、気筒＃２が膨張下死点にある。このように、４サイクル４気筒エンジンでは、各ピストン１１が１８０[deg-CA(クランク角度)]毎に、上死点或いは下死点の何れかに位置している。   A crankshaft 6 is housed in the crankcase 3 and both ends thereof are rotatably supported by the crankcase 3 via bearings (not shown). Pistons 11 inserted into the # 1 to # 4 cylinders are connected to the crankshaft 6 via connecting rods 10, respectively. As shown in FIG. 2, in the engine 1A employed in the present embodiment, the ignition order is set to equal interval combustion of # 1 → # 3 → # 4 → # 2. Therefore, when cylinder # 1 is at compression top dead center, cylinder # 3 is at intake bottom dead center, cylinder # 4 is at exhaust top dead center, and cylinder # 2 is at expansion bottom dead center. Thus, in the 4-cycle 4-cylinder engine, each piston 11 is positioned at either the top dead center or the bottom dead center every 180 [deg-CA (crank angle)].

又、シリンダヘッド５には、燃焼室（図示せず）に連通する吸気通路１３と排気通路１４とが形成されている。又、このシリンダヘッド５の上面に動弁室２０（図２参照）が形成され、この動弁室２０が動弁カバー２１で覆われている。この動弁室２０にカム軸２２が横設されている。このカム軸２２はクランク軸６の回転に対して１／２の回転数で回転しており、このカム軸２２に、吸気カム２３ａ、排気カム２３ｂが、各気筒＃１〜＃４毎に設けられており、この各吸気カム２３ａ、排気カム２３ｂに、燃焼室（図示せず）と吸気通路１３との間を開閉する吸気弁１５と、燃焼室（図示せず）と排気通路１４との間を開閉する排気弁１６とが連設されている。   The cylinder head 5 is formed with an intake passage 13 and an exhaust passage 14 communicating with a combustion chamber (not shown). A valve operating chamber 20 (see FIG. 2) is formed on the upper surface of the cylinder head 5, and the valve operating chamber 20 is covered with a valve operating cover 21. A cam shaft 22 is provided horizontally in the valve train chamber 20. The camshaft 22 rotates at a half speed relative to the rotation of the crankshaft 6, and the camshaft 22 is provided with an intake cam 23a and an exhaust cam 23b for each cylinder # 1 to # 4. The intake cams 15a and the exhaust cams 23b are connected to an intake valve 15 that opens and closes between a combustion chamber (not shown) and the intake passage 13, and a combustion chamber (not shown) and the exhaust passage 14. An exhaust valve 16 that opens and closes is provided continuously.

又、クランク軸６の一端に、クランクケース３から外方に突出されている駆動軸６ａが連続形成されており、この駆動軸６ａがクランクケース３の側面から外方へ突出されている。又、この駆動軸６ａが突出されているクランクケース３の側壁に、出力軸２４が配設されている。この出力軸２４は、駆動軸６ａの上方で、この駆動軸６ａに沿って平行に配設されている。この出力軸２４に、駆動側タイミングギヤ２７とフライホイール３０とが軸着されていると共に、発電機、走行負荷等の負荷発生手段が変速機を介して或いは直接的に連設される。   A drive shaft 6 a protruding outward from the crankcase 3 is continuously formed at one end of the crankshaft 6, and the drive shaft 6 a protrudes outward from the side surface of the crankcase 3. An output shaft 24 is disposed on the side wall of the crankcase 3 from which the drive shaft 6a is projected. The output shaft 24 is disposed above and parallel to the drive shaft 6a. A drive-side timing gear 27 and a flywheel 30 are attached to the output shaft 24, and load generating means such as a generator and a traveling load are connected to each other via a transmission or directly.

この駆動軸６ａと出力軸２４とに、互いに噛合する一対の駆動側非円形歯車２５と従動側非円形歯車２６との軸芯が各々軸着されている。尚、図においては、便宜的に、駆動側非円形歯車２５と従動側非円形歯車２６とをピッチ円で表す。又、この両非円形歯車２５，２６の詳細な諸元については後述する。クランク軸６を回転させると、互いに噛合する両非円形歯車２５，２６のギヤ比が連続的に変化して、クランク軸６の周期的な不等速回転が許容されると共に、従動側非円形歯車２６を軸支する出力軸２４が等速回転される。その結果、クランク軸６の回転速度をピストン１１の上死点を挟む前後では、速くすることでノッキングの発生が回避され、又、出力軸２４は等速回転とすることでサージ振動の低減を図ることができる。   The drive shaft 6a and the output shaft 24 are respectively fitted with shafts of a pair of drive-side non-circular gears 25 and driven-side non-circular gears 26 that mesh with each other. In the drawing, for convenience, the drive-side non-circular gear 25 and the driven-side non-circular gear 26 are represented by pitch circles. Detailed specifications of the non-circular gears 25 and 26 will be described later. When the crankshaft 6 is rotated, the gear ratio of the non-circular gears 25 and 26 meshing with each other changes continuously, allowing periodic non-uniform rotation of the crankshaft 6 and non-circularity on the driven side. The output shaft 24 that supports the gear 26 is rotated at a constant speed. As a result, the speed of the crankshaft 6 is increased before and after the top dead center of the piston 11 to prevent knocking, and the output shaft 24 is rotated at a constant speed to reduce surge vibration. You can plan.

又、出力軸２４に軸着されている駆動側タイミングギヤ２７とカム軸２２の軸端に軸着されている従動側タイミングギヤ２８とがタイミングベルト２９を介して連設されている。この従動側タイミングギヤ２８の歯数は、駆動側タイミングギヤ２７の歯数の２倍（歯数比2.0）に設定されており、従って、カム軸２２は出力軸２４の回転数に対して、１／２の回転数で回転する。尚、後述するように、この出力軸２４は等速回転するため、カム軸２２はクランク軸６の不等速回転の影響を受けることなく等速回転させることができる。又、図示しないが吸気弁１５の直上流には、噴射方向を吸気弁１５に指向するインジェクタが配設されている。   Further, a driving side timing gear 27 attached to the output shaft 24 and a driven side timing gear 28 attached to the shaft end of the cam shaft 22 are connected via a timing belt 29. The number of teeth of the driven side timing gear 28 is set to twice the number of teeth of the driving side timing gear 27 (tooth number ratio 2.0). Rotates at 1/2 the number of revolutions. As will be described later, since the output shaft 24 rotates at a constant speed, the cam shaft 22 can be rotated at a constant speed without being affected by the non-uniform rotation of the crankshaft 6. Although not shown, an injector that directs the injection direction toward the intake valve 15 is disposed immediately upstream of the intake valve 15.

ところで、ピストン１１を含む直線運動を行うピストン系に発生する運動エネルギと、このピストン系の直線運動を回転運動に変換するクランク軸６を含む回転系に発生する回転エネルギとは、エネルギ保存則から鑑みた場合、運動エネルギ＋回転エネルギ＝一定でなければならない。図１０（ａ）には、クランク軸６に、フライホイール３０を含む外的な負荷が印加されず、ピストン１１に発生する圧縮時及び燃焼時の押圧力も印加されない状態でエンジン１Ａを駆動させた場合（回転速度：2000[rpm]）のエネルギ変動が示されている。尚、同図において、０[deg-CA]、及びその前後の１８０[deg-CA]、−１８０[deg-CA]は、各ピストン１１の上死点及び下死点を示す。   By the way, the kinetic energy generated in the piston system that performs linear motion including the piston 11 and the rotational energy generated in the rotational system including the crankshaft 6 that converts the linear motion of the piston system into rotational motion are based on the energy conservation law. In consideration, kinetic energy + rotational energy = constant. In FIG. 10 (a), the engine 1A is driven in a state where no external load including the flywheel 30 is applied to the crankshaft 6 and no pressing force is applied to the piston 11 during compression and combustion. In this case, the energy fluctuation is shown (rotation speed: 2000 [rpm]). In the figure, 0 [deg-CA] and 180 [deg-CA] and -180 [deg-CA] before and after that indicate the top dead center and the bottom dead center of each piston 11.

同図に破線で示すピストン系に作用するエネルギは燃焼により発生するため、各気筒＃１〜＃４が上述した点火順に従って燃焼行程を迎えることで、１８０[deg-CA]周期で変動する。その結果、同図に実線で示すように、回転系のエネルギは、中間ストローク（図の−９０，９０[deg-CA]）付近で遅く回転し、上死点及び下死点（図の０，１８０，−１８０[deg-CA]）を挟む前後で早く回転する。従って、同図に太線で示すように、ピストン系のエネルギ＋回転系のエネルギ＝一定となる。   Since energy acting on the piston system indicated by a broken line in the figure is generated by combustion, the cylinders # 1 to # 4 change in a cycle of 180 [deg-CA] as they reach the combustion stroke in accordance with the ignition order described above. As a result, as indicated by the solid line in the figure, the energy of the rotating system rotates slowly around the intermediate stroke (-90, 90 [deg-CA] in the figure), and the top dead center and the bottom dead center (0 in the figure). , 180, -180 [deg-CA]) before and after sandwiching. Therefore, as indicated by a thick line in the figure, the energy of the piston system + the energy of the rotating system = constant.

このように、回転系では、回転速度を上死点付近で速くすることでノッキング抑制と冷却損失の低減との双方を満足させることができる。しかし、この場合、同図（ｂ）に示すように、フライホイール３０がないため、クランク軸６の角速度[rad/sec]が、１８０[deg-CA]周期で大きく変化してしまう。   As described above, in the rotating system, it is possible to satisfy both the knocking suppression and the cooling loss reduction by increasing the rotation speed near the top dead center. However, in this case, as shown in FIG. 4B, since the flywheel 30 is not provided, the angular velocity [rad / sec] of the crankshaft 6 greatly changes in a cycle of 180 [deg-CA].

従って、クランク軸６に発生する角速度の周期的な変化を許容しつつ、出力軸２４側の出力系を等速回転させることができれば、サージ振動を抑えることも可能となる。サージ振動を抑制することができれば、フライホイール３０にはサージ振動抑制の機能を担わせる必要がなくなるので、燃焼による駆動トルクを平滑化するための機能のみを担わせれば良くなる。その結果、フライホイール３０の軽量化を実現することができ、フライホイール３０の軽量化によりレスポンス特性、及び燃費を改善することができる。   Therefore, if the output system on the output shaft 24 side can be rotated at a constant speed while permitting periodic changes in the angular velocity generated in the crankshaft 6, surge vibration can be suppressed. If the surge vibration can be suppressed, the flywheel 30 does not need to have the function of suppressing the surge vibration, and therefore, only the function for smoothing the driving torque due to the combustion is required. As a result, weight reduction of the flywheel 30 can be realized, and response characteristics and fuel consumption can be improved by weight reduction of the flywheel 30.

従って、上述した図１０（ｂ）に示すクランク軸６の角速度[rad/sec]の周期的な変動を、互いに噛合する両非円形歯車２５，２６の角速度差により吸収すれば、両非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる負担を軽減することができ、回転系は非等速回転、出力系は等速回転とすることができる。尚、両非円形歯車２５，２６の噛合面をヘリカルギヤで形成すれば、伝達効率が良くなる。   Therefore, if the periodic fluctuation of the angular velocity [rad / sec] of the crankshaft 6 shown in FIG. 10B is absorbed by the angular velocity difference between the non-circular gears 25 and 26 meshing with each other, both non-circular gears. The load applied between the meshing surfaces 25 and 26 can be reduced, and the rotating system can be rotated at non-constant speed and the output system can be rotated at constant speed. If the meshing surfaces of the non-circular gears 25 and 26 are formed of helical gears, the transmission efficiency is improved.

具体的には、互いに噛合する非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のギヤ比ε（θ）を、クランク軸６の周期的な角速度の変化（図１０(b)参照）を相殺する値、すなわち、図３に示すように設定することで実現する。尚、ギヤ比ε（θ）は、駆動側非円形歯車２５のピッチ円半径をｒ１、従動側非円形歯車２６のピッチ円半径をｒ２とした場合、
ε（θ）＝ｒ２（θ）／ｒ１（θ）
で表される。 Specifically, the gear ratio ε (θ) for each crank angle θ of the non-circular gears 25, 26 meshing with each other is a value that cancels the periodic change in angular velocity of the crankshaft 6 (see FIG. 10B). That is, it is realized by setting as shown in FIG. The gear ratio ε (θ) is set such that the pitch circle radius of the drive-side non-circular gear 25 is r1, and the pitch circle radius of the driven-side non-circular gear 26 is r2.
ε (θ) = r2 (θ) / r1 (θ)
It is represented by

本出願人は、クランク角θ毎のギヤ比ε（θ）を、次式（１）に示す近似式から求めることで、両非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる負担を軽減することができ、回転系は非等速回転、出力系は等速回転とすることができることを解析した。尚、この場合、両非円形歯車２５，２６の歯数は同一である。又、非円形歯車２５，２６の軸間距離Ｌは固定されているため、
ｒ１（θ）＋ｒ２（θ）＝Ｌ（固定）
である。

The present applicant reduces the burden applied between the meshing surfaces of the non-circular gears 25 and 26 by obtaining the gear ratio ε (θ) for each crank angle θ from the approximate expression shown in the following expression (1). It was analyzed that the rotation system could be non-constant speed rotation and the output system could be constant speed rotation. In this case, both the non-circular gears 25 and 26 have the same number of teeth. In addition, since the inter-axis distance L of the non-circular gears 25 and 26 is fixed,
r1 (θ) + r2 (θ) = L (fixed)
It is.

ここで、Ｂｆはバランスファクタ、lnは対数関数、ｋは固定値、ｌはコンロッド１０の長さ[m]、γはクランク軸６の回転半径（ピストンストローク／２）[m]である。尚、バランスファクタＢｆは、ピストン系と回転系との重量配分比であり、
Ｂｆ＝Ｍｃｗ／Ｍｐ …（２）
から算出することができる。ここで、Ｍｃｗはクランク軸６及びフライホイール３０を含む回転系の総重量[Kg]、Ｍｐは気筒数分（４個分）のピストン１１及びコンロッド１０を含むピストン系の総重量[Kg]である。このバランスファクタＢｆは、採用するエンジンに応じて最適な値を設定する。尚、本実施形態では、Ｂｆ＝１に設定している。 Here, Bf is a balance factor, ln is a logarithmic function, k is a fixed value, l is the length [m] of the connecting rod 10, and [gamma] is the radius of rotation of the crankshaft 6 (piston stroke / 2) [m]. The balance factor Bf is a weight distribution ratio between the piston system and the rotating system.
Bf = Mcw / Mp (2)
It can be calculated from Here, Mcw is the total weight [Kg] of the rotating system including the crankshaft 6 and the flywheel 30, and Mp is the total weight [Kg] of the piston system including the piston 11 and the connecting rod 10 corresponding to the number of cylinders (four). is there. The balance factor Bf is set to an optimum value according to the engine to be used. In this embodiment, Bf = 1 is set.

ところで、ギヤ比ε（θ）は、
ε（θ）＝ｒ２（θ）／ｒ１（θ）＝ω２（θ）／ω１（θ） …（３）
である。ここで、ω１（θ）は駆動側非円形歯車２５のクランク角θ毎の角速度、ω２（θ）は従動側非円形歯車２６のクランク角θ毎の角速度である。 By the way, the gear ratio ε (θ) is
ε (θ) = r2 (θ) / r1 (θ) = ω2 (θ) / ω1 (θ) (3)
It is. Here, ω1 (θ) is an angular velocity for each crank angle θ of the driving-side non-circular gear 25, and ω2 (θ) is an angular velocity for each crank angle θ of the driven-side non-circular gear 26.

又、ピストン系のエネルギと回転系のエネルギの合計Ｅは一定（エネルギ保存則）であり、これを式に表せば、
Ｅ＝［（１／２）・Ｉ・ω１^２］＋［（１／２）・Ｍｐ・ｕ^２ …（４）
となる。ここで、右辺第一項が回転系のエネルギ、右辺第二項がピストン系のエネルギである。又、Ｉは回転系の回転モーメント、Ｍｐはピストン系の総重量、ｕはピストン速度である。 Also, the sum E of the energy of the piston system and the energy of the rotating system is constant (energy conservation law).
E = [(1/2) · I · ω1 ² ] + [(1/2) · Mp · u ² (4)
It becomes. Here, the first term on the right side is the energy of the rotating system, and the second term on the right side is the energy of the piston system. I is the rotational moment of the rotating system, Mp is the total weight of the piston system, and u is the piston speed.

ピストン速度ｕは、クランク軸６（＝駆動側非円形歯車２５）の角速度ω１と、クランク軸６の回転半径γ、及びコンロッド１０の長さｌに基づき、次式（５）から算出することができる。

The piston speed u can be calculated from the following equation (5) based on the angular speed ω1 of the crankshaft 6 (= drive-side non-circular gear 25), the rotation radius γ of the crankshaft 6, and the length l of the connecting rod 10. it can.

そして、（４）式に（５）式を代入し、（４）式から駆動側非円形歯車２５の角速度ω１を求める。次いで、クランク角θ毎の角速度ω１（θ）とギヤ比ε（θ）とに基づき、従動側非円形歯車２６の角速度ω２を求める。そして、クランク角毎の各角速度ω１（θ），ω２（θ）に基づいて、両非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のピッチ円半径ｒ１（θ），ｒ２（θ）を算出する。   Then, the equation (5) is substituted into the equation (4), and the angular velocity ω1 of the driving side non-circular gear 25 is obtained from the equation (4). Next, the angular velocity ω2 of the driven non-circular gear 26 is obtained based on the angular velocity ω1 (θ) for each crank angle θ and the gear ratio ε (θ). Based on the angular velocities ω1 (θ) and ω2 (θ) for each crank angle, pitch circle radii r1 (θ) and r2 (θ) for the crank angles θ of both non-circular gears 25 and 26 are calculated.

このようにして求めた駆動側非円形歯車２５、及び従動側非円形歯車２６を、図１、図２に示すように、クランク軸６と出力軸２４との間に介装することで、図１０（ｂ）に示すようなクランク軸６の周期的な不等速回転が許容され、且つ出力軸２４を等速回転させることができる。ところで、互いに噛合する歯車の噛合面間にかかる応力は、角速度の二乗で増加する。従って、図４に破線で示すように、上述した特許文献１に開示されている従来の一対の非円形歯車では、歯車の噛合面間にかかる応力を考慮しないでギヤ比が設定されているため、比較的低いエンジン回転数Ｎαで、両非円形歯車の噛合面に作用する応力が限界に達してしまう。   The drive-side non-circular gear 25 and the driven-side non-circular gear 26 thus obtained are interposed between the crankshaft 6 and the output shaft 24 as shown in FIGS. The crankshaft 6 is allowed to rotate at a nonuniform speed as shown in FIG. 10B, and the output shaft 24 can be rotated at a constant speed. By the way, the stress applied between the meshing surfaces of the gears meshing with each other increases with the square of the angular velocity. Therefore, as shown by a broken line in FIG. 4, in the conventional pair of non-circular gears disclosed in Patent Document 1 described above, the gear ratio is set without considering the stress applied between the meshing surfaces of the gears. At a relatively low engine speed Nα, the stress acting on the meshing surfaces of both non-circular gears reaches the limit.

これに対し、本実施形態による駆動側非円形歯車２５と従動側非円形歯車２６は、周期的に不等速回転するクランク軸６の回転に併せてギヤ比εをクランク角θ毎に設定したので、噛合面間にかかる応力（負担）を軽減することができる。   On the other hand, the drive-side non-circular gear 25 and the driven-side non-circular gear 26 according to the present embodiment set the gear ratio ε for each crank angle θ in accordance with the rotation of the crankshaft 6 that periodically rotates at a non-uniform speed. Therefore, the stress (burden) applied between the meshing surfaces can be reduced.

従って、図４に太線で示すように、本実施形態による一対の非円形歯車２５，２６を用いることで、上死点、及び下死点を挟む前後でのピストン変位速度を速めてノッキングを回避させても、非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる応力が少なく、この噛合面にかかる応力の限界（限界応力）に対して余裕を持たせることができる。この場合、非円形歯車２５，２６の噛合面間には、圧縮、及び燃焼により発生する応力もかかるが、この応力はエンジン回転数の上昇に対してほぼ一定値であり、この応力は非円形歯車２５，２６の材質や、噛み合い剛性等の歯車強度で充分に対応することができる。   Therefore, as shown by a thick line in FIG. 4, by using the pair of non-circular gears 25 and 26 according to the present embodiment, the piston displacement speed before and after the top dead center and the bottom dead center is increased to avoid knocking. Even if it does, there is little stress applied between the meshing surfaces of the non-circular gears 25, 26, and a margin can be provided for the limit of stress (limit stress) applied to the meshing surfaces. In this case, a stress generated by compression and combustion is also applied between the meshing surfaces of the non-circular gears 25 and 26, but this stress is a substantially constant value with respect to an increase in engine speed, and this stress is non-circular. The gears 25 and 26 can be sufficiently handled by the material of the gears and the gear strength such as the meshing rigidity.

すなわち、図４に示すようにエンジン１Ａの定格回転数をＮβとし、上述した計算式に基づいて形成した両非円形歯車２５，２６の噛合面間に発生する応力が太線で示す特性を示した場合、この特性と定格回転数Ｎβとの交点と、定格回転数Ｎβと限界応力との交点との間が余裕応力（両非円形歯車２５，２６の噛合面間の強度からピストン１１に印加される爆発応力を減算した値）となる。   That is, as shown in FIG. 4, the rated rotational speed of the engine 1A is Nβ, and the stress generated between the meshing surfaces of the non-circular gears 25 and 26 formed on the basis of the above-described calculation formula is shown by a thick line. In this case, the margin between the intersection of this characteristic and the rated rotational speed Nβ and the intersection of the rated rotational speed Nβ and the limit stress is applied to the piston 11 due to the strength between the meshing surfaces of the non-circular gears 25 and 26. The value obtained by subtracting the explosion stress.

従って、両非円形歯車２５，２６の噛合面間のギヤ比ε（θ）は、上述した計算式から求めた値であれば、エンジンの定格回転数を限界応力に達する域まで高めることができる。或いは、上述した計算式から求めたギヤ比ε（θ）自体を、予め設定した定格回転数Ｎβにおいて限界応力に達する値まで修正することができる。ギヤ比ε（θ）を限界応力に達する値まで修正することで、ピストン１１の上死点を挟む前後の変位速度を、出力軸２４の等速回転を維持した状態で更に速めることが可能となり、ノック抑制効果を更に向上させることができる。   Therefore, if the gear ratio ε (θ) between the meshing surfaces of the non-circular gears 25 and 26 is a value obtained from the above-described calculation formula, the rated rotational speed of the engine can be increased to a range where the critical stress is reached. . Or gear ratio (epsilon) ((theta)) itself calculated | required from the formula mentioned above can be corrected to the value which reaches a limit stress in preset rotation speed N (beta). By correcting the gear ratio ε (θ) to a value that reaches the critical stress, it becomes possible to further increase the displacement speed before and after the top dead center of the piston 11 while maintaining the constant speed rotation of the output shaft 24. Further, the knock suppression effect can be further improved.

［第２実施形態］
図５〜図７に本発明の第２実施形態を示す。図５は４サイクル２気筒エンジンの側面スケルトーン図、図６は互いに噛合する一対の非円形歯車をピッチ円で表した概略図である。尚、第１実施形態と同一構成については同一の符号を付して説明を省略する。 [Second Embodiment]
5 to 7 show a second embodiment of the present invention. FIG. 5 is a side skeleton diagram of a four-cycle two-cylinder engine, and FIG. 6 is a schematic diagram showing a pair of non-circular gears meshed with each other by pitch circles. In addition, about the same structure as 1st Embodiment, the same code | symbol is attached | subjected and description is abbreviate | omitted.

上述した第１実施形態による一対の非円形歯車２５，２６の諸元を設定する方法は、４サイクルエンジンであって、等間隔燃焼で、且つ同時に上死点或いは下死点となるタイミングに設定されているものであれば、４気筒以外のエンジンにも適用することができる。   The method of setting the specifications of the pair of non-circular gears 25 and 26 according to the first embodiment described above is a four-cycle engine, and is set to the timing at which the top dead center or the bottom dead center is set at the same time by equal combustion. It can be applied to engines other than four cylinders.

本実施形態では、第１実施形態に示した一対の非円形歯車２５，２６の諸元を設定する方法を、等間隔燃焼する２気筒４サイクルエンジン（以下、「２気筒エンジン」と略称）１Ｂに適用した場合を例示する。２気筒エンジン１Ｂにおいて、クランク軸６に、フライホイール３０を含む外的な負荷が印加されず、ピストン１１に発生する圧縮時及び燃焼時の押圧力も印加されない状態でクランク軸６を回転させた場合、ピストン系に作用するエネルギが３６０[deg-CA]周期で変動する。そのため、図１１に示すように、２気筒エンジン１Ｂでは、クランク軸６の角速度が３６０[deg-CA]周期で変動する。尚、図に示すクランク角０[deg-CA]は圧縮上死点である。   In the present embodiment, the method of setting the specifications of the pair of non-circular gears 25 and 26 shown in the first embodiment is a two-cylinder four-cycle engine (hereinafter, abbreviated as “two-cylinder engine”) 1B that burns at equal intervals. The case where it applies to is illustrated. In the two-cylinder engine 1B, the crankshaft 6 is rotated in a state where no external load including the flywheel 30 is applied to the crankshaft 6 and no pressing force is applied to the piston 11 during compression and combustion. In this case, the energy acting on the piston system varies with a period of 360 [deg-CA]. Therefore, as shown in FIG. 11, in the two-cylinder engine 1B, the angular velocity of the crankshaft 6 fluctuates at a cycle of 360 [deg-CA]. The crank angle 0 [deg-CA] shown in the figure is the compression top dead center.

２気筒エンジン１Ｂでは、互いに噛合する非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のギヤ比ε（θ）を、クランク軸６の周期的な角速度の変化（図１１参照）を相殺する値、すなわち、図７に示すように設定することで、クランク軸６に発生する角速度の変化を許容しつつ、出力軸２４の回転を等速回転させることができる。   In the two-cylinder engine 1B, the gear ratio ε (θ) for each crank angle θ of the non-circular gears 25 and 26 meshing with each other cancels the periodic angular velocity change (see FIG. 11) of the crankshaft 6, that is, By setting as shown in FIG. 7, it is possible to rotate the output shaft 24 at a constant speed while allowing a change in angular velocity generated in the crankshaft 6.

実験によれば、図７に示すギヤ比ε（θ）は、次式（６）に示す近似式から算出できることが解明された。

According to experiments, it has been clarified that the gear ratio ε (θ) shown in FIG. 7 can be calculated from the approximate expression shown in the following expression (6).

ここで、バランスファクタＢｆは、Ｂｆ＝１に設定されている。   Here, the balance factor Bf is set to Bf = 1.

互いに噛合する一対の非円形歯車２５，２６のギヤ比ε（θ）を、（６）式に基づいて求めることで両非円形歯車２５，２６の噛合面間にかかる負担が軽減されると共に、回転系は非等速回転、出力系は等速回転とすることができる。   By obtaining the gear ratio ε (θ) of the pair of non-circular gears 25, 26 meshing with each other based on the equation (6), the burden on the meshing surfaces of the non-circular gears 25, 26 is reduced, The rotation system can be non-constant speed rotation, and the output system can be constant speed rotation.

そして、（６）式から求めたギヤ比ε（θ）と、上述した（３）〜（５）式とに基づき、両非円形歯車２５，２６のクランク角θ毎のピッチ円半径ｒ１（θ），ｒ２（θ）を算出する。   Then, based on the gear ratio ε (θ) obtained from the equation (6) and the above equations (3) to (5), the pitch circle radius r1 (θ for each crank angle θ of both the non-circular gears 25 and 26 is obtained. ), R2 (θ).

このようにして求めた駆動側非円形歯車２５及び従動側非円形歯車２６を、図５、図６に示すように、クランク軸６と出力軸２４との間に介装することで、２気筒エンジン１Ｂであっても、上述した第１実施形態と同様の作用効果を得ることができる。   The driving-side non-circular gear 25 and the driven-side non-circular gear 26 thus obtained are interposed between the crankshaft 6 and the output shaft 24 as shown in FIGS. Even if it is engine 1B, the effect similar to 1st Embodiment mentioned above can be acquired.

［第３実施形態］
図８に本発明の第３実施形態による駆動系の概略構成図を示す。本実施形態は、上述した第１実施形態によるエンジン１Ａの出力軸２４に、無段変速機３１を介して前後進切換装置３２を連設したものである。 [Third Embodiment]
FIG. 8 shows a schematic configuration diagram of a drive system according to the third embodiment of the present invention. In this embodiment, a forward / reverse switching device 32 is connected to an output shaft 24 of the engine 1A according to the first embodiment described above via a continuously variable transmission 31.

無段変速機３１はベルト式であり、プライマリプーリ３１ａとセカンダリプーリ３１ｂと、この両プーリ３１ａ，３１ｂ間に巻回された駆動ベルト３１ｃとを備えており、このプライマリプーリ３１ａが出力軸２４に軸着されている。更に、セカンダリプーリ３１ｂが前後進切換装置３２の入力軸３２ａに軸着されている。   The continuously variable transmission 31 is a belt type, and includes a primary pulley 31a, a secondary pulley 31b, and a drive belt 31c wound between the pulleys 31a and 31b. The primary pulley 31a is connected to the output shaft 24. It is attached to the shaft. Further, a secondary pulley 31 b is attached to the input shaft 32 a of the forward / reverse switching device 32.

又、前後進切換装置３２は遊星歯車で構成されており、入力軸３２ａにサンギヤ３３が軸着されている。更に、このサンギヤ３３とリングギヤ３４との間に介装されているプラネタリピニオン３５がプラネタリキャリア３６に支持され、このプラネタリキャリア３６が、駆動輪（図示せず）に動力を伝達する出力軸３７に連設されている。更に、リングギヤ３４の外周に、出力軸２４に軸着されているピニオン３８が噛合されており、等速回転する出力軸２４の回転によりプライマリプーリ３１ａとピニオン３８とが一体回転する。尚、サンギヤ３３とピニオン３８とのモジュール及び歯数は同一である。   The forward / reverse switching device 32 is constituted by a planetary gear, and a sun gear 33 is attached to the input shaft 32a. Further, a planetary pinion 35 interposed between the sun gear 33 and the ring gear 34 is supported by a planetary carrier 36, and the planetary carrier 36 is connected to an output shaft 37 that transmits power to drive wheels (not shown). It is connected continuously. Further, a pinion 38 mounted on the output shaft 24 is meshed with the outer periphery of the ring gear 34, and the primary pulley 31a and the pinion 38 are integrally rotated by the rotation of the output shaft 24 rotating at a constant speed. The sun gear 33 and the pinion 38 have the same modules and the same number of teeth.

前後進切換装置３２は、セカンダリプーリ３１ｂの溝幅とプライマリプーリ３１ａの溝幅とを、油圧等により互いに反比例する方向へ可変させることで、変速比（プライマリプーリ回転速度Ｎｐ／セカンダリプーリ回転速度Ｎｓ）を連続的に可変設定することができる。   The forward / reverse switching device 32 varies the groove width of the secondary pulley 31b and the groove width of the primary pulley 31a in directions that are inversely proportional to each other by hydraulic pressure or the like, thereby changing the gear ratio (primary pulley rotational speed Np / secondary pulley rotational speed Ns). ) Can be variably set continuously.

いま、プライマリプーリ３１ａ（出力軸２４）とセカンダリプーリ３１ｂの回転速度が等しい場合（変速比＝１）、このプライマリプーリ３１ａと一体回転するピニオン３８によって回転されているリングギヤ３４と、セカンダリプーリ３１ｂと一体回転するサンギヤ３３とが、互いに反対方向へ等しい速度で回転するため、プラネタリピニオン３５は自転するのみで公転することはない。その結果、プラネタリキャリア３６は回転せず、ニュートラル状態となる（ギヤードニュートラル状態）。   If the primary pulley 31a (output shaft 24) and the secondary pulley 31b have the same rotational speed (gear ratio = 1), the ring gear 34 rotated by the pinion 38 that rotates integrally with the primary pulley 31a, the secondary pulley 31b, Since the integrally rotating sun gear 33 rotates at the same speed in opposite directions, the planetary pinion 35 only rotates and does not revolve. As a result, the planetary carrier 36 does not rotate and enters a neutral state (geared neutral state).

一方、このニュートラル状態から、セカンダリプーリ３１ｂの回転速度を増加させると（変速比＜１）、サンギヤ３３とリングギヤ３４との差回転により、プラネタリピニオン３５が公転し、この公転による回転速度がプラネタリキャリア３６を介して駆動輪に伝達されて、車両が前進する。   On the other hand, when the rotational speed of the secondary pulley 31b is increased from this neutral state (speed ratio <1), the planetary pinion 35 revolves due to the differential rotation between the sun gear 33 and the ring gear 34, and the rotational speed due to this revolution is the planetary carrier. The vehicle is transmitted to the drive wheels via 36 and the vehicle moves forward.

又、ニュートラル状態から、セカンダリプーリ３１ｂの回転速度を減速させると（変速比＞１）、サンギヤ３３とリングギヤ３４との間に、前進時とは逆方向の差回転が発生し、この差回転によりプラネタリキャリア３６が逆転し、この出力が駆動輪に伝達されて、車両が後進する。   Further, when the rotational speed of the secondary pulley 31b is decelerated from the neutral state (transmission ratio> 1), a differential rotation in the opposite direction to the forward direction occurs between the sun gear 33 and the ring gear 34. The planetary carrier 36 rotates in the reverse direction, and this output is transmitted to the drive wheels so that the vehicle moves backward.

車両の前進、或いは後進時において、出力軸２４が常時、等速回転しているため、安定した出力を駆動輪へ伝達させることができる。   Since the output shaft 24 is always rotating at a constant speed when the vehicle is moving forward or backward, a stable output can be transmitted to the drive wheels.

［第４実施形態］
図９に本発明の第４実施形態による駆動系の概略構成図を示す。本実施形態は、上述した第１実施形態、及び第３実施形態の変形例であり、エンジン１Ｃとして、２つのバンクを有する４サイクル４気筒Ｖ型、或いは水平対向型エンジンを示す。尚、第１実施形態、及び第３実施形態と同一の構成部分については同一の符号を付して説明を省略する。 [Fourth Embodiment]
FIG. 9 shows a schematic configuration diagram of a drive system according to the fourth embodiment of the present invention. The present embodiment is a modification of the first embodiment and the third embodiment described above, and shows a 4-cycle 4-cylinder V-type or horizontally opposed engine having two banks as the engine 1C. In addition, the same code | symbol is attached | subjected about the component same as 1st Embodiment and 3rd Embodiment, and description is abbreviate | omitted.

２つのバンクを有するエンジンでは、各バンク毎に動弁室２０ａ，２０ｂを有し、この各動弁室２０にカム軸２２ａ，２２ｂが横設されている。クランク軸６に軸着されている駆動側非円形歯車２５に、２つの従動側非円形歯車２６ａ，２６ｂが噛合されている。尚、この駆動側非円形歯車２５、及び従動側非円形歯車２６ａ，２６ｂの形状は、第１実施形態で説明した駆動側非円形歯車２５、及び従動側非円形歯車２６と同一であるため、説明を省略する。   In the engine having two banks, the valve chambers 20a and 20b are provided for each bank, and the camshafts 22a and 22b are laterally provided in the valve chambers 20. Two driven non-circular gears 26a and 26b are meshed with the drive-side non-circular gear 25 that is attached to the crankshaft 6. The shapes of the drive-side non-circular gear 25 and the driven-side non-circular gears 26a and 26b are the same as the drive-side non-circular gear 25 and the driven-side non-circular gear 26 described in the first embodiment. Description is omitted.

この各従動側非円形歯車２６ａ，２６ｂを軸着する出力軸２４ａ，２４ｂに駆動側タイミングギヤ２７ａ，２７ｂが各々軸着され、又、各カム軸２２ａ，２２ｂに従動側タイミングギヤ２８ａ，２８ｂが各々軸着されている。そして、この各駆動側タイミングギヤ２７ａ，２７ｂと従動側タイミングギヤ２８ａ，２８ｂとが、各タイミングベルト２９ａ，２９ｂを介して各々連設されている。尚、エンジン１Ｃは、点火順が＃１→＃３→＃２→＃４の等間隔燃焼に設定されている。又、無段変速機３１、及び前後進切換装置３２の構成は、上述した第３実施形態と同一である。   Drive-side timing gears 27a and 27b are respectively attached to output shafts 24a and 24b on which the driven non-circular gears 26a and 26b are attached, and driven-side timing gears 28a and 28b are attached to the cam shafts 22a and 22b. Each is attached to a shaft. The drive side timing gears 27a and 27b and the driven side timing gears 28a and 28b are connected to each other via the timing belts 29a and 29b. In the engine 1C, the ignition order is set to equal interval combustion of # 1 → # 3 → # 2 → # 4. The configurations of the continuously variable transmission 31 and the forward / reverse switching device 32 are the same as those in the third embodiment described above.

又、一方のバンクに設けられている出力軸２４ａにプライマリプーリ３１ａが軸着されている。更に、他方のバンクに設けられている出力軸２４ｂに、リングギヤ３４の外周に噛合するピニオン３８が軸着されている。   A primary pulley 31a is attached to an output shaft 24a provided in one bank. Further, a pinion 38 that meshes with the outer periphery of the ring gear 34 is attached to an output shaft 24b provided in the other bank.

いま、プライマリプーリ３１ａ（出力軸２４ａ）とセカンダリプーリ３１ｂの回転速度が等しい場合（変速比＝１）、サンギヤ３３とピニオン３８とが、互いに反対方向へ等しい速度で回転するため、プラネタリピニオン３５は自転するのみで公転することはなく、従って、プラネタリキャリア３６は回転せず、ニュートラル状態となる（ギヤードニュートラル状態）。尚、前進走行、及び後進走行時の作用は、上述した第３実施形態と同一であるため説明を省略する。   Now, when the rotation speeds of the primary pulley 31a (output shaft 24a) and the secondary pulley 31b are equal (gear ratio = 1), the sun gear 33 and the pinion 38 rotate at the same speed in opposite directions, so that the planetary pinion 35 is The planetary carrier 36 is not rotated and is in a neutral state (geared neutral state). In addition, since the effect | action at the time of forward travel and reverse travel is the same as 3rd Embodiment mentioned above, description is abbreviate | omitted.

このように、本実施形態では、一方の出力軸２４ａにプライマリプーリ３１ａを軸着し、他方の出力軸２４ｂに、リングギヤ３４に噛合するピニオン３８を軸着したので、第３実施形態のように１つの出力軸２４にプライマリプーリ３１ａとピニオン３８とを軸着する場合に比し、各出力軸２４ａ，２４ｂにかかる負担を軽減することができ、相対的に各出力軸２４ａ，２４ｂの強度を低減することができる。   Thus, in the present embodiment, the primary pulley 31a is pivotally attached to one output shaft 24a, and the pinion 38 that meshes with the ring gear 34 is pivotally attached to the other output shaft 24b. Compared with the case where the primary pulley 31a and the pinion 38 are attached to one output shaft 24, the load on each output shaft 24a, 24b can be reduced, and the strength of each output shaft 24a, 24b can be relatively increased. Can be reduced.

尚、本発明は、上述した実施形態に限るものではなく、例えば採用するエンジンは、１８０[deg-CA]、或いは３６０[deg-CA]周期で等間隔燃焼するものであれば、４サイクル２気筒、４サイクル４気筒以外のエンジンにも採用することができる。   Note that the present invention is not limited to the above-described embodiment. For example, if the engine to be used is one that burns at equal intervals of 180 [deg-CA] or 360 [deg-CA], four cycles 2 It can also be employed in engines other than cylinders and 4-cycle 4-cylinder engines.

第１実施形態による４サイクル４気筒エンジンの正面図Front view of a 4-cycle 4-cylinder engine according to the first embodiment 同、４サイクル４気筒エンジンの側面スケルトーン図Side skeleton diagram of the 4-cycle 4-cylinder engine 同、一対の非円形歯車の噛合面間のギヤ比の変化を示す説明図Explanatory drawing which shows the change of the gear ratio between the meshing surfaces of a pair of non-circular gears 同、エンジン回転数と一対の非円形歯車の噛合面間にかかる応力との関係を示す説明図Explanatory drawing which shows the relationship between the engine speed and the stress applied between the meshing surfaces of a pair of non-circular gears 第２実施形態による４サイクル２気筒エンジンの側面スケルトーン図Side skeleton diagram of a 4-cycle 2-cylinder engine according to the second embodiment 同、互いに噛合する一対の非円形歯車をピッチ円で表した概略図Schematic showing a pair of non-circular gears meshed with each other with a pitch circle 同、一対の非円形歯車の噛合面間のギヤ比の変化を示す説明図Explanatory drawing which shows the change of the gear ratio between the meshing surfaces of a pair of non-circular gears 第３実施形態による駆動系の概略構成図Schematic configuration diagram of a drive system according to the third embodiment 第４実施形態による駆動系の概略構成図Schematic configuration diagram of drive system according to fourth embodiment 従来例を示し、（ａ）は４サイクル４気筒エンジンのピストン系と回転系とのエネルギ変動を表す説明図、（ｂ）は４サイクル４気筒エンジンのクランク軸の角速度の変化を表す特性図A conventional example is shown, (a) is an explanatory diagram showing energy fluctuations between a piston system and a rotating system of a four-cycle four-cylinder engine, and (b) is a characteristic diagram showing a change in angular velocity of a crankshaft of the four-cycle four-cylinder engine. ４サイクル２気筒エンジンのクランク軸の角速度の変化を示す特性図Characteristic diagram showing change in angular velocity of crankshaft of 4-cycle 2-cylinder engine

符号の説明Explanation of symbols

１Ａ，１Ｃ…４気筒４サイクルエンジン、
１Ｂ…２気筒４サイクルエンジン
６…クランク軸、
６ａ…駆動軸
１０…コンロッド、
１１…ピストン、
２２，２２ａ，２２ｂ…カム軸、
２４，２４ａ，２４ｂ…出力軸、
２５…駆動側非円形歯車、
２６，２６ａ，２６ｂ…従動側非円形歯車、
γ…回転半径、
ε…ギヤ比、
θ…クランク角、
ω１，ω２…角速度、
Ｂｆ…バランスファクタ、
Ｅ…（ピストン系のエネルギと回転系のエネルギの）総和、
Ｌ…軸間距離、
Ｎα…エンジン回転数、
Ｎβ…定格回転数、
ｌ…長さ、
ｒ１，ｒ２…ピッチ円半径、
ｕ…ピストン速度 1A, 1C ... 4 cylinder 4 cycle engine,
1B 2 cylinder 4 cycle engine 6 crankshaft
6a ... Drive shaft 10 ... Connecting rod,
11 ... Piston,
22, 22a, 22b ... camshaft,
24, 24a, 24b ... output shaft,
25 ... non-circular gear on the drive side,
26, 26a, 26b ... driven side non-circular gears,
γ ... turning radius,
ε ... gear ratio,
θ ... Crank angle,
ω1, ω2 ... angular velocity,
Bf ... Balance factor,
E ... Sum of (energy of piston system and energy of rotation system),
L: Distance between axes,
Nα: engine speed,
Nβ ... Rated speed,
l ... length,
r1, r2 ... pitch circle radius,
u ... Piston speed

Claims (3)

クランク軸の出力側に駆動側非円形歯車を配設し、該クランク軸と平行に配設されている出力軸に前記駆動側非円形歯車に噛合する従動側非円形歯車を配設し、該両非円形歯車の回転により、クランク軸の周期的な不等速回転を等速回転に変換するエンジンにおいて、
上記両非円形歯車の噛合面間のギヤ比を、前記クランク軸の周期的な角速度の変化を許容すると共に前記出力軸を等速回転させる値に、クランク角毎に設定した
ことを特徴とするエンジン。 A drive-side non-circular gear is disposed on the output side of the crankshaft, and a driven-side non-circular gear meshing with the drive-side non-circular gear is disposed on an output shaft disposed in parallel with the crankshaft; In an engine that converts the periodic non-uniform rotation of the crankshaft into a uniform rotation by the rotation of both non-circular gears,
The gear ratio between the meshing surfaces of the non-circular gears is set for each crank angle to a value that allows a periodic angular speed change of the crankshaft and rotates the output shaft at a constant speed. engine. 前記ギヤ比は、前記ピストンと前記クランク軸とを連設するコンロッドの長さと、該クランク軸の回転半径と、回転系の総重量とピストン系の総重量との比に基づいてクランク角毎に設定する
ことを特徴とする請求項１記載のエンジン。 The gear ratio is determined for each crank angle based on the length of the connecting rod connecting the piston and the crankshaft, the rotation radius of the crankshaft, and the ratio of the total weight of the rotating system and the total weight of the piston system. The engine according to claim 1, wherein the engine is set. 前記クランク軸には、１８０クランク角度或いは３６０クランク角度毎に等間隔燃焼する複数の前記ピストンが連設されている
ことを特徴とする請求項１或いは２記載のエンジン。 The engine according to claim 1 or 2, wherein the crankshaft is continuously provided with a plurality of pistons that burn at equal intervals every 180 crank angles or 360 crank angles.

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